JPH0454363A - Control device of continuously variable transmission - Google Patents
Control device of continuously variable transmissionInfo
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- JPH0454363A JPH0454363A JP16349190A JP16349190A JPH0454363A JP H0454363 A JPH0454363 A JP H0454363A JP 16349190 A JP16349190 A JP 16349190A JP 16349190 A JP16349190 A JP 16349190A JP H0454363 A JPH0454363 A JP H0454363A
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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、プーリ間隔可変のプライマリプーリとセカン
ダリプーリに、金属帯と複数のエレメントによ７て構成
された駆動ベルトを巻回し、各プーリの油圧シリンダに
作用するライン圧を制御ユニットからの出力信号に基づ
いて制御することにより、駆動ベルトの巻付は径を変え
て無段変速する無段変速機の制御装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Field of Industrial Application] The present invention involves winding a drive belt composed of a metal band and a plurality of elements around a primary pulley and a secondary pulley with variable pulley intervals, and The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission in which the winding of the drive belt is continuously variable by changing the diameter of the drive belt by controlling the line pressure acting on the hydraulic cylinder based on the output signal from the control unit.
この種の無段変速機は、入力側のブライマリプ−りと出
力側のセカンダリプーリとの間に駆動ベルトが巻回して
あり、ライン圧かかかった油圧サーボ機構により各プー
リ間隔を変化させることて、自動的に無段変速するよう
になっている。そしてこの場合のライン圧は、駆動ベル
トの滑りを防止するため、伝動トルクの大きい低速段で
は高く、高速段になるに従って低下するように制御され
、常に伝達トルクに見合ったブーり押付力を保持するも
のである。In this type of continuously variable transmission, a drive belt is wound between a brake pulley on the input side and a secondary pulley on the output side, and the distance between each pulley can be changed by a hydraulic servo mechanism that applies line pressure. , it is designed to automatically shift continuously. In order to prevent the drive belt from slipping, the line pressure in this case is controlled so that it is high in low speed gears where the transmission torque is large and decreases as the transmission torque increases, so that the boolean pressing force is always maintained commensurate with the transmitted torque. It is something to do.
ところで、特にエンジンの加減速時にライン圧が追随し
ないと、駆動ベルトはスリップ現象を発生し、各プーリ
および駆動ベルトの摩耗損傷が生ずると共に、適正な変
速比が得られなくなる。By the way, if the line pressure does not follow the engine, particularly when the engine is accelerated or decelerated, the drive belt will slip, causing wear and tear on each pulley and the drive belt, and making it impossible to obtain an appropriate gear ratio.
そこで、ライン圧の増減による入力軸のトルクと出力軸
のトルクとの関係の変化からベルトの滑りを検出し、ベ
ルトによる所定のトルク伝達が確保される最小の値にラ
イン圧を制御することが特開昭５８−２１４０５４号公
報に示されている。Therefore, it is possible to detect belt slippage from changes in the relationship between input shaft torque and output shaft torque due to increases and decreases in line pressure, and to control line pressure to the minimum value that ensures the specified torque transmission by the belt. This is disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 58-214054.
また、プライマリプーリとセカンダリプーリのストロー
クから求めた変速比と各プーリの回転数から求めた変速
比とによってスリップを判定し、スリップ回数に合せて
ライン圧を所定の圧力にすることが特開平１−２６６３
５５号公報に示されている。In addition, it is possible to determine slippage based on the gear ratio obtained from the strokes of the primary pulley and secondary pulley and the gear ratio obtained from the rotational speed of each pulley, and set the line pressure to a predetermined pressure according to the number of slips. -2663
It is shown in Publication No. 55.
ところで、上記各先行技術に示すように、各ブリの回転
数を検出してベルトスリップを求める場合は、駆動ベル
トの構造上から避けられないベルトスリップおよび負荷
が変化した際のベルトスリップを検出することがてきな
いという問題点がある。By the way, as shown in each of the above-mentioned prior arts, when detecting the rotational speed of each belt to determine belt slip, it is necessary to detect belt slip that is inevitable due to the structure of the drive belt and belt slip when the load changes. The problem is that it cannot be done.
これに対し、駆動ベルトが金属帯と複数のエレメントと
によって構成されているので、駆動ベルトのベルト速度
を検出することができる点に着目し、目標ベルト速度と
実ベルト速度とから精度の高いベルトスリップを把握す
ることか可能となる。On the other hand, since the drive belt is composed of a metal band and multiple elements, we focused on the fact that the belt speed of the drive belt can be detected. It is possible to detect slips.
本発明は、このような点に鑑みてなされたもので、金属
ベルト駆動の無段変速機において、駆動ベルトのベルト
スリップ変化量に基づいてライン圧を制御し、駆動ベル
トのスリップを防止する無段変速機の制御装置を提供す
ることを目的としている。The present invention has been made in view of the above-mentioned points, and is a continuously variable transmission driven by a metal belt. The object of the present invention is to provide a control device for a step-change transmission.
上記目的を達成するため、本発明は、
（１）プーリ間隔可変のプライマリプーリとセカンダリ
ブーりに、金属帯と複数のエレメントによって構成され
た駆動ベルトを巻回し、上記各プーリの油圧シリンダに
作用するライン圧を制御ユニットからの出力信号に基づ
いて制御することにより、上記駆動ベルトの巻付は径を
変えて無段変速する無段変速機において、上記駆動ベル
トのベルト速度を検出するベルト速度検出手段を上記駆
動ベルトに対向して設け、上記駆動ベルトのスリップ発
生時に、上記各プーリの油圧シリンダに作用するライン
圧の目標ライン圧を補正するように、上記制御ユニット
は、上記駆動ベルトの、目標ベルト速度を算出する目標
ベルト速度算出手段と、実ベルト速度を算出する実ベル
ト速度算出手段と、目標ベルト速度と実ベルト速度とか
ら上記駆動ベルトのスリップ変化量を算出するベルトス
リップ変化量算出手段とを有し、
（２）ベルト速度検出手段は、駆動ベルトのベルト速度
を検出する電磁ピックアップと、上記駆動ベルトのエレ
メントと上記電磁ピックアップとの距離を検出する変位
センサと、上記電磁ピンクアップと上記駆動ベルトの上
記エレメントとの距離を常に所定範囲内に保持するため
の駆動手段とを有し、
て構成されている。In order to achieve the above object, the present invention has the following features: (1) A drive belt composed of a metal band and a plurality of elements is wound around a primary pulley and a secondary pulley with variable pulley intervals, and acts on the hydraulic cylinder of each pulley. In a continuously variable transmission that changes the winding diameter of the drive belt based on the output signal from the control unit, the belt speed of the drive belt is detected. A detection means is provided opposite to the drive belt, and the control unit detects the detection means of the drive belt so as to correct the target line pressure of the line pressure acting on the hydraulic cylinder of each pulley when the drive belt slips. , a target belt speed calculation means for calculating the target belt speed, an actual belt speed calculation means for calculating the actual belt speed, and a belt slip change amount for calculating the slip change amount of the drive belt from the target belt speed and the actual belt speed. (2) The belt speed detection means includes an electromagnetic pickup that detects the belt speed of the drive belt, a displacement sensor that detects a distance between an element of the drive belt and the electromagnetic pickup, and an electromagnetic pickup that detects the belt speed of the drive belt. and a driving means for always maintaining the distance between the belt and the element of the drive belt within a predetermined range.
上記構成に基づき、無段変速機作動中に、駆動ベルトの
目標ベルト速度と実ベルト速度とが常に算出され、目標
ベルト速度と実ベルト速度との変化量に基づいて目標ラ
イン圧が補正される。こうして駆動ベルトのスリップが
防止され、各プーリおよび駆動ベルトの耐久性が向上す
ると共に、応答性の優れたドライバビリティが得られる
。Based on the above configuration, while the continuously variable transmission is operating, the target belt speed and actual belt speed of the drive belt are always calculated, and the target line pressure is corrected based on the amount of change between the target belt speed and the actual belt speed. . In this way, slippage of the drive belt is prevented, the durability of each pulley and the drive belt is improved, and drivability with excellent responsiveness is obtained.
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１図において、ロックアツプトルコン付ベルト式無段
変速機の駆動系の概略について述べる。Referring to FIG. 1, an outline of the drive system of a belt-type continuously variable transmission with a lock-up converter will be described.
符号１はエンジンであり、クランク軸２かトルクコンバ
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る。Reference numeral 1 is an engine, which includes a crankshaft 2, a torque converter device 31, a forward/reverse switching device 4. Transmission is configured sequentially to a continuously variable transmission 5 and a differential device 6.
トルクコンバータ装置３は、クランク軸２かドライブプ
レート１０を介してコンバータカバー１１およびトルク
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１．２ｃはワンウェイクラッ
チ１４により案内されている。タービン軸１３と一体的
なロックアツプクラッチ１５はコンバータカバー１１と
の間に設置され、エンジ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。Torque converter device 3 is connected to converter cover 11 and pump impeller 12a of torque converter 12 via crankshaft 2 or drive plate 10. A turbine runner 12b of the torque converter 12 is connected to a turbine shaft 13, and a stator 1.2c is guided by a one-way clutch 14. A lock-up clutch 15 integrated with the turbine shaft 13 is installed between the converter cover 11 and converts engine power into the torque converter 12.
