JPH04248066A - Continuously variable transmission control device - Google Patents
Continuously variable transmission control deviceInfo
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Abstract
Description
【０００１】0001
【産業上の利用分野】本発明は、車両用のベルト式無段
変速機において電子的にセカンダリ圧制御及び変速制御
する制御装置に関し、詳しくは、プライマリ制御弁の故
障時のフェイルセーフに関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a control device for electronically controlling secondary pressure and speed change in a belt-type continuously variable transmission for a vehicle, and more particularly to fail-safe control in the event of failure of a primary control valve.
【０００２】0002
【従来の技術】一般に、この種の無段変速機の制御系で
は、セカンダリ圧及びプライマリ圧の各制御弁、制御系
が電子化される傾向にある。そして、伝達トルクに対応
したセカンダリ圧、各運転及び走行条件に対応したプラ
イマリ圧の変速制御を最適化することを目指している。2. Description of the Related Art Generally, in the control system of this type of continuously variable transmission, there is a tendency for the secondary pressure and primary pressure control valves and the control system to be computerized. The aim is to optimize the shift control of the secondary pressure corresponding to the transmitted torque and the primary pressure corresponding to each driving and driving condition.
【０００３】そこで、この種の無段変速機の電子制御系
として、セカンダリ制御弁に比例電磁リリーフ弁を、プ
ライマリ制御弁に比例電磁減圧弁を用いて制御すること
が、本件出願人により既に提案されている。セカンダリ
制御弁は、比例ソレノイドのソレノイド電流によりポン
プ吐出圧の一部を逃がし、比例関係で所定のセカンダリ
圧に調圧制御し、プライマリ制御弁は、比例ソレノイド
のソレノイド電流によりセカンダリ圧を減圧し、同様の
比例関係で所定のプライマリ圧に制御する。また、セカ
ンダリ圧制御系ではプライマリとセカンダリの回転信号
により変速比を算出し、この変速比に対する必要セカン
ダリ圧を設定し、必要セカンダリ圧と駆動系の入力トル
ク等により最適なセカンダリ圧に応じたソレノイド電流
を出力する。この場合に、車両停車時に上記回転信号が
入力しないと、変速比を最大に設定している。一方、上
述のセカンダリ及びプライマリの制御弁では、例えば過
電流の供給等によりソレノイドが断線することがあり、
このような故障に対してフェイルセーフ対策が施されて
いる。このフェイルセーフとしては、プライマリ圧が急
激に低下してダウンシフトすることによるブレーキ現象
、セカンダリ圧が急激に低下してベルトスリップを生じ
ることを防止するため、非通電時には高圧に保持するよ
うに設定されている。Therefore, as an electronic control system for this type of continuously variable transmission, the applicant has already proposed controlling the secondary control valve using a proportional electromagnetic relief valve and the primary control valve using a proportional electromagnetic pressure reducing valve. has been done. The secondary control valve releases a part of the pump discharge pressure using the solenoid current of the proportional solenoid and regulates the pressure to a predetermined secondary pressure in a proportional relationship, and the primary control valve reduces the secondary pressure using the solenoid current of the proportional solenoid. The primary pressure is controlled to a predetermined primary pressure using a similar proportional relationship. In addition, the secondary pressure control system calculates the gear ratio based on the primary and secondary rotation signals, sets the required secondary pressure for this gear ratio, and controls the solenoid according to the optimal secondary pressure based on the required secondary pressure and input torque of the drive system. Outputs current. In this case, if the rotation signal is not input when the vehicle is stopped, the gear ratio is set to the maximum. On the other hand, in the above-mentioned secondary and primary control valves, the solenoid may become disconnected due to excessive current supply, etc.
Fail-safe measures are taken against such failures. This fail-safe is set to maintain high pressure when the power is not energized to prevent braking caused by a sudden drop in primary pressure and downshifting, and belt slip caused by a sudden drop in secondary pressure. has been done.
【０００４】ところで、このようなフェイルセーフ機能
を有する制御系では、プライマリ制御弁が故障した場合
にプライマリ圧が高圧を保持するように制御され、この
状態で停車するとセカンダリ圧も最大変速比に応じて高
圧に制御される。このため、プライマリシリンダには通
常の最大圧の数倍の圧力がかかり、シリンダの変形等を
招く。また、ベルトにも必要以上の張力が作用して耐久
性等を損なうおそれがある。従って、上記プライマリ制
御弁の故障に対しては、更に停車時のようにセカンダリ
圧が増大制御される場合において、プライマリ圧、セカ
ンダリ圧を低下する対策が必要になる。By the way, in a control system having such a fail-safe function, if the primary control valve fails, the primary pressure is controlled to maintain a high pressure, and if the vehicle is stopped in this state, the secondary pressure will also change according to the maximum gear ratio. controlled at high pressure. Therefore, a pressure several times the normal maximum pressure is applied to the primary cylinder, leading to deformation of the cylinder. Moreover, there is a possibility that an excessive tension may be applied to the belt, thereby impairing its durability and the like. Therefore, in response to a failure of the primary control valve, it is necessary to take measures to reduce the primary pressure and the secondary pressure when the secondary pressure is controlled to increase, such as when the vehicle is stopped.
【０００５】従来、無段変速機の制御でプライマリ側制
御弁故障時のフェイルセーフに関しては、例えば特開昭
６０−２４９７６１号公報の先行技術がある。ここで、
シフト方向切換弁が故障により非励磁の場合はシフトア
ップし、シフト速度切換弁が同様に非励磁の場合はシフ
ト速度を略零に設定する。そして、一方の切換弁が故障
した場合は、他方の切換弁も非励磁して緩やかなシフト
アップの状態にし、変速比の急激な変化を回避すること
が示されている。[0005] Conventionally, regarding fail-safe control in the event of failure of the primary side control valve in control of a continuously variable transmission, there is a prior art, for example, disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 60-249761. here,
If the shift direction switching valve is de-energized due to a failure, the shift speed is upshifted, and if the shift speed switching valve is similarly de-energized, the shift speed is set to approximately zero. It is also shown that when one switching valve fails, the other switching valve is also de-energized to achieve a gradual upshift state to avoid a sudden change in the gear ratio.
