JPH0546464B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】[Detailed description of the invention] 【産業上の利用分野】[Industrial application field]

本発明は、車両用のベルト式無段変速機におい
て電子的に変速制御及びライン圧制御する制御装
置に関し、詳しくは、プライマリプーリ回転数セ
ンサの故障検出と故障時のフエイルセーフに関す
る。 The present invention relates to a control device that electronically controls speed change and line pressure in a belt-type continuously variable transmission for a vehicle, and more particularly relates to failure detection of a primary pulley rotation speed sensor and failsafe in the event of failure.

【従来の技術】[Conventional technology]

この種の無段変速機の変速制御に関しては、例
えば特開昭55−65755号広報に示す基本的なもの
があるが、近年変速モードを最適化し、変速制御
性や過渡時の応答性等を向上するため電子的に制
御する傾向にある。変速制御の電子制御では、例
えばプライマリプーリ回転数とセカンダリプーリ
回転数により実変速比を算出し、目標変速比に対
して実変速比を追従するように制御することが提
案されている。 従つて、プライマリプーリ回転数は非常に重要
な入力信号であり、このためプライマリプーリ回
転数センサの故障の有無は正確に検出する必要が
ある。またセンサ故障によりプライマリプーリ回
転数が入力しなくなると、実変速比が最大にな
り、最小変速比に固定されて発進不能になつた
り、ベルトスリツプを生じるおそれがある。この
ためプライマリプーリ回転数センサ故障時には、
プライマリプーリ回転数以外の信号を使用して適
切に変速制御して走行するようにフイルセーフす
ることが望まれる。 従来、上記無段変速機の電子的変速制御におい
て、プライマリプーリ回転数センサの故障時のフ
エイレルーフに関しては、例えば特開昭60−
98252号公報の先行技術がある。この先行技術で
は、変速機入力軸回転数とアクセル開度で変速制
御することを前提とする。そして変速機入力軸回
転数センサの故障時には、第６図のＺマツプを使
用し、アクセス開度の大小によりシフトダウンま
たはシフトアツプし、この場合の変速比変化速度
を遅くすることが示されている。 Regarding the speed change control of this type of continuously variable transmission, for example, there is a basic one as shown in Japanese Patent Application Laid-Open No. 55-65755, but in recent years, the speed change mode has been optimized and the speed change controllability and response during transients have been improved. There is a trend towards electronic control to improve performance. In electronic control of speed change control, it has been proposed to calculate an actual speed ratio based on, for example, a primary pulley rotation speed and a secondary pulley rotation speed, and control the actual speed ratio to follow a target speed ratio. Therefore, the primary pulley rotation speed is a very important input signal, and it is therefore necessary to accurately detect whether or not there is a failure in the primary pulley rotation speed sensor. Furthermore, if the primary pulley rotational speed is no longer input due to a sensor failure, the actual gear ratio becomes the maximum and is fixed at the minimum gear ratio, making it impossible to start or causing belt slip. Therefore, when the primary pulley rotation speed sensor fails,
It is desirable to use a signal other than the primary pulley rotation speed to appropriately control the speed change and perform fail-safe driving. Conventionally, in the electronic speed change control of the above-mentioned continuously variable transmission, regarding the failure roof when the primary pulley rotation speed sensor fails, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 1986-
There is a prior art in Publication No. 98252. This prior art is based on the premise that the speed change is controlled by the rotation speed of the transmission input shaft and the accelerator opening. When the transmission input shaft rotation speed sensor fails, the Z map shown in Figure 6 is used to downshift or upshift depending on the degree of access opening, and it is shown that the speed of change in the gear ratio in this case is slowed down. .

【発明が解決しようとする課題】[Problem to be solved by the invention]

ところで上記先行技術のものにあつては、ドラ
イバ自身が走行状態を判断し、車速の高い場合は
アクセル開度を減じてシフトダウンすることで車
速の低下を図り、車速が低い場合はアクセル開度
を増してシフトアツプすることで車速の上昇を図
るようにマニユアル的に変速するにすぎない。ま
た変速比較化速度を遅くするのは、シフトアツプ
とシフトダウンを繰返す際の車速の急激な上昇と
低下に対する危険を防止するものである。従つ
て、変速機入力軸回転センサの故障時には走行状
態に応じて自動的に変速制御して走行することが
できず、ドライバの勘に頼つたものになる等の問
題がある。 本発明は、このような問題点に鑑み、プライマ
リプーリ回転数センサの故障を適確に検出し、故
障時にも正常に変速制御して走行することができ
る無段変速機の制御装置を提供することを目的と
する。 By the way, in the prior art described above, the driver himself judges the driving condition, and if the vehicle speed is high, the driver reduces the accelerator opening and shifts down to reduce the vehicle speed, and if the vehicle speed is low, the driver determines the driving condition by reducing the accelerator opening. It is merely a manual gear change in which the vehicle speed is increased by increasing the speed and shifting up. The purpose of slowing down the speed comparison speed is to prevent the risk of sudden increases and decreases in vehicle speed when upshifting and downshifting are repeated. Therefore, when the transmission input shaft rotation sensor fails, there is a problem that the vehicle cannot automatically change gears and drive depending on the driving condition, and the vehicle must rely on the driver's intuition. In view of such problems, the present invention provides a control device for a continuously variable transmission that can accurately detect a failure of a primary pulley rotation speed sensor and can operate with normal speed change control even in the event of failure. The purpose is to

【課題を解決するための手段】[Means to solve the problem]