Alternatively, it is transmitted via 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、入力側のサンギヤｌｅａにタビン軸１３が
連結し、出力側のキャリア１．６ｂがプライマリ軸２０
に連結する。そしてサンギヤ１．６ａとリングギヤ１６
ｃとの間にフォワードクラッチ１７を、リングギヤ１６
ｃとケースとの間にリバースブレキ１８を有し、フォー
ワードクラッチＩ７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、リバースブレキ１８の係合てプライマリ軸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, a turbine shaft 13 is connected to a sun gear lea on the input side, and a carrier 1.6b on the output side is connected to a primary shaft 20.
Connect to. And sun gear 1.6a and ring gear 16
A forward clutch 17 is connected between the ring gear 16 and the ring gear 16.
A reverse brake 18 is provided between C and the case, and the engagement of the forward clutch I7 integrates the planetary gear 16 to directly connect the turbine shaft I3 and the primary shaft 20. Also, when the reverse brake 18 is engaged, the primary shaft 20
The reversed power is output and the forward clutch 17 and reverse brake 18 are released to free the planetary gear 16.
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が設けられ、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が巻付
けられる。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、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, and the primary pulley 22 has a variable pulley interval.
A drive belt 26 is wound between the drive belt 26 and the secondary pulley 25. Here, the primary cylinder 21 is set to have a larger pressure receiving area, and its primary pressure causes the primary pulley 22 and the secondary pulley 2 of the drive belt 26 to
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Ｗ６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３２．３２を介して左右の車輪３３゜３３に連
結している。In the differential device W6, an output shaft 28 is connected to a secondary shaft 23 via a pair of glue reduction 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 33.33 via axles 32.32.
一方、無段変速機制御用の高い油圧源を得るため、無段
変速機５にメインオイルポンプ３４か設けられ、このメ
インオイルポンプ３４がポンプドライブ軸３５を介して
クランク軸２に直結する。また、トルクコンバータ１２
．ロックアツプクラッチ１５および前後進切換装置４の
制御用の低い油圧源を得るため、トルクコンバータ装置
３にサブオイルポンプ３６が設けられ、このサブオイル
ポンプ３６がポンプ軸３７を介してコンバータカバーｔ
ｉに直結する。On the other hand, in order to obtain a high oil pressure source for controlling the continuously variable transmission, the continuously variable transmission 5 is provided with a main oil pump 34, and this main oil pump 34 is directly connected to the crankshaft 2 via a pump drive shaft 35. In addition, the torque converter 12
．． In order to obtain a low hydraulic pressure source for controlling the lock-up clutch 15 and the forward/reverse switching device 4, a sub-oil pump 36 is provided in the torque converter device 3, and this sub-oil pump 36 is connected to the converter cover t via a pump shaft 37.
Directly connected to i.
第２図において、駆動ベルト２６は、複数のエレメント
２６ａが複数の金属帯２６ｂによって一体的に連続して
組立てられ、プライマリプーリ２２とセカンダリプーリ
２５とに巻回されている。そしてプライマリプーリ２２
に巻回された駆動ベルト２６の弯曲部に対向して、ベル
ト速度検出手段３７が配設されている。In FIG. 2, the drive belt 26 includes a plurality of elements 26a, which are integrally and continuously assembled by a plurality of metal bands 26b, and are wound around the primary pulley 22 and the secondary pulley 25. and primary pulley 22
Belt speed detection means 37 is disposed opposite the curved portion of the drive belt 26 wound around the drive belt 26 .
ベルト速度検出手段３７は、駆動ベルト２６のエレメン
ト２６ａか通過する時間を検出する電磁ピックアップ３
７ａと、エレメント２６ａと電磁ピックアップ３７ａと
の距＃！Ｌを検出する非接触型の変位センサ３７ｂと、
駆動ベルト２６の半径方向移動に応して電磁ピックアッ
プ３７ａ、変位センサ３７ｂを半径方向に移動する駆動
手段としてのＤＣサーボモータ３８とを有している。The belt speed detection means 37 is an electromagnetic pickup 3 that detects the time when the driving belt 26 passes through the element 26a.
7a, the distance # between element 26a and electromagnetic pickup 37a! a non-contact displacement sensor 37b that detects L;
It has a DC servo motor 38 as a driving means for moving an electromagnetic pickup 37a and a displacement sensor 37b in the radial direction in accordance with the radial movement of the drive belt 26.
そして電磁ピックアップ３７ａと変位センサ３７ｂとは
ホルダ３７ｃに取付けられ、ホルダ３７ｃの駆動ベルト
２６側とは反対側にカイトバー３７ｄ、ラック３７ｅが
取付けられている。ラック３７ｅはＤＣサーボモータ３
８のモータ軸３８ａに設けられたビニオン３８ｂと噛合
っていて、ラック３７ｅの端部側は図示しない無段変速
機のハウジングに固定されたステ３９によって支持され
ると共に、ガイドバー３７ｄもステー３９によって支持
されている。The electromagnetic pickup 37a and the displacement sensor 37b are attached to a holder 37c, and a kite bar 37d and a rack 37e are attached to the side of the holder 37c opposite to the drive belt 26 side. The rack 37e is the DC servo motor 3
The end side of the rack 37e is supported by a stay 39 fixed to the housing of a continuously variable transmission (not shown), and the guide bar 37d is also engaged with the stay 39. Supported by
第３図において、油圧制御系について述べる。In FIG. 3, the hydraulic control system will be described.
先ず、無段変速機５の油圧制御系について述べると、オ
イルパン４０と連通する高圧用のメインオイルポンプ３
４からのライン圧油路４ｊかライン圧制御弁４２に連通
して高いライン圧を生し、このライン圧が油路４３を介
してセカンダリシリンダ２４に常に供給されている。ラ
イン圧はさらに、油路４４を介して変速速度制御弁４５
に導かれ、油路４６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を生しるようになっている。また
、後述のサブオイルポンプ３６からの作動圧油路４７は
、レデューシング弁４８に連通して常に一定の油圧を生
じ、このレデューシング油路４９．５０がライン圧制御
弁４２のソレノイド５１ａを有するソレノイド弁５１．
変速速度制御弁４５のソレノイド５２ａを有するソレノ
イド弁５２に連通ずる。First, the hydraulic control system of the continuously variable transmission 5 will be described. The high-pressure main oil pump 3 communicates with the oil pan 40.
The line pressure oil passage 4j from 4 communicates with the line pressure control valve 42 to generate high line pressure, and this line pressure is constantly supplied to the secondary cylinder 24 via the oil passage 43. The line pressure is further supplied to the transmission speed control valve 45 via the oil passage 44.
The oil is supplied to and discharged from the primary cylinder 21 through an oil passage 46 to generate primary pressure. Further, a working pressure oil passage 47 from a sub-oil pump 36, which will be described later, communicates with a reducing valve 48 to always produce a constant oil pressure, and this reducing oil passage 49.50 is connected to a solenoid having a solenoid 51a of the line pressure control valve 42. Valve 51.
It communicates with a solenoid valve 52 having a solenoid 52a of the speed change control valve 45.
ソレノイド弁５１は、制御ユニット８０からのデユーテ
ィ信号でオン・オフしてパルス状の制御圧を生じ、この
制御圧をアキュムレータ５３で平滑化してライン圧制御
弁４２に作用する。そして変速比１゜エンジントルクＴ
ｅ、）ルクコンバータトルク増幅率等に応し、ライン圧
ＰＬを制御する。The solenoid valve 51 is turned on and off by a duty signal from the control unit 80 to generate pulsed control pressure, which is smoothed by the accumulator 53 and acts on the line pressure control valve 42 . And gear ratio 1゜engine torque T
e.) Control the line pressure PL according to the torque converter torque amplification factor, etc.
ソレノイド弁５２も同様にデユーティ信号でパルス状の
制御圧を生じて、変速速度制御弁４５を給油と排油の２
位置に動作する。そして、デユーティ比により２位置の
動作状態を変えてブライマリンリンダ２１への給排油の
流量を制御し、変速比ｉと実変速比変化速度ｄｉ／ｄｉ
とを変えて変速制御する。Similarly, the solenoid valve 52 generates a pulse-like control pressure in response to the duty signal, and controls the speed change speed control valve 45 for two purposes: lubricating and draining.
Works in position. Then, the operating state of the two positions is changed by the duty ratio to control the flow rate of oil supply and discharge to the briny cylinder 21, and the speed ratio i and the actual speed ratio change speed di/di are controlled.
Control the speed change by changing the
次いて、トルクコンノ・−夕等の油圧制御系について述
べると、サブオイルポンプ３６からの油路６０はレギュ
レータ弁６１に連通して、所定の低い作動圧を生しる。Next, regarding the hydraulic control system for the torque controller and the like, an oil passage 60 from the sub-oil pump 36 communicates with a regulator valve 61 to produce a predetermined low operating pressure.