【０００６】[0006]
【発明が解決しようとする課題】ところで、上記先行技
術のものにあっては、プライマリ側の弁の故障時にプラ
イマリ圧のみを徐々に増大してフェイルセーフするよう
に構成されているので、プライマリ圧の元圧のセカンダ
リ圧が増大制御される条件では、既に述べたようにプラ
イマリ圧が更に増大して同様の不具合を生じる。[Problems to be Solved by the Invention] By the way, the above-mentioned prior art is configured to gradually increase only the primary pressure in the event of failure of the primary side valve, so that the primary pressure Under conditions where the secondary pressure of the source pressure is controlled to increase, the primary pressure further increases as described above, causing the same problem.
【０００７】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、無段変速機のプライマリ
制御弁の故障時のフェイルセーフにおいて、停車時等の
条件でのプライマリ圧の異常な上昇を防止して、シリン
ダやベルトの耐久性、走行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。[0007] The present invention has been made in view of the above points, and its purpose is to provide a fail-safe system in the event of a failure of the primary control valve of a continuously variable transmission, by reducing the primary pressure under conditions such as when the vehicle is stopped. An object of the present invention is to provide a control device for a continuously variable transmission that can prevent abnormal rises and improve the durability, running performance, etc. of cylinders and belts.
【０００８】[0008]
【課題を解決するための手段】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、電気信号が入力す
るセカンダリ制御弁によりポンプ吐出圧を調圧してセカ
ンダリ圧を制御し、プライマリ制御弁によりセカンダリ
圧を減圧し、所定のプライマリ圧を生じて変速制御し、
このプライマリ制御弁を故障等の非通電時にプライマリ
圧を高圧に保持するように設定する制御系において、上
記プライマリ制御弁の故障の有無を判定する故障判定手
段と、プライマリ制御弁の故障時において車両停車等の
変速比の算出が不可能な条件では、セカンダリ制御系の
必要セカンダリ圧を最小変速比側に設定する油圧抑制手
段とを備えることを主要な特徴とする。そして、プライ
マリ制御弁が故障すると、プライマリ圧を高圧に保持し
て最小変速比側に強制的にアップシフトし、急激なブレ
ーキを生じないようにフェイルセーフして停車する。こ
のとき、略停車の条件になると油圧抑制手段によりセカ
ンダリ制御系を強制的に最小変速比の制御状態に変更し
て、プライマリ圧とセカンダリ圧の必要以上の上昇を抑
制し、シリンダやベルトの耐久性等を向上することを可
能にする。[Means for Solving the Problems] In order to achieve the above object, the control device for a continuously variable transmission of the present invention regulates the pump discharge pressure using a secondary control valve to which an electric signal is input to control the secondary pressure, The primary control valve reduces the secondary pressure, generates a predetermined primary pressure, and controls the speed change.
In a control system that sets the primary control valve to maintain the primary pressure at a high pressure when the primary control valve is not energized due to a failure or the like, a failure determination means for determining whether or not there is a failure in the primary control valve, and a The main feature is that the vehicle is equipped with a hydraulic pressure suppressing means that sets the required secondary pressure of the secondary control system to the minimum gear ratio side under conditions where the calculation of the gear ratio is impossible, such as when the vehicle is stopped. If the primary control valve fails, the primary pressure is maintained at a high pressure and the vehicle is forcibly upshifted to the minimum gear ratio to stop the vehicle in a fail-safe manner to prevent sudden braking. At this time, when the condition is almost stopped, the secondary control system is forcibly changed to the minimum gear ratio control state by the hydraulic pressure suppressing means, suppressing the increase in primary pressure and secondary pressure more than necessary, and improving the durability of the cylinder and belt. It makes it possible to improve sexual performance, etc.
【０００９】[0009]
【作用】上記の構成に基づいて、プライマリ制御弁とセ
カンダリ制御弁により電子的にセカンダリ圧制御及び変
速制御し、これらプライマリ制御弁及びセカンダリ制御
弁の故障時には高圧を保持するようにフェイルセーフす
る制御系において、プライマリ制御弁の故障時には、プ
ライマリ圧の必要以上の上昇が抑制される。プライマリ
圧とセカンダリ圧の上昇抑制制御は、略停車時に限定し
て行われる。またプライマリ制御弁の故障時には、セカ
ンダリ制御系を強制的に最小変速比状態に変更するよう
になる。[Operation] Based on the above configuration, the primary control valve and the secondary control valve electronically perform secondary pressure control and speed change control, and fail-safe control to maintain high pressure in the event of failure of the primary control valve or secondary control valve. In the system, when the primary control valve fails, the primary pressure is prevented from increasing more than necessary. The increase suppression control of the primary pressure and the secondary pressure is performed only when the vehicle is substantially stationary. Furthermore, when the primary control valve fails, the secondary control system is forcibly changed to the minimum gear ratio state.
【００１０】0010
【実施例】以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明
する。図２において、本発明が適応される無段変速機と
して、ロックアッ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。符合１はエンジンであり、このエン
ジン１のクランク軸２がトルクコンバータ装置３、前後
進切換装置４、無段変速機５及びディファレンシャル装
置６に順次伝動構成されている。Embodiments Hereinafter, embodiments of the present invention will be explained based on the drawings. Referring to FIG. 2, an outline of a drive system of a continuously variable transmission with a lock-up torque converter will be described as a continuously variable transmission to which the present invention is applied. Reference numeral 1 designates an engine, and a crankshaft 2 of this engine 1 is configured to transmit power to a torque converter device 3, a forward/reverse switching device 4, a continuously variable transmission 5, and a differential device 6 in this order.
【００１１】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１０を介してコンバータカバー１１
及びトルクコンバータ１２のポンプインペラ１２ａ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ップクラッチ１５は、ドライ
ブプレート１０に係合可能に設置され、エンジン動力を
トルクコンバータ１２、ロックアップクラッチ１５の一
方を経由して伝達するようになっている。[0011] The torque converter device 3 is connected to the crankshaft 2.
is connected to the converter cover 11 via the drive plate 10
and is connected to the pump impeller 12a of the torque converter 12. Turbine runner 12b of torque converter 12
is connected to the turbine shaft 13, and the 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 with the drive plate 10, and transmits engine power via either the torque converter 12 or the lock-up clutch 15.
