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 |
Applications Claiming Priority (1)
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Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH0454363A true JPH0454363A (en) | 1992-02-21 |
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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 |
EP1777441A1 (en) * | 2005-10-24 | 2007-04-25 | Getrag Ford Transmissions GmbH | Continuously variable transmission and control process |
WO2008050687A1 (en) * | 2006-10-23 | 2008-05-02 | Jtekt Corporation | Control device for stepless transmission, flow rate control method, and flow rate control device |
JP2016003673A (en) * | 2014-06-13 | 2016-01-12 | トヨタ自動車株式会社 | Vehicle drive control unit |
-
1990
- 1990-06-20 JP JP16349190A patent/JP2821536B2/en not_active Expired - Fee Related
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