この作動圧油路６２はロックアツプ制御弁６３に連通腰
このロックアツプ制御弁６３から油路６４によりトルク
コンバータＩ２に、油路６５によりロックアツプクラッ
チ１５のリリース室６６に連通ずる。一方、このロック
アツプ制御弁６３のソレノイド６７ａを有するソレノイ
ド弁６７には、上述のレデューシング圧の油路６８が連
通する。そして制御ユニット８０からのロックアツプ信
号がない場合は、油路６２と６５とによりリリース室６
６経由でトルクコンバータ１２に給油し、ロックアツプ
信号が出力すると、油路６２と６４とにより作動圧を口
・ソファ・ンプクラッチＪ５に作用してロックアツプす
る。This operating pressure oil passage 62 communicates with a lock-up control valve 63, and from this lock-up control valve 63, an oil passage 64 communicates with the torque converter I2, and an oil passage 65 communicates with the release chamber 66 of the lock-up clutch 15. On the other hand, the above-mentioned reducing pressure oil passage 68 communicates with the solenoid valve 67 having the solenoid 67a of the lock-up control valve 63. When there is no lock-up signal from the control unit 80, the oil passages 62 and 65 allow the release chamber 6 to
When the torque converter 12 is supplied with oil via the torque converter 6 and a lock-up signal is output, the operating pressure is applied through the oil passages 62 and 64 to the mouth/sofa pump clutch J5 to lock it up.
また、油路６２から分岐する作動圧油路６９は、セレク
ト弁７０．油路７■および７２を介してフォワードクラ
ッチ１７．リバースブレーキ１８に連通する。セレクト
弁７０は、パーキング（Ｐ）、リバース（Ｒ）。Further, an operating pressure oil passage 69 branching from the oil passage 62 is connected to a select valve 70 . The forward clutch 17. It communicates with the reverse brake 18. The select valve 70 is for parking (P) and reverse (R).
ニュートラル（Ｎ）、ドライブ（Ｄ）の各レンジに応し
て切換えるもので、Ｄレンジては油路６９と７１とによ
りフォーワードクラッチ１７に給油し、Ｒレンジでは油
路６９と７２とでリバースブレーキ１８に給油し、Ｐ、
Ｎのレンジではフォワードクラ・ソチ１７とリバースブ
レーキ１８を排油する。It is switched according to the neutral (N) and drive (D) ranges. In the D range, the forward clutch 17 is supplied with oil through oil passages 69 and 71, and in the R range, the forward clutch 17 is supplied with oil through oil passages 69 and 72. Refuel the brake 18, P.
In the N range, the forward Kura Sochi 17 and reverse brake 18 are drained.
第４図において電子制御系について述べる。The electronic control system will be described in FIG.
マイクロコンピュータによって構成された制御ユニット
８０への人力手段として、エンジン回転数センサ８１．
プライマリプーリ回転数センサ８２．セカンダリブーり
回転数センサ８３．スロットル開度センサ８４．シフト
位置センサ８５．電磁ピックアップ３７ａ、変位センサ
３７ｂを有する。As a manual means for the control unit 80 constituted by a microcomputer, an engine speed sensor 81.
Primary pulley rotation speed sensor 82. Secondary boolean rotation speed sensor 83. Throttle opening sensor 84. Shift position sensor 85. It has an electromagnetic pickup 37a and a displacement sensor 37b.
そこで、変速速度制御系について述べると、制御ユニッ
ト８０てプライマリブーり回転数センサ８２゜セカンダ
リプーリ回転数センサ８３のプライマリブーり回転数Ｎ
ｐとセカンダリプーリ回転数Ｎｓは実変速比算出手段８
６に入力し、実変速比１−Ｎｐ／Ｎｓにより実変速比１
を算出する。この実変速比ｉとスロットル開度センサ８
４のスロットル開度θは目標プライマリプーリ回転数検
索手段８７に人力し、Ｒ，Ｄ、スポーティドライブ（Ｄ
ｓ）の各レンジ毎に変速パターンに基づくｉ−θのテー
ブルを用いて目標プライマリプーリ回転数ＮＰＤを検索
する。目標プライマリプーリ回転数ＮＰＤとセカンダリ
ブーり回転数Ｎｓは目標変速比算出手段８８に入力し、
目標変速比１ｓがｊｓ−ＮＰＤ／Ｎｓにより算出される
。Therefore, to describe the transmission speed control system, the control unit 80 has a primary booster rotational speed sensor 82°, a secondary pulley rotational speed sensor 83, and a primary booster rotational speed N.
p and the secondary pulley rotation speed Ns are calculated by the actual gear ratio calculation means 8.
6 and set the actual gear ratio 1 by the actual gear ratio 1-Np/Ns.
Calculate. This actual gear ratio i and throttle opening sensor 8
The throttle opening degree θ of No. 4 is input manually to the target primary pulley rotation speed search means 87, and the throttle opening degree θ of R, D, sporty drive (D
s) The target primary pulley rotation speed NPD is searched for each range using the i-θ table based on the shift pattern. The target primary pulley rotation speed NPD and the secondary pulley rotation speed Ns are input to the target gear ratio calculation means 88,
The target gear ratio 1s is calculated by js-NPD/Ns.
目標変速比ｉｓは目標変速比変化速度算出手段８９に入
力し、一定時間の目標変速比ｌｓの変化量により目標変
速比変化速度ｄｉｓ／ｄｔを算出する。そして実変速比
Ｉ、目標変速比ｉｓ、目標変速比変化速度ｄｉｓ／ｄｔ
は変速速度算出手段９０に人力し、変速速度Δｉｓを以
下により算出する。The target speed ratio is is input to a target speed ratio change speed calculating means 89, and a target speed ratio change dis/dt is calculated based on the amount of change in the target speed ratio ls over a certain period of time. Then, the actual gear ratio I, the target gear ratio is, and the target gear ratio change speed dis/dt
is manually input to the shift speed calculation means 90, and the shift speed Δis is calculated as follows.
Δｉｓ−に１ ・（Ｉｓ−１）＋に２ ・（ｄｉｓ／
ｄｔ）上記式において、Ｋ１．に２は定数、１ｓ−ｉは
目標と実際の変速比偏差の制ａｌｌｌｌ量、ｄｔｓ／ｄ
Ｌは制御系の遅れ補正要素である。1 for Δis- 2 for (Is-1)+ ・(dis/
dt) In the above formula, K1. 2 is a constant, 1s-i is the amount of control of the target and actual gear ratio deviation, dts/d
L is a delay correction element of the control system.
上記変速速度Δｉｓ、実変速比ｌはデユーティ比検索手
段９１に人力する。ここで、操作量のデユーティ比Ｄ２
がＤ２−ｆ（Δｉｓ、 ｔ）の関係で設定されることか
ら、アップシフトとダウンシフトにおいてデユーティ比
Ｄ２かΔ１ｓ−ｆのテーブルを用いて検索される。そし
てこの操作量のデユーティ比Ｄ２の値は、変速開始前後
において更に補正される。The shift speed Δis and the actual gear ratio l are manually input to the duty ratio search means 91. Here, the duty ratio of the manipulated variable D2
is set according to the relationship D2-f (Δis, t), so the table of duty ratio D2 or Δ1s-f is searched for in upshifts and downshifts. The value of the duty ratio D2 of this manipulated variable is further corrected before and after the start of the shift.
ロックアツプ制御系について述べると、エンジン回転数
センサ８１．ブライマリブーり回転数センサ８２のエン
ジン回転数Ｎｅ、プライマリプーリ回転数Ｎｐが入力す
る速度比算出手段９２を有し、トルクコンバータ人、出
力側の速度比ｅをｅ−Ｎｐ／Ｎｅにより算出する。この
速度比ｅとエンジン回転数Ｎｅとはトルクコンバータ状
態判断手段９３に人力する。ここで、トルクコンバータ
１２のコンバータ領域とカップリング領域とを判断する
のに設定速度比ｅｓのみならず、回転数差ΔＮ−（Ｎｅ
Ｎｐ）が小さいことも条件にしてショックを軽減するた
め、第５図（ａ）のように設定速度比ｅｓかエンジン回
転数Ｎｅの増大関数で設定してあり、この設定速度比ｅ
ｓに対しｅ≧ｅｓの場合にカップリング領域と判断する
。Regarding the lock-up control system, the engine rotation speed sensor 81. It has a speed ratio calculation means 92 which inputs the engine speed Ne of the primary pulley rotation speed sensor 82 and the primary pulley rotation speed Np, and calculates the speed ratio e of the torque converter output side by e-Np/Ne. The speed ratio e and the engine speed Ne are manually input to the torque converter state determining means 93. Here, in determining the converter area and the coupling area of the torque converter 12, not only the set speed ratio es but also the rotational speed difference ΔN-(Ne
In order to reduce the shock with the condition that Np) is small, the set speed ratio es is set as an increasing function of the engine speed Ne, as shown in Fig. 5(a), and this set speed ratio e
If e≧es for s, it is determined that it is a coupling region.
上記目標変速比ｉｓ、目標変速比変化速度ｄｉｓ／ｄｔ
は変速開始判断手段９４に入力し、無段変速機５の機構
上の最大変速比２５に対し、目標変速比ｉｓかｉｓ≧２
．５では変速開始前、目標変速比ｉｓがｉｓ＜２５では
変速開始後を判断する。ここで、電子制御系の目標変速
比算出手段８８では、目標変速比Ｉｓがｉｓ＞２．５の
領域でも目標変速比ｉｓが算出されており、走行条件に
より第５図（ｂ）の破線ｊｓ１ 。The above target gear ratio is, target gear ratio change speed dis/dt
is input to the shift start determining means 94, and the target gear ratio is or is≧2 with respect to the mechanically maximum gear ratio 25 of the continuously variable transmission 5.