【００１２】前後進切換装置４は、ダブルピニオン式プ
ラネタリギヤ１６を有し、サンギヤ１６ａにタービン軸
１３が入力し、キャリヤ１６ｂからプライマリ軸２０が
出力する。そして、サンギヤ１６ａとリングギヤ１６ｃ
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、フォワ
ードクラッチ１７の係合でプラネタリギヤ１６を一体化
し、タービン軸１３とプライマリ軸２０が直結した前進
位置を得る。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するように後進位置
に切換え、フォワードクラッチ１７とリバースブレーキ
１８を共に解放し、プラネタリギヤ１６がフリーの中立
位置にしている。The forward/reverse switching device 4 has a double pinion planetary gear 16, the turbine shaft 13 is input to the sun gear 16a, and the primary shaft 20 is output from the carrier 16b. And sun gear 16a and ring gear 16c
The forward clutch 17 is connected between the forward clutch 17 and the ring gear 16c.
A reverse brake 18 is provided between the engine and the case, and engagement of the forward clutch 17 integrates the planetary gear 16 to obtain a forward position where the turbine shaft 13 and the primary shaft 20 are directly connected. Further, by engaging the reverse brake 18, the primary shaft 20 is switched to the reverse position so as to output reversed power, the forward clutch 17 and the reverse brake 18 are both released, and the planetary gear 16 is set to a free neutral position.
【００１３】無段変速機５は、プライマリ軸２０に油圧
シリンダ２１を有するプーリ間隔可変式のプライマリプ
ーリ２２が設けられ、プライマリ軸２０に平行配置され
るセカンダリ軸２３に、同様に油圧シリンダ２４を有す
るセカンダリプーリ２５が設けられる。そして、両プー
リ２２，２５の間に駆動ベルト２６が巻付けられている
。ここで、プライマリシリンダ２１の方が受圧面積が大
きく設定され、このプライマリ圧によりベルト２６の両
プーリ２２，２５における巻付け径の比率を変えて、無
段変速するようになっている。The continuously variable transmission 5 includes a primary pulley 22 with variable pulley spacing having a hydraulic cylinder 21 on a primary shaft 20, and a secondary shaft 23 disposed parallel to the primary shaft 20 with a hydraulic cylinder 24 in the same manner. A secondary pulley 25 is provided. A drive belt 26 is wound between both pulleys 22 and 25. Here, the primary cylinder 21 is set to have a larger pressure receiving area, and this primary pressure changes the ratio of the winding diameters of the belt 26 on both pulleys 22 and 25, thereby achieving stepless speed change.
【００１４】ディファレンシャル装置６は、セカンダリ
軸２３に一対のリダクションギヤ２７を介して出力軸２
８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３０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。The differential device 6 connects the output shaft 2 to the secondary shaft 23 via a pair of reduction gears 27.
8 are connected, and the drive gear 29 of this output shaft 28 meshes with the final gear 30. And final gear 30
A differential gear 31 is connected to left and right wheels 33 via an axle 32.
【００１５】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に隣接してオイルポンプ３４
が配設される。このオイルポンプ３４はポンプドライブ
軸３５を介しコンバータカバー１１に連結され、常にエ
ンジン動力によりポンプ駆動して、油圧を生じるように
なっている。ここで、無段変速機５では油圧が高低の広
範囲に制御されるので、オイルポンプ３４は例えばロー
ラベーン式で、可変容量型のものが使用される。On the other hand, in order to obtain a hydraulic pressure source for controlling the continuously variable transmission, an oil pump 34 is installed adjacent to the torque converter 12.
will be placed. This oil pump 34 is connected to the converter cover 11 via a pump drive shaft 35, and is always driven by engine power to generate oil pressure. Here, in the continuously variable transmission 5, since the oil pressure is controlled over a wide range of high and low levels, the oil pump 34 is, for example, a roller vane type variable displacement type.
【００１６】次に、油圧制御系について述べる。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、セカンダリ制御弁５０に連通して、所定のセカ
ンダリ圧Ｐｓを生じており、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制御
弁６０に導かれ、油路４４によりプライマリシリンダ２
１に給排油してプライマリ圧Ｐｐを生じるようになって
いる。セカンダリ制御弁５０は、例えば比例電磁リリー
フ弁式であり、比例ソレノイド５１に制御ユニット７０
からプーリ押付け用のソレノイド電流Ｉｓが供給される
。すると、ソレノイド電流Ｉｓにより設定圧を可変して
、比例関係でセカンダリ圧Ｐｓを調圧制御する。プライ
マリ制御弁６０は、例えば比例電磁減圧弁式であり、比
例ソレノイド６１に制御ユニット７０から変速用のソレ
ノイド電流Ｉｐが供給される。すると、ソレノイド電流
Ｉｐにより設定圧を可変してセカンダリ圧Ｐｓを減圧し
、比例関係でプライマリ圧Ｐｐを制御するものである。Next, the hydraulic control system will be described. First of all,
An oil passage 41 from the oil pump 34 that communicates with the oil pan 40 communicates with the secondary control valve 50 to generate a predetermined secondary pressure Ps, and this secondary pressure Ps is constantly supplied to the secondary cylinder 24 through an oil passage 42. be done. The secondary pressure Ps is guided to the primary control valve 60 via the oil passage 43, and the secondary pressure Ps is guided to the primary control valve 60 via the oil passage 44.
The primary pressure Pp is generated by supplying and discharging oil to the primary pressure pump 1. The secondary control valve 50 is, for example, a proportional electromagnetic relief valve type, and a control unit 70 is connected to the proportional solenoid 51.
A solenoid current Is for pressing the pulley is supplied from the solenoid current Is for pressing the pulley. Then, the set pressure is varied by the solenoid current Is, and the secondary pressure Ps is controlled proportionally. The primary control valve 60 is, for example, a proportional electromagnetic pressure reducing valve type, and a solenoid current Ip for speed change is supplied to the proportional solenoid 61 from the control unit 70. Then, the set pressure is varied by the solenoid current Ip to reduce the secondary pressure Ps, and the primary pressure Pp is controlled in a proportional relationship.
【００１７】一方、セカンダリ制御弁５０のドレン側の
油路４５には、常に比較的高い潤滑圧を生じる。そこで
、この潤滑圧を制御してトルクコンバータ１２、前後進
切換装置４、ベルト２４等の潤滑部に供給されるように
回路構成されている。On the other hand, relatively high lubricating pressure is always generated in the oil passage 45 on the drain side of the secondary control valve 50. Therefore, the circuit is configured so that this lubricating pressure is controlled and supplied to lubricating parts such as the torque converter 12, the forward/reverse switching device 4, and the belt 24.