．． 5, it is determined before the start of the shift, and when the target gear ratio is is<25, it is determined that the shift is after the start of the shift. Here, the target gear ratio calculation means 88 of the electronic control system calculates the target gear ratio is even in the region where the target gear ratio Is is>2.5, and the broken line js1 in FIG. 5(b) depends on the driving conditions. .
ｉｓ２ ・・・のように変化する。かかる変速開始前の
状態で所定の遅れ時間Δｔが設定されると、目標変速比
ｉｓの変化すなわち目標変速比変化速度ｄｉｓ／ｄｔが
大きいほど目標変速比ＩＳの大きい値で変速開始を指示
する必要かあり、これに基づいて第５図（ｃ）のマツプ
か設定されている。従って、この第５図（Ｃ）のマツプ
で目標変速比変化速度ｄｉｓ／ｄｔがへの値の場合には
、目標変速比ｉｓがＢの値に達した時点で変速開始判断
する。is2 Changes as follows. When a predetermined delay time Δt is set in such a state before the start of the shift, the larger the change in the target gear ratio IS, that is, the target gear ratio change speed dis/dt, the greater the need to instruct the start of the shift at a larger value of the target gear ratio IS. Based on this, the map shown in Figure 5(c) is set. Therefore, in the map of FIG. 5(C), if the target speed ratio change speed dis/dt is a value of , it is determined to start shifting when the target speed ratio is reaches the value B.
そして上記トルクコンバータ状態、変速開始。Then, in the above torque converter state, shift starts.
シフト位置、セカンダリプーリ回転数Ｎｓの信号はロッ
クアツプ決定手段９５に入力し、速度比ｅと設定速度比
ｅｓとがｅ≧ｅｓのカップリング判断。The signals of the shift position and the secondary pulley rotation speed Ns are input to the lock-up determining means 95, and a coupling judgment is made that the speed ratio e and the set speed ratio es are e≧es.
変速開始判断、ＤまたはＤｓのレンジ、セカンダリブー
り回転数Ｎｓとセカンダリプーリ回転数の設定値Ｎｓｏ
とがＮｓ≧Ｎｓｏのすべての条件を満足する場合に、ロ
ックアツプクラッチ１５のロックアツプ・オンを決定す
る。そしてこのロックアツプ信号が、駆動手段９６を介
してロックアツプ制御用のソレノイド８７ａに出力する
。Shift start judgment, D or Ds range, secondary pulley rotation speed Ns and secondary pulley rotation speed setting value Nso
If all conditions of Ns≧Nso are satisfied, lock-up of the lock-up clutch 15 is determined. This lock-up signal is outputted via the drive means 96 to the lock-up control solenoid 87a.
ライン圧制御系について述べると、スロットル開度θと
エンジン回転数Ｎｅが人力するエンジントルク算出手段
９７を有し、第６図（ａ）で示したエンジン回転数Ｎｅ
、スロットル開度θおよびエンジントルクＴｅの相関関
係を記憶させておき、エンジンの動作状態に応じたエン
ジントルクＴｅを求める。また、トルクコンノく一夕１
２のトルク増幅作用で無段変速機への入力トルクが変化
するのに対応して、速度比ｅか入力するトルク比検索手
段９８を有し、ここでは第５図（ｄ）のように速度比ｅ
が例えば０．８以下であると、この速度比に反比例して
トルク比ｒが増大する特性で速度比ｅとトルク比ｒとの
関係を記憶させておき、入力する速度比ｅによって検索
したトルク比ｒを入力トルク算出手段９９に入力し、こ
こでエンジントルクＴｅとトルク比ｒとの積により無段
変速機５において伝達される入力トルクＴｃを算出する
。Regarding the line pressure control system, it has an engine torque calculation means 97 that manually calculates the throttle opening θ and engine speed Ne, and calculates the engine speed Ne shown in FIG. 6(a).
, the correlation between the throttle opening θ and the engine torque Te is stored, and the engine torque Te is determined according to the operating state of the engine. Also, torque controller 1
In response to the change in the input torque to the continuously variable transmission due to the torque amplification effect in step 2, the torque ratio search means 98 inputs the speed ratio e, and here, as shown in FIG. 5(d), the speed ratio e
For example, if is 0.8 or less, the torque ratio r increases in inverse proportion to this speed ratio.The relationship between the speed ratio e and the torque ratio r is memorized, and the torque searched by the input speed ratio e is The ratio r is input to the input torque calculation means 99, and the input torque Tc transmitted to the continuously variable transmission 5 is calculated by multiplying the engine torque Te and the torque ratio r.
一方、実変速比ｉは必要ライン圧設定手段１００に入力
し、ここで第６図（ｂ）に示すように入力する実変速比
１に対し、必要ライン圧ＰＬｕがオーバドライブ（ＯＤ
）側にいくに従って小さくなるような特性を記憶させて
おき、必要ライン圧ＰＬｕを検索して目標ライン圧設定
手段１ｏ１に入力する。On the other hand, the actual gear ratio i is input to the required line pressure setting means 100, where the required line pressure PLu is set to overdrive (OD) with respect to the input actual gear ratio 1 as shown in FIG.
), the required line pressure PLu is retrieved and input to the target line pressure setting means 1o1.
この目標ライン圧設定手段１０１においては、必要ライ
ン圧ＰＬｕと人力トルクＴｃとの積に基づいて目標ライ
ン圧の算出を行うのであるが、上記人力トルクＴｃの下
限値ＴｃＬを設定して記憶させておき、この下限値Ｔｃ
Ｌと入力トルクＴｃとを比較して次式によって目標ライ
ン圧ＰＩ、ｄを算出する。In this target line pressure setting means 101, the target line pressure is calculated based on the product of the required line pressure PLu and the human torque Tc, and the lower limit value TcL of the human torque Tc is set and stored. , this lower limit Tc
By comparing L and input torque Tc, target line pressure PI,d is calculated using the following equation.
Ｔｃ≧Ｔｃｌ、の場合 ＰＬｄ −ＰＬｕＸ ｋ−Ｔ
ｃＴｅ＜Ｔｅｌ、の場合 ＰＬｄ −ＰＬｕｘ ｋ−
Ｔｅｌ。When Tc≧Tcl, PLd −PLuX k−T
If cTe<Tel, PLd −PLux k−
Tel.
ここで、ｋ一定数
このようにして、例えば減速時等において人力トルクＴ
ｃが低下しても、算出時の下限値を設定しておき、出力
する目標ライン圧ＰＬｄが所定値以下にならないように
して、デユーティ比設定手段１０３に入力する。Here, k constant number In this way, for example, during deceleration, human torque T
Even if c decreases, a lower limit value at the time of calculation is set so that the target line pressure PLd to be output does not fall below a predetermined value and is input to the duty ratio setting means 103.
一方、ライン圧制御弁４２の特性を補正する弁特性補正
手段１０２においては、第６図（Ｃ）で示すように、ラ
イン圧は図示しないフィードバックセンサによるバネ荷
重と、デユーティソレノイドで発生するデユーティ圧と
の和に対応しているので、デユーティソレノイドのデユ
ーティ比と実変速比１とがライン圧を定めるパラメータ
となると考えられるが、実際にはエンジン回転数Ｎｅに
ほぼ比例するメインオイルポンプ３４の吐出量によって
もライン圧が変化するため、ライン圧はデユーティ比Ｄ
３．実変速比ｉおよびエンジン回転数Ｎｅの３パラメー
タで定められるようにする。従って、デユーティ比Ｄ３
−０％、すなわちデユーティ圧−レデューシング圧とな
ったとき、実変速比ｊとエンジン回転数Ｎｅとライン圧
最大値ＰＬ＊との相関関係を設定し、これにより実変速
比ｉおよびエンジン回転数Ｎｅによってライン圧最大１
ｉｉ！ Ｐ Ｌｌを算出し、デユーティ比設定手段１０
３に入力する。On the other hand, in the valve characteristic correction means 102 that corrects the characteristics of the line pressure control valve 42, as shown in FIG. Therefore, it is thought that the duty ratio of the duty solenoid and the actual gear ratio 1 are the parameters that determine the line pressure, but in reality, the main oil pump 34 is approximately proportional to the engine rotation speed Ne. Since the line pressure also changes depending on the discharge amount of
3. It is determined by three parameters: actual gear ratio i and engine speed Ne. Therefore, duty ratio D3
-0%, that is, duty pressure - reducing pressure, the correlation between the actual gear ratio j, engine speed Ne, and line pressure maximum value PL* is set, and thereby the actual gear ratio i and engine speed Ne Line pressure up to 1
ii! P Ll is calculated and the duty ratio setting means 10
Enter 3.
デユーティ比設定手段１０３では、上記弁特性補正手段
Ｉ０２．目標ライン圧設定手段１ｕｌｌで算出したライ
ン圧最大値ＰＬｍと目標ライン圧ＰＬｄとに基づいてデ
ユーティ比Ｄ３を定めるのであるが、先ず第６図（ｄ）
に示すようなデユーティ比Ｄ３と、ＰＩ、＋＋−ＰＬｄ
との関係を設定しておき、ＰＬｓ−ＰＬｄに対応するデ
ユーティ比Ｄ３を算出し、駆動手段１０４を介してライ
ン圧制御用のソレノイド５１ａに出力する。In the duty ratio setting means 103, the valve characteristic correction means I02. The duty ratio D3 is determined based on the line pressure maximum value PLm calculated by the target line pressure setting means 1ull and the target line pressure PLd. First, as shown in FIG. 6(d).
The duty ratio D3 as shown in and PI, ++-PLd
The duty ratio D3 corresponding to PLs-PLd is calculated and output to the line pressure control solenoid 51a via the drive means 104.
次いて、ロックアツプ制御とライン圧制御による変速制
御系の補正について述べる。Next, correction of the shift control system using lock-up control and line pressure control will be described.
さらに、実変速比の変化速度により、また静止状態から
変速を開始する場合などで変速速度が変化するので、実
変速比１が入力する実変速速度算出手段１１．０を設け
、実変速比変化速度ｄ ｉ ／ ｄ ｔを算出する。そ
してこの実変速比変化速度ｄ ｊ ／ ｄ ｔをデユー
ティ比検索手段９１に入力し、実変速比変化速度ｄ＋／
ｄｔによる補正項Ｋ・（ｄｉ／ｄｔ）を用い、Δｊｓ−
Ｋ ・（ｄｉ／ｄｔ） ［Ｋ１・（ｉｓ −ｉ）＋
に２ ・（ｄｉｓ／ｄｔ）］
の補正を行って、デユーティ比Ｄ２を実際の変速制御状
態に合致させる。Furthermore, since the speed change changes depending on the change speed of the actual speed ratio or when starting a speed change from a stationary state, an actual speed change speed calculation means 11.0 to which the actual speed ratio 1 is input is provided, and the change in the actual speed ratio changes. Calculate the speed d i /d t. Then, this actual speed ratio change speed dj/dt is input to the duty ratio search means 91, and the actual speed ratio change speed d+/
Using the correction term K・(di/dt) due to dt, Δjs−
K ・(di/dt) [K1・(is −i)+
2·(dis/dt)] to make the duty ratio D2 match the actual speed change control state.
デユーティ比検索手段９１の出力側にはライン圧の変化
に対応した補正手段１．１１を有し、入力トルク算出手
段９９の人力トルクＴｃが人力する。即ち、デユーティ
比Ｄ１がＤｌ−ｆ （１／Ｊ〒ｃ、Ｄ２）で補正され、
Ｄｌとして出力される。The output side of the duty ratio search means 91 has a correction means 1.11 corresponding to changes in line pressure, and the human power torque Tc of the input torque calculation means 99 is applied manually. That is, the duty ratio D1 is corrected by Dl-f (1/J〒c, D2),
It is output as Dl.
補正手段１１１の出力側には変速開始指示手段１１２を
有し、変速開始判断手段９４とトルクコンバータ状態判
断手段９３の信号が入力する。そしてカップリング条件
不成立の場合は、出力デユーティ比ＤｏをＤｏ−０に定
める。また、変速開始条件が成立すると、このときの目
標変速比変化速度ｄｉｓ／ｄｔ、 目標変速比ｉｓに
応したΔＤを増大補正し、カップリング条件成立時に出
力デユーティ比ＤｏをＤｏ−ＤＩ ＋ΔＤを出力するの
であり、これが駆動手段１１３を介して変速速度制御用
のソレノイド５２ａに入力するようになっている。The output side of the correction means 111 has a shift start instructing means 112 to which signals from a shift start determining means 94 and a torque converter state determining means 93 are input. If the coupling condition is not satisfied, the output duty ratio Do is set to Do-0. Additionally, when the shift start condition is met, the target gear ratio change speed dis/dt and ΔD corresponding to the target gear ratio is are increased, and when the coupling condition is met, the output duty ratio Do is output as Do-DI +ΔD. This is inputted via the drive means 113 to the solenoid 52a for controlling the speed change speed.
次に、駆動ベルト２Ｂのスリップによるライン圧制御系
の補正について述べる。Next, correction of the line pressure control system due to slip of the drive belt 2B will be described.
駆動ベルト２６は、その構造上からスリップは避けられ
ないと共に、エンジンｌの加減速時にライン圧が追随し
ないことでベルトスリップか発生し、これにより適正な
目標変速比ＩＳが得られないので、ベルトスリップ量に
よって定まる補正係数Ｃによって目標ライン圧ＰＬｄｓ
を次式で算出し補正する。Slip of the drive belt 26 is unavoidable due to its structure, and belt slip occurs because the line pressure does not follow the acceleration/deceleration of the engine 1. As a result, an appropriate target gear ratio IS cannot be obtained. The target line pressure PLds is determined by the correction coefficient C determined by the amount of slip.
is calculated and corrected using the following formula.
ＰＬｄｓ −Ｃ−ＰＬｄ
これによってデユーティ比Ｄ３を設定することで、ベル
トスリップを防止する。PLds -C-PLd By setting the duty ratio D3 in this manner, belt slip is prevented.
先ず、エンジン回転数Ｎｅ、スロットル開度θ。First, the engine speed Ne and the throttle opening θ.
目標変速比ＩＳが入力して、駆動ベルト２６の目標べル
ト巻付はピッチ径Ｄｐを予め設定されたマツプから検索
する目標ベルト巻付はピッチ径検索手段１１５を有し、
検索した目標ベルト巻付はピンチ径Ｄｐとブライマリブ
ーり回転数Ｎｐとが目標ベルト速度算出手段１１Ｂに人
力し、目標ベルト速度Ｖｓが予め設定されたマツプから
算出される。The target belt winding includes pitch diameter search means 115 for inputting the target speed ratio IS and searching the pitch diameter Dp of the drive belt 26 from a preset map;
For the searched target belt winding, the pinch diameter Dp and the brake rotation speed Np are manually input to the target belt speed calculation means 11B, and the target belt speed Vs is calculated from a preset map.
他方、電磁ピックアンプ３７ａの出力が入力する実ベル
ト速度算出手段１１７を有し、ここでは第７図（ａ）に
示すように、電磁ピックアップ３７ａの出力に対して駆
動ベルト２６の実ベルト速度Ｖが算出され、目標ベルト
速度Ｖｓと実ベルト速度Ｖとがベルトスリップ変化量算
出手段１１ｇに入力して、ベルトスリップ変化量ＳＬ
−ｄ（Ｖｓ −Ｖ）／ｄｔが算出される。On the other hand, it has an actual belt speed calculation means 117 to which the output of the electromagnetic pick amplifier 37a is input, and here, as shown in FIG. is calculated, the target belt speed Vs and the actual belt speed V are input to the belt slip change amount calculating means 11g, and the belt slip change amount SL is calculated.
-d(Vs -V)/dt is calculated.
算出されたベルトスリップ変化量ＳＬはライン圧補正係
数設定手段１１９に入力し、予め設定されたマツプから
ライン圧補正係数Ｃを設定する。The calculated belt slip change amount SL is input to line pressure correction coefficient setting means 119, and a line pressure correction coefficient C is set from a preset map.
補正係数Ｃは、ベルトスリップがない時にはＣ−１０と
し、ベルトスリップ変化量に対し増大関数として設定さ
れている。そして目標ライン圧設定手段１０１にて必要
ライン圧ＰＬｕと入力トルクＴｃとて設定された目標ラ
イン圧ＰＬｄか、ライン圧補正係数Ｃで補正される。The correction coefficient C is set to C-10 when there is no belt slip, and is set as an increasing function with respect to the amount of change in belt slip. Then, the target line pressure PLd set by the target line pressure setting means 101 based on the required line pressure PLu and input torque Tc is corrected using the line pressure correction coefficient C.
また、変位センサ３７ｂの信号が人力して電磁ピックア
ップ３７ａと駆動ベルト２６のエレメント２６ａとの距
離りを、第７図（ｂ）に示すマツプから算出する距離算
出手段１２０を有し、算出された距離りは判別手段１２
１に人力して、第７図（ｂ）のマツプから、駆動ベルト
２６と電磁ピックアップ３７ａ（変位センサ３７ｂ）と
の距離を下限値Ｌ ＬＯＷと上限値Ｌ）ＩＩＧＩ＋に対
して判別し、判別された信号はサーボモータ駆動手段１
２２を介してＤＣサーボモータ３８へ出力される。Further, it has a distance calculation means 120 which manually uses the signal of the displacement sensor 37b to calculate the distance between the electromagnetic pickup 37a and the element 26a of the drive belt 26 from a map shown in FIG. 7(b). Distance is determination means 12
1, manually determine the distance between the drive belt 26 and the electromagnetic pickup 37a (displacement sensor 37b) with respect to the lower limit value LLOW and the upper limit value LIIGI+ from the map shown in FIG. The signal is sent to the servo motor drive means 1.
22 to the DC servo motor 38.
次いで、このように構成された制御装置の作用について
述べる。Next, the operation of the thus configured control device will be described.