【００１８】図１において、本発明の制御装置の実施例
の電子制御系について述べる。入力信号のセンサとして
、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及びセカンダリ圧を検出する圧力
センサ７５を有する。Referring to FIG. 1, an electronic control system of an embodiment of the control device of the present invention will be described. As input signal sensors, a primary pulley rotation speed sensor 71, a secondary pulley rotation speed sensor 72, an engine rotation speed sensor 73, a throttle opening sensor 74, and a pressure sensor 75 for detecting secondary pressure are provided.
【００１９】先ず、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
クコンバータ入力側のエンジン回転数Ｎｅ、その出力側
のプライマリプーリ回転数Ｎｐはトルク増幅率算出部７
７に入力し、速度比ｎ（Ｎｐ／Ｎｅ）に応じたトルク増
幅率ｔを定める。エンジン回転数Ｎｅ、プライマリプー
リ回転数Ｎｐはプライマリ系慣性トルク算出部７８に入
力し、エンジン１及びプライマリプーリ２２の慣性モー
メント、角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、無段変速機５
の入力トルクＴｉを以下のように算出する。
Ｔｉ＝Ｔｅ・ｔ−ｇｉFirst, regarding the secondary pressure control system, it has an engine torque calculation unit 76 which receives the throttle opening θ from the throttle opening sensor 74 and the engine rotation speed Ne from the engine rotation speed sensor 73, and calculates the value of θ−Ne. Engine torque Te is estimated based on the torque characteristics. In addition, the engine rotation speed Ne on the input side of the torque converter and the primary pulley rotation speed Np on the output side thereof are determined by the torque amplification factor calculation unit 7.
7 to determine the torque amplification factor t according to the speed ratio n (Np/Ne). The engine rotation speed Ne and the primary pulley rotation speed Np are input to the primary system inertia torque calculation unit 78, and the inertia torque gi is calculated from the moment of inertia and angular acceleration of the engine 1 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 continuously variable transmission 5
The input torque Ti is calculated as follows. Ti=Te・t−gi
【００２０】一方、実変速比ｉが入力する必要セカンダ
リ圧設定部８０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が設
定されており、このスリップ限界マップにより実変速比
ｉに応じた必要セカンダリ圧Ｐｓｕを定める。そして、
上記入力トルクＴｉ、必要セカンダリ圧Ｐｓｕ、セカン
ダリプーリ回転数Ｎｓは目標セカンダリ圧算出部８１に
入力し、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。
Ｐｓｓ＝Ｔｉ・Ｐｓｕ−ｇｓ
目標セカンダリ圧Ｐｓｓはソレノイド電流設定部８２に
入力し、目標セカンダリ圧Ｐｓｓに応じたソレノイド電
流Ｉｓを比例的に定める。そして、このソレノイド電流
Ｉｓが駆動部８３を介して、セカンダリ制御弁５０の比
例ソレノイド５１に供給されるようになっている。On the other hand, it has a required secondary pressure setting section 80 into which the actual speed ratio i is input. Here, a slip limit secondary pressure necessary for unit torque transmission is set for each actual gear ratio i, and the required secondary pressure Psu corresponding to the actual gear ratio i is determined by this slip limit map. and,
The input torque Ti, required secondary pressure Psu, and secondary pulley rotation speed Ns are input to the target secondary pressure calculation unit 81, and the centrifugal oil pressure gs of the secondary cylinder 24 is calculated.
In consideration of this, the target secondary pressure Pss is calculated as follows. Pss=Ti·Psu-gs The target secondary pressure Pss is input to the solenoid current setting section 82, and the solenoid current Is corresponding to the target secondary pressure Pss is determined proportionally. This solenoid current Is is then supplied to the proportional solenoid 51 of the secondary control valve 50 via the drive section 83.
【００２１】続いて、プライマリ圧制御系について述べ
る。先ず、定常時の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Ｎｐと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ｉを
ｉ＝Ｎｐ／Ｎｓにより算出する。また、入力トルクＴｉ
、必要セカンダリ圧Ｐｓｕ、及び圧力センサ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を以下のように算出する。
ＫＴ＝Ｔｉ／（Ｐｓ／Ｐｓｕ）
これらのトルク比ＫＴ、実変速比ｉは油圧比設定部８７
に入力し、所定のトルク比ＫＴで所定の実変速比ｉを保
つのに必要なセカンダリ圧Ｐｓとプライマリ圧Ｐｐの油
圧比Ｋｐを、トルク比ＫＴに対しては増大関数で、実変
速比ｉに対しては減少関数で定める。そして、入力トル
クＴｉと実変速比ｉに対応した油圧比Ｋｐ、及び実際の
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。
ＰｐＤ＝Ｋｐ・Ｐｓ−ｇｐ
こうして、定常状態の入力トルクＴｉに対して実変速比
ｉを維持するための必要プライマリ圧ＰｐＤが、セカン
ダリ圧Ｐｓとの関係で決定されたことになる。Next, the primary pressure control system will be described. First, to describe the hydraulic ratio control system during steady state, the primary pulley rotation speed Np and the secondary pulley rotation speed Np
It has an actual speed ratio calculating section 85 to which s is input, and calculates the actual speed ratio i by i=Np/Ns. Also, the input torque Ti
, the required secondary pressure Psu, and the secondary pressure Ps of the pressure sensor 75 are inputted to the torque ratio calculation unit 86, which calculates the torque ratio KT as follows. KT=Ti/(Ps/Psu) These torque ratio KT and actual gear ratio i are determined by the hydraulic ratio setting section 87.
The hydraulic ratio Kp between the secondary pressure Ps and the primary pressure Pp required to maintain a predetermined actual gear ratio i at a predetermined torque ratio KT is set as an increasing function for the torque ratio KT. is determined by a decreasing function. Then, the input torque Ti, the hydraulic ratio Kp corresponding to the actual gear ratio i, and the actual secondary pressure Ps are input to the required primary pressure calculating section 88, and the centrifugal hydraulic pressure gp of the primary cylinder 21 portion is further calculated based on the primary pulley rotation speed Np. Taking into consideration, the required primary pressure PpD is calculated as follows. PpD=Kp·Ps-gp In this way, the necessary primary pressure PpD for maintaining the actual gear ratio i with respect to the input torque Ti in the steady state is determined in relation to the secondary pressure Ps.