先ず、ＮまたはＰレンジでエンジンＩを始動すると、ク
ランク軸２によりトルクコンバータ装置３は駆動するが
、前後進切換装置４て遮断されて無段変速機５にはエン
ジン動力が人力しない。First, when the engine I is started in the N or P range, the torque converter device 3 is driven by the crankshaft 2, but the forward/reverse switching device 4 is shut off and no engine power is applied to the continuously variable transmission 5.
方、このときポンプドライブ軸３５とコンバータカバー
１１によりメインオイルポンプ３４．サブオイルポンプ
３日が駆動され、油圧制御系のライン圧制御弁４２．レ
ギュレータ弁６１．レデューシング弁４８により所定の
油圧を生じている。ここで、ライン圧はセカンダリシリ
ンダ２４にのみ供給されて、駆動ベルト２６をセカンダ
リプーリ２５側に移行することで、変速比最大の低速段
になっている。また、ロックアツプ決定手段９５のロッ
クアツプ・オフの信号でソレノイド弁６７はロックアツ
プ制御弁６３をロックアツプクラッチ１５のリリース側
に切換えているので、作動圧はリリース室６６を介して
トルクコンバータ】２に流れ、このためロックアツプク
ラッチ１５がオフしてトルクコンバータ１２が作動状態
になる。At this time, the pump drive shaft 35 and the converter cover 11 cause the main oil pump 34. The sub-oil pump 3 is driven, and the line pressure control valve 42 of the hydraulic control system is activated. Regulator valve 61. A predetermined oil pressure is generated by a reducing valve 48. Here, the line pressure is supplied only to the secondary cylinder 24, and the drive belt 26 is moved to the secondary pulley 25 side, resulting in a low speed gear with the maximum gear ratio. In addition, the solenoid valve 67 switches the lock-up control valve 63 to the release side of the lock-up clutch 15 in response to the lock-up/off signal from the lock-up determining means 95, so the operating pressure flows to the torque converter 2 via the release chamber 66. , Therefore, the lock-up clutch 15 is turned off and the torque converter 12 is activated.
そこで、Ｄレンジにシフトすると、セレクト弁７０によ
りフォワードクラッチ１７に給油されるため、プラネタ
リギヤ１６が一体化してタービン軸１３とプライマリ軸
２０とを直結し、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と駆動ヘルド２６により最も低い低速
段の動力かセカンダリ輔２３に出力し、これがディファ
レンンヤル装置６を介して車輪３３に伝達して発進する
。Therefore, when shifting to the D range, the forward clutch 17 is supplied with oil by the select valve 70, so the planetary gear 16 is integrated to directly connect the turbine shaft 13 and the primary shaft 20, and is in 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 primary pulley 22. The secondary pulley 25 and the drive heald 26 output the power for the lowest speed stage to the secondary gear 23, which is transmitted to the wheels 33 via the differential gear 6 to start the vehicle.
また、この発進は第９図の変速パターンの最大変速比の
ライン１Ｌより低速側で行われ、実際の変速比は最大の
２．５にホールドされている。しかるに変速制御系では
、第８図（ａ）のステップ５１０３にてセカンダリプー
リ回転数Ｎｓの上昇に伴いそれとプライマリプーリ回転
数Ｎｐとて実変速比ｉが、ステップ５１０４にて実変速
比ｉ スロットル開度θ、シフト位置とで目標プライマ
リブーり回転数ＮＰＤが、ステップ５１０５にて目標プ
ライマリプーリ回転数Ｎ ＰＤ、セカンダリプーリ回転
数Ｎｓにより目標変速比１ｓが、ステップ５１０Ｂにて
目標変速比変化速度ｄｉｓ／ｄｔが算出される。Further, this start is performed at a lower speed than the maximum gear ratio line 1L of the shift pattern in FIG. 9, and the actual gear ratio is held at the maximum speed ratio of 2.5. However, in the speed change control system, as the secondary pulley rotation speed Ns increases in step 5103 of FIG. In step 5105, the target primary pulley rotation speed NPD is determined by the rotation angle θ and the shift position.The target gear ratio 1s is determined by the target primary pulley rotation speed NPD and the secondary pulley rotation speed Ns in step 510B.The target gear ratio change speed dis is determined in step 510B. /dt is calculated.
そしてステップ５１０７では、これらの目標変速比ｉｓ
、実変速比Ｉ、目標変速比変化速度ｄｊｓ／ｄｉにより
変速速度Δｉｓの制御量を求め、ステップ５Ｉ０８で実
変速比変化速度ｃＨ／ｄｔを算出し、ステップＳＩ０９
て変速速度Δ１ｓを実変速比変化速度ｄｉ／ｄｔて補正
し、ステップ５ＩＩＯにて制御量に対応したデユーティ
比Ｄ２の操作量を設定する。In step 5107, these target gear ratios
, the control amount of the gear change speed Δis is obtained from the actual gear ratio I and the target gear ratio change rate djs/di, the actual gear ratio change rate cH/dt is calculated in step 5I08, and step SI09
The shift speed Δ1s is corrected by the actual speed ratio change speed di/dt, and the manipulated variable of the duty ratio D2 corresponding to the controlled variable is set in step 5IIO.
次いてステップ５ｌｌｌにて、エンジン回転数Ｎｅ。Next, in step 5lll, the engine speed Ne is determined.
スロットル開度θにより第６図（ａ）に示すマツプから
エンジントルクＴｅを設定し、ステップ５１１２にて、
第５図（ｄ）に示すマツプからトルク比「を検索する。The engine torque Te is set according to the throttle opening degree θ from the map shown in FIG. 6(a), and in step 5112,
The torque ratio is searched from the map shown in FIG. 5(d).
そしてステップ５ｌ１３にて、エンジントルクＴｅとト
ルク比ｒとの積により無段変速機５に伝達される人力ト
ルクＴｃを算出する。Then, in step 5l13, the human power torque Tc to be transmitted to the continuously variable transmission 5 is calculated by the product of the engine torque Te and the torque ratio r.
更にステップ３１１．４で、ライン圧に対応して補正し
たデユーティ比Ｄ１を求める。Furthermore, in step 311.4, a duty ratio D1 corrected in accordance with the line pressure is determined.
そしてステップ５１１５ては、目標変速比ｉＳ、目標変
速比変化速度ｄｉｓ／ｄｔにより、目標変速比変化速度
ｄｉｓ／ｄｔが大きく急変速状態では目標変速比Ｉｓの
大きい時点で変速開始を判断し、常に一定の遅れ時間Δ
ｔを確保する。そこで目標変速比ｉＳ、目標変速比変化
速度ｄｉｓ／ｄｔが第５図（Ｃ）の特性を満すと、変速
開始と判断し、変速開始と判断した時にはステップ８１
１６に進む。Then, in step 5115, based on the target gear ratio iS and the target gear ratio change speed dis/dt, in a sudden shift state where the target gear ratio change speed dis/dt is large, it is determined to start shifting at the time when the target gear ratio Is is large, and always Constant delay time Δ
Secure t. Therefore, when the target gear ratio iS and the target gear ratio change speed dis/dt satisfy the characteristics shown in FIG.
Proceed to step 16.
ステップＳ１．１Ｂでは、速度比ｅと設定速度比ｅｓと
を比較し、ｅ≧ｅｓの場合にカップリング領域を判断し
てステップ５１１７に進む。そしてステップ５ＩＩ７に
てロックアツプクラッチ１５のロックアツプを決定する
。In step S1.1B, the speed ratio e and the set speed ratio es are compared, and if e≧es, a coupling region is determined, and the process proceeds to step 5117. Then, in step 5II7, lock-up of the lock-up clutch 15 is determined.
そこでステップ８１１８では、ロックアツプ信号かロッ
クアツプ制御用のソレノイド６７へ出力し、ソレノイド
弁６７がロックアツプ制御弁６３をトルクコンバータ側
に切換えることて、作動圧はトルクコンバータ１２に封
じ込められてロックアツプクラッチ１５に作用し、こう
してロックアツプクラッチ１５はコンバータカバー１１
に直結してロックアツプする。従ってエンジン動力は、
ロックアツプクラッチ■５により効率よく伝達すること
になり、第９図の変速開始時の変速比最大のライン１Ｌ
と最小のライン！Ｈとの間の変速全域がロックアツプ領
域になる。Therefore, in step 8118, a lock-up signal is output to the lock-up control solenoid 67, and the solenoid valve 67 switches the lock-up control valve 63 to the torque converter side, so that the operating pressure is confined in the torque converter 12 and transferred to the lock-up clutch 15. In this way, the lock-up clutch 15 is connected to the converter cover 11.
It is directly connected to and locks up. Therefore, the engine power is
The lock-up clutch ■5 enables efficient transmission, and the line 1L of the maximum gear ratio at the start of gear shifting in Figure 9
And the smallest line! The entire shift range between H and H becomes the lock-up region.
ステップ５Ｌ１９では、デユーティ比Ｄ１をΔＤによっ
て増大補正して出力デユーティ比Ｄｏを設定し、ステッ
プ８１２０にて、デユーティ比Ｄｏの信号を変速速度制
御用のソレノイド５２ａへ出力する。In step 5L19, the duty ratio D1 is increased by ΔD to set the output duty ratio Do, and in step 8120, a signal of the duty ratio Do is output to the solenoid 52a for controlling the speed change.