【００２２】次に、過渡時の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。この目標
プライマリプーリ回転数ＮｐＤと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ｉ
ｓをｉｓ＝ＮｐＤ／Ｎｓ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、走行条件に応
じた目標変速比ｉｓが求められる。Next, regarding the flow rate control system during transient times, 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 NpD and the secondary pulley rotation speed Ns are input to the target gear ratio calculating section 90, and the target gear ratio i
s is calculated by is=NpD/Ns, and in this way, the target speed change ratio is is determined based on the speed change pattern in accordance with each driving and driving condition.
【００２３】ここで、プライマリシリンダ２１の油量Ｖ
は実プーリ位置ｅに比例し、油量Ｖを時間微分した流量
Ｑはプーリ位置変化速度ｄｅ／ｄｔ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は
実プーリ位置変換部９１で実プーリ位置ｅに変換する。
また、目標変速比ｉｓも目標プーリ位置変換部９２によ
り目標プーリ位置ｅｓに変換する。これらの実，目標プ
ーリ位置ｅ，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を以下のように、
両プーリ位置ｅ，ｅｓの偏差等により算出する。
ｄｅ／ｄｔ＝Ｋ１・（ｅｓ−ｅ）＋Ｋ２・ｄｅｓ／ｄｔ
（Ｋ１，Ｋ２：定数、ｄｅｓ／ｄｔ：位相進み要素）そ
して、このプーリ位置変化速度ｄｅ／ｄｔは変速圧力算
出部９４に入力し、ｄｅ／ｄｔによる流量に基づいて、
変速に必要な圧力ΔＰｐを求める。Here, the oil amount V in the primary cylinder 21
is proportional to the actual pulley position e, and the flow rate Q obtained by time-differentiating the oil amount V has a one-to-one correspondence with the pulley position change rate de/dt. Therefore, the flow rate Q is determined by the pulley position change speed de/dt.
Since it is preferable to calculate the actual speed ratio i as it is, the actual gear ratio i is converted into the actual pulley position e by the actual pulley position converter 91. Further, the target gear ratio is is also converted into the target pulley position es by the target pulley position converter 92. These actual and target pulley positions e and es are input to the pulley position change rate calculating section 93, and the pulley position change rate de/dt is calculated as follows:
Calculated based on the deviation of both pulley positions e and es. de/dt=K1・(es-e)+K2・des/dt
(K1, K2: constants, des/dt: phase advance element) Then, this pulley position change rate de/dt is input to the shift pressure calculation section 94, and based on the flow rate by de/dt,
Calculate the pressure ΔPp required for shifting.
【００２４】以上、油圧比制御系で算出された必要プラ
イマリ圧ＰｐＤと、流量制御系で算出された変速圧力Δ
Ｐｐ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ＰｐＤに対してΔＰｐをアップシ
フトとダウンシフトでそれぞれ加減算して算出する。目
標プライマリ圧Ｐｐｓはソレノイド電流設定部９６に入
力し、目標プライマリ圧Ｐｐｓに応じたソレノイド電流
Ｉｐを比例的に定める。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。As described above, the required primary pressure PpD calculated by the hydraulic ratio control system and the shift pressure Δ calculated by the flow rate control system
Pp is input to the target primary pressure calculation unit 95, and is calculated by adding and subtracting ΔPp to and from PpD during upshift and downshift, respectively. The target primary pressure Pps is input to the solenoid current setting section 96, and the solenoid current Ip corresponding to the target primary pressure Pps is determined proportionally. And this solenoid current Ip
is supplied to the proportional solenoid 61 of the primary control valve 60 via the drive unit 97, and performs feedforward speed change control.
【００２５】上記制御系において、更にプライマリ制御
弁６０の断線等の故障時のフェイルセーフについて説明
する。先ず、プライマリ制御弁６０は目標プライマリ圧
Ｐｐｓに対しソレノイド電流Ｉｐが図３のような関係に
設定され、非通電時にはプライマリ圧Ｐｐを高圧に保持
するようになっている。故障検出するため、例えば比例
ソレノイド６１の回路に抵抗１００が接続され、この抵
抗１００に電圧検出手段１０１が接続される。電圧検出
手段１０１の電圧信号は故障判定部１０２に入力して、
電圧の値が設定値以下の場合に故障判定する。ここで、
プライマリ制御弁６０の故障時にプライマリ圧Ｐｐを高
圧に保持するようにフェイルセーフする場合において、
そのプライマリ圧Ｐｐの必要以上の上昇を抑えるには、
プライマリ圧Ｐｐの元圧のセカンダリ圧Ｐｓが特に停車
等の実質的に動力伝達していない条件で増大制御される
場合に、それを低減するように補正すれば良い。そこで
、故障判定部１０２の信号、プライマリプーリ回転数Ｎ
ｐ、セカンダリプーリ回転数Ｎｓは油圧抑制部１０３に
入力し、Ｎｐ，Ｎｓによる変速比の算出が不能な停車等
の条件を判断する。そして、故障信号が入力している場
合において停車等の条件になると、必要セカンダリ圧設
定部８０から最小変速比ｉＨに応じた最小の必要セカン
ダリ圧Ｐｓｕを出力するように構成される。In the above control system, fail-safe in the event of a failure such as disconnection of the primary control valve 60 will be further explained. First, in the primary control valve 60, the solenoid current Ip is set to have a relationship as shown in FIG. 3 with respect to the target primary pressure Pps, and the primary pressure Pp is maintained at a high pressure when not energized. In order to detect a failure, for example, a resistor 100 is connected to the circuit of the proportional solenoid 61, and a voltage detection means 101 is connected to the resistor 100. The voltage signal of the voltage detection means 101 is input to the failure determination section 102, and
A failure is determined when the voltage value is less than the set value. here,
In the case of fail-safe so that the primary pressure Pp is maintained at a high pressure in the event of a failure of the primary control valve 60,
In order to prevent the primary pressure Pp from increasing more than necessary,
Especially when the secondary pressure Ps, which is the source pressure of the primary pressure Pp, is controlled to increase under conditions where power is not substantially transmitted, such as when the vehicle is stopped, it may be corrected to reduce it. Therefore, the signal of the failure determination unit 102, the primary pulley rotation speed N
p and the secondary pulley rotation speed Ns are input to the hydraulic pressure suppressing unit 103 to determine conditions such as the vehicle being stopped where calculation of the gear ratio using Np and Ns is impossible. When a condition such as a stop occurs when a failure signal is input, the required secondary pressure setting unit 80 is configured to output the minimum required secondary pressure Psu according to the minimum gear ratio iH.
【００２６】次いで、この実施例の作用について述べる
。先ず、エンジン１の運転により、トルクコンバータ１
２のコンバータカバー１１、ポンプドライブ軸３５を介
しオイルポンプ３４が駆動して油圧を生じる。この油圧
はセカンダリ制御弁５０に導かれ、所定のセカンダリ圧
Ｐｓに調圧されて常にセカンダリシリンダ２４に供給さ
れる。ここで、停車時は後述するように、プライマリ圧
Ｐｐが最低に設定されることで、無段変速機５はベルト
２６が最もセカンダリプーリ２５の方に移行して、最大
変速比ｉＬ の低速段になる。このとき、図示しない油
圧制御系でロックアップクラッチ１５を解放しながらト
ルクコンバータ１２に給油される。そこで、例えばＤ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１７が給油により係合して前進位置になる。この
ため、エンジン動力がトルクコンバータ１２、前後進切
換装置４を介し無段変速機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及び
ベルト２６により最大変速比ｉＬ の動力がセカンダリ
軸２３に出力する。そして、この変速動力がディファレ
ンシャル装置６を介し車輪３３に伝達して、発進可能に
なる。Next, the operation of this embodiment will be described. First, by operating the engine 1, the torque converter 1
The oil pump 34 is driven via the converter cover 11 of No. 2 and the pump drive shaft 35 to generate oil pressure. This oil pressure is guided to the secondary control valve 50, regulated to a predetermined secondary pressure Ps, and constantly supplied to the secondary cylinder 24. Here, when the vehicle is stopped, as will be described later, the primary pressure Pp is set to the lowest value, so that the belt 26 of the continuously variable transmission 5 is shifted most toward the secondary pulley 25, and the continuously variable transmission 5 moves to the lowest gear position at the maximum gear ratio iL. become. At this time, the torque converter 12 is supplied with oil while the lock-up clutch 15 is released by a hydraulic control system (not shown). Therefore, when shifting to the D range, for example, the forward clutch 17 of the forward/reverse switching device 4 is engaged by refueling and becomes the forward position. Therefore, engine power is input to the primary shaft 20 of the continuously variable transmission 5 via the torque converter 12 and the forward/reverse switching device 4, and the power at the maximum gear ratio iL is transferred to the secondary shaft by the primary pulley 22, secondary pulley 25, and belt 26. Output to 23. This shifting power is then transmitted to the wheels 33 via the differential device 6, allowing the vehicle to start.
【００２７】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、慣性トルクｇｉ
が算出されている。そこで、発進、加速時において、エ
ンジントルクＴｅ、トルク増幅率ｔにより入力トルクＴ
ｉが大きい場合は、必要セカンダリ圧Ｐｓｕ及び目標セ
カンダリ圧Ｐｓｓが大きい値になる。そして、これに応
じたソレノイド電流Ｉｓがセカンダリ制御弁５０の比例
ソレノイド５１に流れ、設定圧を高く定めるのであり、
これによりセカンダリ圧Ｐｓはドレンを減じて高圧制御
される。一方、発進後にロックアップクラッチ１５が係
合してトルク増幅率が１になり、高速段側に変速されて
エンジントルクＴｅも低い走行条件になると、目標セカ
ンダリ圧Ｐｓｓは急激に小さくなる。このため、セカン
ダリ制御弁５０の設定圧と共にセカンダリ圧Ｐｓが順次
低下するように制御される。こうして、伝達トルクに対
し、常にベルトスリップを生じない最小限のプーリ押付
け力を付与するように制御される。In the secondary pressure control system, the engine torque Te is always estimated, and the torque amplification factor t, inertia torque gi
has been calculated. Therefore, when starting and accelerating, the input torque T is determined by the engine torque Te and the torque amplification factor t.
When i is large, the required secondary pressure Psu and target secondary pressure Pss take large values. Then, a solenoid current Is corresponding to this flows to the proportional solenoid 51 of the secondary control valve 50, setting a high set pressure.
As a result, the secondary pressure Ps is controlled to be high by reducing the drain. On the other hand, when the lock-up clutch 15 is engaged after the vehicle has started, the torque amplification factor becomes 1, the gear is shifted to the high speed side, and the engine torque Te is also low, the target secondary pressure Pss suddenly decreases. Therefore, the secondary pressure Ps is controlled to sequentially decrease together with the set pressure of the secondary control valve 50. In this way, the transmission torque is controlled so as to always apply the minimum pulley pressing force that does not cause belt slip.
【００２８】上記セカンダリ圧Ｐｓはプライマリ制御弁
６０に導かれ、減圧作用でプライマリ圧Ｐｐを生じ、こ
のプライマリ圧Ｐｐがプライマリシリンダ２１に供給さ
れて変速制御される。即ち、最大変速比ｉＬ の発進時
には、油圧比制御系でプライマリ制御弁６０が最も減圧
作用し、プライマリ圧Ｐｐを最低に保っている。そして
、発進後に目標変速比ｉｓが最大変速比ｉＬ より順次
小さく設定されると、流量制御系で実，目標のプーリ位
置ｅ，ｅｓの偏差等に応じプーリ位置変化速度ｄｅ／ｄ
ｔが算出され、これに伴う変速圧力ΔＰｐを生じて目標
プライマリ圧Ｐｐｓを増加する。そして、この目標プラ
イマリ圧Ｐｐｓに応じたソレノイド電流Ｉｐがプライマ
リ制御弁６０の比例ソレノイド６１に流れ、プライマリ
圧Ｐｐを順次高くするように過渡制御される。そこで、
ベルト２６はプライマリプーリ２２の方に移行し、変速
比の小さい高速段にアップシフトする。The secondary pressure Ps is guided to the primary control valve 60, which produces a primary pressure Pp by a pressure reducing action, and this primary pressure Pp is supplied to the primary cylinder 21 to control the speed change. That is, at the time of starting at the maximum gear ratio iL, the primary control valve 60 exerts the greatest pressure reducing effect in the hydraulic ratio control system, keeping the primary pressure Pp at the lowest level. Then, when the target gear ratio is is sequentially set smaller than the maximum gear ratio iL after starting, the flow rate control system determines the pulley position change rate de/d according to the deviation between the actual and target pulley positions e and es.
t is calculated, and accordingly a shift pressure ΔPp is generated to increase the target primary pressure Pps. Then, a solenoid current Ip corresponding to this target primary pressure Pps flows to the proportional solenoid 61 of the primary control valve 60, and transient control is performed to sequentially increase the primary pressure Pp. Therefore,
The belt 26 moves toward the primary pulley 22 and upshifts to a high speed gear with a small gear ratio.