これによって、ソレノイド弁５２により変速速度制御弁
４５が動作してプライマリ圧を生じ、実際には第９図の
ラインＪ！、、の所定の点Ｐから上記ロックアツプと同
時に変速を開始して、アップシフトする。As a result, the solenoid valve 52 operates the variable speed control valve 45 to generate the primary pressure, which actually causes the line J! in FIG. 9 to operate! At the same time as the lock-up, the gear shift is started from a predetermined point P of , , and upshifts.
このロックアツプ状態では、速度比ｅはｅ−１でトルク
増幅率αも１になるため、これ以降はライン圧が実変速
比１とエンジントルクＴｅの要素でのみ制御される。In this lock-up state, the speed ratio e is e-1 and the torque amplification factor α is also 1, so from this point forward, the line pressure is controlled only by the factors of the actual speed ratio 1 and the engine torque Te.
一方、ステップ５１１６にてｅ＜ｅｓのコンバータ領域
が判断されている場合は、ステップ５１１５へ戻って変
速開始が阻止され、カップリング領域の判断を待って、
ロックアツプと変速開始を同時に行うことになる。On the other hand, if it is determined in step 5116 that the converter region is e<es, the process returns to step 5115 to prevent the start of the shift, and waits for the determination of the coupling region.
Lock-up and shifting start will be done at the same time.
ステップ別２１では、入力トルクＴｃの下限値ＴｃＬを
設定しておき、人力トルクＴｃに対する目標ライン圧Ｐ
Ｌｄを算出する。In step 21, a lower limit value TcL of input torque Tc is set, and a target line pressure P for human torque Tc is set.
Calculate Ld.
従って、変速比最大の発進時には、トルクコンバータ１
２が小さい速度比ｅによってトルク増幅作用をしている
。この増幅作用は、ステップ５Ｉ１２で設定した第５図
（ｄ）の速度比ｅとトルク比ｒとの関係より検索された
トルク比ｒに基づき、ステップ５１２１において下限値
Ｔｅｌ、を設定した人力トルクＴｃをパラメータの１つ
として目標ライン圧ＰＬｄによって得られるので、エン
ジン回転数Ｎｅおよび実変速比１の値がＯＤ側の低い状
態であっても、目標ライン圧ＰＬｄの下限値が制約され
るようになっている。Therefore, when starting with the maximum gear ratio, the torque converter 1
2 has a torque amplifying effect due to the small speed ratio e. This amplification effect is based on the torque ratio r retrieved from the relationship between the speed ratio e and the torque ratio r in FIG. is obtained by the target line pressure PLd as one of the parameters, so even if the engine speed Ne and the actual gear ratio 1 are low on the OD side, the lower limit value of the target line pressure PLd is restricted. It has become.
ステップ５１２２にて、電磁ピックアップ３７ａからの
出力信号に基づいて駆動ベルト２６の実ベルト速度Ｖが
算出され、ステップ５１２３にて、エンジン回転数Ｎｅ
、スロットル開度θ、目標変速比ｉｓに基づきマツプか
ら目標ベルト巻付はピッチ径Ｄｐを設定し、ステップ５
１２４にて、目標ベルト巻付はピッチ径Ｄｐとプライマ
リプーリ回転数Ｎｐとから目標ベルト速度Ｖｓを算出す
る。In step 5122, the actual belt speed V of the drive belt 26 is calculated based on the output signal from the electromagnetic pickup 37a, and in step 5123, the engine rotation speed Ne
, the target belt winding pitch diameter Dp is set from the map based on the throttle opening θ and the target gear ratio is, and step 5
At 124, the target belt winding calculates the target belt speed Vs from the pitch diameter Dp and the primary pulley rotation speed Np.
そしてステップ５１２５にて、目標ベルト速度Ｖｓと実
ベルト速度Ｖとのベルトスリップ変化量ＳＬを算出し、
ステップ８１２６にて、ベルトスリップ変化量ＳＬに基
づきマツプからライン圧補正係数Ｃを設定し、目標ライ
ン圧ＰＩＪはステップ５１２７にて補正係数Ｃに基づい
てＰＬｄｓに補正される。ステップＳ Ｌ、 ２８にて
、予め設定されたエンジン回転数ＮＯと実変速比ｉとラ
イン圧最大値ＰＬｍとの相関マツプからライン圧最大値
ＰＬｓを算出し、ステップ５１２９にて、第６図（ｄ）
に示すＰＬｓ−ＰＬｄとデユーティ比Ｄ３とによるマツ
プからデユーティ比Ｄ３を設定し、ステップ５１３０に
て、デユーティ比Ｄ３の信号をライン圧制御用のソレノ
イド５１ａへ出力する。Then, in step 5125, a belt slip change amount SL between the target belt speed Vs and the actual belt speed V is calculated,
In step 8126, a line pressure correction coefficient C is set from the map based on the belt slip change amount SL, and the target line pressure PIJ is corrected to PLds based on the correction coefficient C in step 5127. In step SL, 28, the maximum line pressure value PLs is calculated from the correlation map of the preset engine speed NO, the actual gear ratio i, and the maximum line pressure value PLm, and in step 5129, the maximum line pressure value PLs is calculated as shown in FIG. d)
The duty ratio D3 is set from the map of PLs-PLd and the duty ratio D3 shown in , and in step 5130, a signal of the duty ratio D3 is output to the line pressure control solenoid 51a.
従って、駆動ベルト２６がスリップした場合、ベルトス
リップ変化量ＳＬによって目標ライン圧ＰＬｄがＰＬｄ
ｓに補正されることによりセカンダリプーリ２５におけ
る押付力が確実に得られ、駆動ベルト２６とセカンダリ
プーリ２５との間のスリップを生ずることなくトルク伝
達を行うことができる。Therefore, when the drive belt 26 slips, the target line pressure PLd changes to PLd depending on the belt slip change amount SL.
By correcting to s, the pressing force at the secondary pulley 25 can be reliably obtained, and torque can be transmitted without causing slip between the drive belt 26 and the secondary pulley 25.
次に、第８図（ｂ）のフローチャートに基づいてＤＣサ
ーボモータ３８の制御手順について述べる。Next, the control procedure for the DC servo motor 38 will be described based on the flowchart in FIG. 8(b).
一定時間毎あるいは一定周期毎に実行される割込ルーチ
ンであり、先ず、ステップ５２（１１にて、変位センサ
３７ｂ（電磁ピックアップ３７ａ）と駆動ベルト２６の
エレメント２６ａとの距離りを、変位センサ３７ｂの出
力信号に基づいて算出し、ステップ５２０２にて、予め
設定された下限値Ｌ ＬＯＷと比較され、Ｌ ＞ Ｌ
ＬＯＷの時はステップ５２０３へ進み、ステップ５２０
３にて上限値ＬＨＩＧＨと比較され、Ｌ ＜ Ｌ ＨＩ
ＧＨの時はステップ３２０４へ進み、ステップ５２０４
ではＤＣサーボモータ３８は停止する。This is an interrupt routine that is executed at regular intervals or at regular intervals. First, in step 52 (11), the distance between the displacement sensor 37b (electromagnetic pickup 37a) and the element 26a of the drive belt 26 is measured by the displacement sensor 37b. In step 5202, it is compared with a preset lower limit value L LOW, and L > L
When it is LOW, proceed to step 5203, and step 520
3, it is compared with the upper limit LHIGH, and L < L HI
If GH, proceed to step 3204, and step 5204
Then, the DC servo motor 38 stops.
ステップ５２０３にてＬ≧ＬＨＩＧ）Ｉの時はステップ
５２０５へ進み、ステップ５２０５にて、電磁ピックア
ップ３７ａ（変位センサ３７ｂ）を駆動ベルト２６へ近
接する方向へ移動するためにＤＣサーボモータ３８を逆
転駆動する。If L≧LHIG)I in step 5203, the process advances to step 5205, and in step 5205, the DC servo motor 38 is driven in reverse to move the electromagnetic pickup 37a (displacement sensor 37b) in a direction approaching the drive belt 26. do.
また、ステップ５２０２にてＬ≦Ｌ ＬＯＷの時はステ
ップ８２０６へ進み、ステップ８２０６にて、電磁ピッ
クアップ３７ａ（変位センサ３７ｂ）を駆動ベルト２Ｂ
から離間する方向へ移動するためにＤＣサーボモータ３
８を正転駆動する。Further, when L≦L LOW in step 5202, the process advances to step 8206, and in step 8206, the electromagnetic pickup 37a (displacement sensor 37b) is moved to the drive belt 2B.
DC servo motor 3 to move in the direction away from
8 in normal rotation.
従って、無段変速機５が変速されている過渡時において
も駆動ベルト２６の実ベルト速度Ｖが確実に算出される
。Therefore, the actual belt speed V of the drive belt 26 can be reliably calculated even during a transition period when the continuously variable transmission 5 is being changed.
なお本実施例において、ベルト速度検出手段３７をプラ
イマリプーリ２２側へ配設したが、セカンダリプーリ２
５側に配設してもよい。In this embodiment, the belt speed detecting means 37 is arranged on the primary pulley 22 side, but the belt speed detecting means 37 is arranged on the primary pulley 22 side.