【００２９】また、上記変速制御により実変速比ｉが小
さくなると、油圧比制御系で油圧比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
割合を増す。このため、変速比ｉが過渡的に変化して再
び定常状態になる毎に、変速圧力ΔＰｐの減少に代わり
必要プライマリ圧ＰｐＤが増加して、目標プライマリ圧
Ｐｐｓと共にプライマリ圧Ｐｐを同一に保つようになり
、こうして変速した実変速比ｉを保つように定常制御さ
れる。また、入力トルクＴｉが例えば増大すると、トル
ク比ＫＴが大きくなり、これに伴い油圧比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。Furthermore, when the actual speed ratio i becomes smaller due to the above-mentioned speed change control, the oil pressure ratio Kp is set to increase in the oil pressure ratio control system, and the ratio of the required primary pressure PpD to the secondary pressure Ps is increased. Therefore, each time the gear ratio i changes transiently and returns to a steady state, the required primary pressure PpD increases instead of decreasing the gear shift pressure ΔPp, and the primary pressure Pp is kept the same as the target primary pressure Pps. Then, steady control is performed to maintain the actual gear ratio i thus changed. Furthermore, when the input torque Ti increases, for example, the torque ratio KT increases, and accordingly, the value of the hydraulic 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.
【００３０】一方、アクセル踏込み、車速低下により目
標変速比ｉｓが最小変速比ｉＨの高速段から逆に大きく
なると、変速圧力ΔＰｐの減算により目標プライマリ圧
Ｐｐｓが低下し、プライマリ制御弁６０でプライマリ圧
Ｐｐが低圧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、低速段側
にダウンシフトする。そしてこの場合も、定常状態にな
ると油圧比制御系の必要プライマリ圧ＰｐＤにより目標
プライマリ圧Ｐｐｓが、減少保持される。こうして、最
大と最小の変速比ｉＬ，ｉＨ の間の変速全域で、流量
制御系と油圧比制御系により追従性と収束性を共に満た
すように変速制御されるのである。On the other hand, when the target gear ratio is increases from the high gear of the minimum gear ratio iH due to depressing the accelerator and decreasing the vehicle speed, the target primary pressure Pps decreases by subtracting the gear shift pressure ΔPp, and the primary control valve 60 adjusts the primary pressure. Pp is controlled at a low pressure, and as a result, the belt 26
again shifts to the secondary pulley 25 and downshifts to the lower gear side. In this case as well, when the steady state is reached, the target primary pressure Pps is decreased and maintained by the required primary pressure PpD of the hydraulic ratio control system. In this way, the speed change is controlled by the flow rate control system and the hydraulic ratio control system so as to satisfy both followability and convergence over the entire speed change range between the maximum and minimum speed ratios iL and iH.
【００３１】次いで、上述のように車両走行時の条件に
より、比例電磁減圧弁式のプライマリ制御弁６０がその
比例ソレノイド６１に流れるソレノイド電流Ｉｐにより
、セカンダリ圧Ｐｓを減圧して所定のプライマリ圧Ｐｐ
を生じ変速制御する場合において、プライマリ制御弁６
０が断線等により故障して非通電の状態になると、プラ
イマリ制御弁６０は初期設定の条件により高圧動作する
ようになり、これに伴いプライマリ圧Ｐｐが強制的に増
大制御される。そこで、車両は速やかに最小変速比ｉＨ
側にアップシフトし、駆動力を低減して滑らかに停車
に至ることになり、こうして急激なダウンシフトのブレ
ーキ現象が作用することによる危険性を生じないように
フェイルセーフされる。またこのとき、比例ソレノイド
６１の回路の電圧信号により故障判定部１０２でこの故
障が判定され、図４のフローチャートが実行する。即ち
、上記フェイルセーフ機能により略車両停車してプライ
マリとセカンダリの回転数Ｎｐ，Ｎｓによる変速比ｉの
算出が不能になる条件では、油圧抑制部１０３で最小変
速比ｉＨ に決定されてこれに応じた必要セカンダリ圧
Ｐｓｕに設定される。こうして、プライマリ制御弁６０
の故障で停車する場合はセカンダリ制御系が強制的に最
小変速比ｉＨ の最もセカンダリ圧Ｐｓの小さい状態に
変更され、セカンダリ制御弁５０によりセカンダリ圧Ｐ
ｓが最小のレベルに制御され、これによりプライマリ圧
Ｐｐの上昇が抑制され、且つセカンダリプーリ２５のベ
ルトクランプ力が低減される。従って、プライマリシリ
ンダ２１やベルト２６に必要以上の油圧力を作用するこ
となく、上記フェイルセーフ機能のプライマリ圧Ｐｐの
高圧による最小変速比ｉＨ 状態に保持される。Next, as described above, depending on the conditions when the vehicle is running, the proportional electromagnetic pressure reducing valve type primary control valve 60 reduces the secondary pressure Ps to a predetermined primary pressure Pp by the solenoid current Ip flowing through the proportional solenoid 61.
When performing speed change control, the primary control valve 6
When the primary control valve 60 becomes de-energized due to a failure due to a disconnection or the like, the primary control valve 60 comes to operate at a high pressure according to the initial setting conditions, and accordingly, the primary pressure Pp is forcibly controlled to increase. Therefore, the vehicle immediately changes to the minimum gear ratio iH.
The vehicle upshifts to the side, reduces the driving force, and comes to a smooth stop, thus providing a failsafe to prevent the risk of sudden downshift braking. Also, at this time, the failure determination section 102 determines this failure based on the voltage signal of the circuit of the proportional solenoid 61, and the flowchart of FIG. 4 is executed. That is, in a condition where the vehicle is almost stopped due to the fail-safe function and calculation of the gear ratio i based on the primary and secondary rotational speeds Np and Ns becomes impossible, the oil pressure suppressing section 103 determines the minimum gear ratio iH and responds accordingly. The required secondary pressure Psu is set. In this way, the primary control valve 60
If the vehicle stops due to a failure, the secondary control system is forcibly changed to the state with the lowest secondary pressure Ps of the minimum gear ratio iH, and the secondary control valve 50 controls the secondary pressure Ps.
s is controlled to the minimum level, thereby suppressing an increase in the primary pressure Pp and reducing the belt clamping force of the secondary pulley 25. Therefore, without applying more than necessary hydraulic pressure to the primary cylinder 21 or the belt 26, the minimum gear ratio iH state is maintained due to the high primary pressure Pp of the fail-safe function.
【００３２】以上、本発明の実施例について説明したが
、これのみに限定されない。例えば、プライマリ制御弁
の故障は、ソレノイド電流の信号が出力している際の目
標変速比と実変速比との差を検出して判定することもで
きる。Although the embodiments of the present invention have been described above, the present invention is not limited thereto. For example, a failure of the primary control valve can also be determined by detecting the difference between the target gear ratio and the actual gear ratio when the solenoid current signal is output.
【００３３】[0033]
【発明の効果】以上説明したように、本発明によれば、
無段変速機の制御系で、プライマリ制御弁とセカンダリ
制御弁により電子的にセカンダリ圧制御及び変速制御し
、これらの制御弁の故障時には高圧を保持するようにフ
ェイルセーフする制御系において、プライマリ制御弁の
故障時にはプライマリ圧の必要以上の上昇が抑制される
ので、プライマリプーリの剛性等を増大しなくて済み、
これによりプライマリプーリの慣性力が小さくなって走
行性が向上する。また、セカンダリ圧によるベルトクラ
ンプ力が必要以上増大しないので、ベルト等の耐久性も
向上する。このようなプライマリ圧とセカンダリ圧の上
昇抑制制御は、略停車時に限定して行われるので、ベル
トスリップ等の不具合を生じない。更に、プライマリ制
御弁の故障時にはセカンダリ制御系を強制的に最小変速
比状態に変更するように構成されるので、制御系が簡単
で、プライマリ圧とセカンダリ圧の上昇抑制制御を効果
的に行うことができる。[Effects of the Invention] As explained above, according to the present invention,
In the control system of a continuously variable transmission, the primary control valve and the secondary control valve electronically control the secondary pressure and speed change, and in the case of failure of these control valves, the primary control is In the event of a valve failure, the primary pressure is prevented from increasing more than necessary, so there is no need to increase the rigidity of the primary pulley, etc.
This reduces the inertia of the primary pulley and improves running performance. Furthermore, since the belt clamping force due to the secondary pressure does not increase more than necessary, the durability of the belt and the like is improved. Such control to suppress increases in the primary pressure and secondary pressure is performed only when the vehicle is substantially stationary, so that problems such as belt slipping do not occur. Furthermore, since the secondary control system is configured to forcibly change to the minimum gear ratio state when the primary control valve fails, the control system is simple and can effectively perform control to suppress increases in the primary pressure and secondary pressure. Can be done.
【図１】本発明の無段変速機の制御装置の実施例の電子
制御系を示すブロック図である。FIG. 1 is a block diagram showing an electronic control system of an embodiment of a control device for a continuously variable transmission according to the present invention.
【図２】本発明が適応される無段変速機の全体構成図で
ある。FIG. 2 is an overall configuration diagram of a continuously variable transmission to which the present invention is applied.
【図３】プライマリ制御弁のフェイルセーフ機能の特性
を示す線図である。FIG. 3 is a diagram showing the characteristics of the fail-safe function of the primary control valve.
【図４】プライマリ制御弁の故障時の制御状態を示すフ
ローチャートの図である。FIG. 4 is a flowchart showing a control state when a primary control valve fails.
５０ セカンダリ制御弁 ６０ プライマリ制御弁 ７０ 制御ユニット ８０ 必要セカンダリ圧設定部 １０１ 電圧検出手段 １０２ 故障判定部 １０３ 油圧抑制部 50 Secondary control valve 60 Primary control valve 70 Control unit 80 Required secondary pressure setting section 101 Voltage detection means 102 Failure determination section 103 Hydraulic suppression part
Claims (1)
によりポンプ吐出圧を調圧してセカンダリ圧を制御し、
プライマリ制御弁によりセカンダリ圧を減圧し、所定の
プライマリ圧を生じて変速制御し、このプライマリ制御
弁を故障等の非通電時にプライマリ圧を高圧に保持する
ように設定する制御系において、上記プライマリ制御弁
の故障の有無を判定する故障判定手段と、プライマリ制
御弁の故障時において車両停車等の変速比の算出が不可
能な条件では、セカンダリ制御系の必要セカンダリ圧を
最小変速比側に設定する油圧抑制手段とを備えることを
特徴とする無段変速機の制御装置。[Claim 1] Controlling the secondary pressure by regulating the pump discharge pressure using a secondary control valve to which an electric signal is input;
In a control system in which the secondary pressure is reduced by a primary control valve, a predetermined primary pressure is generated to perform speed change control, and the primary control valve is set to maintain the primary pressure at a high pressure when the power is not energized due to a failure etc. A failure determination means that determines whether or not there is a valve failure, and a required secondary pressure of the secondary control system is set to the minimum gear ratio side under conditions where it is impossible to calculate the gear ratio such as when the vehicle is stopped when the primary control valve fails. 1. A control device for a continuously variable transmission, comprising: hydraulic pressure suppressing means.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2137191A JP3194972B2 (en) | 1991-01-23 | 1991-01-23 | Control device for continuously variable transmission |
Applications Claiming Priority (1)
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|---|---|---|---|
| JP2137191A JP3194972B2 (en) | 1991-01-23 | 1991-01-23 | Control device for continuously variable transmission |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH04248066A true JPH04248066A (en) | 1992-09-03 |
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ID=12053239
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