It may be arranged on the 5th side.
以上、本発明の一実施例について述べたが、これに限定
されるものではない。Although one embodiment of the present invention has been described above, it is not limited thereto.
以上説明したように、本発明によれば、駆動ベルトのベ
ルト速度を検出するベルト速度検出手段を上記駆動ベル
トに対向して設け、駆動ベルトのスリップ発生時に、各
ブーりの油圧シリンダに作用するライン圧の目標ライン
圧を補正するように、制御ユニットは、駆動ベルトの、
目標ベルト速度を算出する目標ベルト速度算出手段と、
実ベルト速度を算出する実ベルト速度算出手段と、目標
ベルト速度と実ベルト速度とから駆動ベルトのスリップ
変化量を算出するベルトスリップ変化量算出手段とを有
したので、駆動ベルトの目標ベルト速度と実ベルト速度
とによる駆動ベルトのスリップ変化量に基づいてライン
圧が補正され、セカンダリブーりのベルト押付力が得ら
れるため、駆動ベルトとセカンダリブーりとの間のスリ
ップを未然に防止することができる。As explained above, according to the present invention, a belt speed detection means for detecting the belt speed of the drive belt is provided opposite to the drive belt, and when a slip occurs in the drive belt, the belt speed detection means acts on the hydraulic cylinder of each boob. The control unit controls the drive belt so as to correct the target line pressure of the line pressure.
Target belt speed calculation means for calculating a target belt speed;
Since it has the actual belt speed calculation means for calculating the actual belt speed and the belt slip change amount calculation means for calculating the slip change amount of the drive belt from the target belt speed and the actual belt speed, the target belt speed of the drive belt and the belt slip change amount calculation means are provided. The line pressure is corrected based on the amount of slip change in the drive belt due to the actual belt speed, and the belt pressing force of the secondary booby can be obtained, making it possible to prevent slips between the drive belt and the secondary booby. can.
さらに、ライン圧か駆動ベルトのベルト速度から求めら
れるベルトスリップ変化量に基づいて補正されるため、
駆動ベルトの構成上から避けられないスリップおよび負
荷変動に基づく駆動ベルトのスリップを防止することが
できる。Furthermore, since it is corrected based on the amount of change in belt slip determined from the line pressure or the belt speed of the drive belt,
It is possible to prevent slips that are unavoidable due to the structure of the drive belt and slips of the drive belt due to load fluctuations.
また、ベルト速度検出手段は、駆動ベルトのベルト速度
を検出する電磁ピックアップと、駆動ベルトのエレメン
トと電磁ピックアップとの距離を検出する変位センサと
、電磁ピックアップと駆動ベルトのエレメントとの距離
を常に所定範囲内に保持するための駆動手段とを有した
ので、変速中においても確実に駆動ベルトの実ベルト速
度を算出することができる。Further, the belt speed detection means includes an electromagnetic pickup that detects the belt speed of the drive belt, a displacement sensor that detects the distance between the drive belt element and the electromagnetic pickup, and a distance between the electromagnetic pickup and the drive belt element that is always maintained at a predetermined value. Since the driving means for maintaining the driving belt within the range is provided, the actual belt speed of the driving belt can be reliably calculated even during shifting.
第１図は本発明のトルコン付ベルト式無段変速機の実施
例を示すスケルトン図、第２図は第１図の■−■矢視図
、第３図は油圧制御系の回路図、第４図は制御装置の実
施例を示すブロック図、第５図および第６図は各特性図
、第７図（ａ）は電磁ピックアップ出力とベルト速度と
の関係を示す図、第７図（ｂ）は変位センサの出力特性
図、第８図（ａ）（ｂ）はフローチャート、第９図はロ
ックアツプオン・オフと変速開始を示す図である。
２１、２４・・・油圧シリンダ、２２・・・プライマリ
プーリ、２５・・・セカンダリプーリ、２６・・・駆動
ベルト、２６ａ・・・エレメント、２８ｂ・・・金属帯
、３７・・・ベルト速度検出手段、３７ａ・・・電磁ピ
ックアップ、３７ｂ・・・変位センサ、３８・・・ＤＣ
サーボモータ（駆動手段）、８０・・・制御ユニット、
１１６・・・目標ベルト速度算出手段、１１７・・・実
ベルト速度算出手段、１１ｇ・・・ベルトスリップ変化
量算出手段。
特許出願人 富士重工業株式会社
代理人 弁理士 小 橋 信 滓
量 弁理士 小 倉 亘
（ｄ）
（Ｃ）
図
（ａ）
（Ｃ）
（ｂ）
（ｄ）
ＬＯＷ
ＬＩ＋ＩＧＩ＋
距
離
り
第８
（ａ）
図
変速開始
ロックアツプ指示点Fig. 1 is a skeleton diagram showing an embodiment of the belt type continuously variable transmission with torque converter of the present invention, Fig. 2 is a view taken along the ■-■ arrow in Fig. 1, Fig. 3 is a circuit diagram of the hydraulic control system, Figure 4 is a block diagram showing an embodiment of the control device, Figures 5 and 6 are characteristic diagrams, Figure 7 (a) is a diagram showing the relationship between the electromagnetic pickup output and belt speed, and Figure 7 (b) ) is an output characteristic diagram of the displacement sensor, FIGS. 8(a) and 8(b) are flowcharts, and FIG. 9 is a diagram showing lock-up on/off and shift start. 21, 24... Hydraulic cylinder, 22... Primary pulley, 25... Secondary pulley, 26... Drive belt, 26a... Element, 28b... Metal band, 37... Belt speed detection Means, 37a... Electromagnetic pickup, 37b... Displacement sensor, 38... DC
Servo motor (driving means), 80... control unit,
116... Target belt speed calculation means, 117... Actual belt speed calculation means, 11g... Belt slip change amount calculation means. Patent applicant: Fuji Heavy Industries Co., Ltd. Agent, Patent attorney: Nobu Kobashi, Patent attorney: Wataru Ogura (d) (C) Diagram (a) (C) (b) (d) LOW LI+IGI+ Distance No. 8 (a) Diagram Shift start lockup indication point
Claims (1)
プーリに、金属帯と複数のエレメントによって構成され
た駆動ベルトを巻回し、上記各プーリの油圧シリンダに
作用するライン圧を制御ユニットからの出力信号に基づ
いて制御することにより、上記駆動ベルトの巻付け径を
変えて無段変速する無段変速機において、 上記駆動ベルトのベルト速度を検出するベルト速度検出
手段を上記駆動ベルトに対向して設け、上記駆動ベルト
のスリップ発生時に、上記各プーリの油圧シリンダに作
用するライン圧の目標ライン圧を補正するように、上記
制御ユニットは、上記駆動ベルトの、目標ベルト速度を
算出する目標ベルト速度算出手段と、実ベルト速度を算
出する実ベルト速度算出手段と、目標ベルト速度と実ベ
ルト速度とから上記駆動ベルトのスリップ変化量を算出
するベルトスリップ変化量算出手段とを有したことを特
徴とする無段変速機の制御装置。（２）ベルト速度検出
手段は、駆動ベルトのベルト速度を検出する電磁ピック
アップと、上記駆動ベルトのエレメントと上記電磁ピッ
クアップとの距離を検出する変位センサと、上記電磁ピ
ックアップと上記駆動ベルトの上記エレメントとの距離
を常に所定範囲内に保持するための駆動手段とを有した
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。(1) A drive belt composed of a metal band and multiple elements is wound around a primary pulley and a secondary pulley with variable pulley spacing, and the line pressure acting on the hydraulic cylinder of each pulley is controlled based on the output signal from the control unit. In the continuously variable transmission that changes the winding diameter of the drive belt to continuously change speed by controlling the winding diameter of the drive belt, a belt speed detection means for detecting the belt speed of the drive belt is provided opposite to the drive belt, The control unit includes target belt speed calculation means for calculating a target belt speed of the drive belt so as to correct the target line pressure of the line pressure acting on the hydraulic cylinder of each pulley when the drive belt slips. , an actual belt speed calculating means for calculating an actual belt speed, and a belt slip change amount calculating means for calculating a slip change amount of the drive belt from the target belt speed and the actual belt speed. Transmission control device. (2) The belt speed detection means includes an electromagnetic pickup that detects the belt speed of the drive belt, a displacement sensor that detects the distance between the element of the drive belt and the electromagnetic pickup, and the element of the drive belt and the electromagnetic pickup. 2. The control device for a continuously variable transmission according to claim 1, further comprising a drive means for always maintaining a distance between the vehicle and the vehicle within a predetermined range.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP16349190A JP2821536B2 (en) | 1990-06-20 | 1990-06-20 | Control device for continuously variable transmission |
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| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0454363A true JPH0454363A (en) | 1992-02-21 |
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|---|---|
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Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP0712003A3 (en) * | 1994-11-11 | 1997-10-29 | Telefunken Microelectron | Device for determining the rotational speed of the transfer medium of a continuously variable pulley transmission |
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-
1990
- 1990-06-20 JP JP16349190A patent/JP2821536B2/en not_active Expired - Fee Related
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| JP2821536B2 (en) | 1998-11-05 |
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