この目的を達成するため、第１図において本発
明の構成について説明すると、ライン圧制御弁２
２と変速速度制御弁２３は、制御ユニツト４０の
電気信号をソレノイド弁２７，２８で変換した信
号油圧により制御するように構成される。 また制御ユニツト４０はプライマリプーリ回転
数とセカンダリプーリ回転数により実変速比を算
出する手段４５と、運転、走行状態の信号により
目標変速比を定める手段４６と、エンジン回転数
とセカンダリプーリ回転数により予備変速比を算
出する手段５１と、実変速比と予備変速比とを比
較してプライマリプーリ回転数センサ４１の故障
の有無を判断する手段５２と、センサ故障有無の
信号により目標変速比及び実変速比と予備変速比
のいずれか一方の偏差に基づいて目標とする変速
速度を算出する手段４８と、目標とする変速速度
に応じた操作量の電気信号をソレノイド弁２８に
出力する手段４９とを備えることを特徴とする。 To achieve this objective, the configuration of the present invention will be explained with reference to FIG.
2 and the speed change control valve 23 are configured to be controlled by a signal hydraulic pressure obtained by converting an electric signal from the control unit 40 by the solenoid valves 27 and 28. The control unit 40 also includes a means 45 for calculating the actual gear ratio based on the primary pulley rotation speed and the secondary pulley rotation speed, a means 46 for determining the target gear ratio based on the driving and running state signals, and a means 46 for determining the target gear ratio based on the engine rotation speed and the secondary pulley rotation speed. A means 51 for calculating a preliminary gear ratio, a means 52 for comparing the actual gear ratio and the preliminary gear ratio to determine whether or not there is a failure in the primary pulley rotation speed sensor 41, and a means 52 for calculating the target gear ratio and the actual gear ratio based on a signal indicating the presence or absence of a sensor failure. means 48 for calculating a target gear shift speed based on the deviation between either the gear ratio or the preliminary gear ratio; and a means 49 for outputting an electrical signal of a manipulated variable according to the target gear shift speed to the solenoid valve 28; It is characterized by having the following.

【作用】[Effect]

上記構成による本発明では、無段変速機が基本
的には、制御ユニツト４０の電気信号によりソレ
ノイド弁２７，２８で信号油圧に変換され、この
信号油圧でライン圧制御弁２２を作動して電子的
にライン圧制御され、変速速度制御弁２３を作動
して電子的に変速及び変速速度が制御される。 そして車両走行時にはプリマリプーリ回転数セ
ンサ４１のプライマプーリ回転数の信号が制御ユ
ニツト４０に入力し、このプライマリプーリ回転
数に基づいて実変速比が算出される。また走行時
にはプライマリプーリ回転数と等しくなるエンジ
ン回転数を用いて予備変速比も算出され、これら
実変速比と予備変速比とを比較して、プライマリ
プーリ回転数センサ４１の故障の有無が正確に検
出される。 プライマリプーリ回転数センサ４１が正常な場
合は、目標変速比とプライマリプーリ回転数を用
いた実変速比の電気信号により変速速度制御弁２
３が動作し、運転、走行状態に応じて自動的に変
速制御される。またプライマリプーリ回転数セン
サ４１が故障すると、実変速比に代わりエンジン
回転数を用いて実際の変速比を正確に算出する予
備変速比に切換わつて同様に制御され、電気信号
により変速速度制御弁２３が正常に動作して運
転、走行状態に応じて自動的に変速制御するよう
にフエイルセーフされる。このためドライバの勘
に頼つたり、走行条件が制限されること無く、正
常な場合と全く同様に走行することが可能にな
る。 In the present invention having the above configuration, the continuously variable transmission basically converts an electrical signal from the control unit 40 into a signal oil pressure using the solenoid valves 27 and 28, and operates the line pressure control valve 22 with this signal oil pressure to generate an electronic signal. The line pressure is controlled automatically, and the shift speed control valve 23 is operated to electronically control the shift and shift speed. When the vehicle is running, a signal of the primary pulley rotation speed from the primary pulley rotation speed sensor 41 is input to the control unit 40, and the actual gear ratio is calculated based on this primary pulley rotation speed. Also, during driving, a preliminary gear ratio is calculated using the engine rotation speed that is equal to the primary pulley rotation speed, and by comparing these actual gear ratios with the preliminary gear ratio, it is possible to accurately determine whether or not there is a failure in the primary pulley rotation speed sensor 41. Detected. When the primary pulley rotation speed sensor 41 is normal, the gear change speed control valve 2 is activated by an electric signal of the actual gear ratio using the target gear ratio and the primary pulley rotation speed.
3 is activated, and the speed is automatically controlled according to the driving and driving conditions. If the primary pulley rotation speed sensor 41 fails, the engine speed is used instead of the actual gear ratio to accurately calculate the actual gear ratio. 23 operates normally and is fail-safe so that it automatically controls the speed change according to the driving and driving conditions. Therefore, the vehicle can be driven in exactly the same way as in normal conditions without relying on the driver's intuition or with restrictions on driving conditions.

【実施例】【Example】

以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明す
る。 第２図において、本発明が適用される無段変速
機を含む伝動系の概略について説明すると、エン
ジン１がクラツチ２前後進切換装置３を介して無
段変速機４の主軸５に連結する。無段変速機４
は、主軸５に対して副軸６が平行配置され、主軸
５にプライマリプーリ７が設けられ、副軸６にセ
カンダリプーリ８が設けられる。各プーリ７，８
はプーリ間隔可変式であつて可動側に油圧シリン
ダ９，１０が装備され、両プーリ７，８に駆動ベ
ルト１１が巻付けられている。ここでプライマシ
リンダ９の方が受圧面積を大きく設定され、その
プライマリ圧により駆動ベルト１１のプーリ７，
８に対する巻付け径の比を変えて無段階に変速す
るように構成される。 また副軸６は１組のリダクシヨンギヤ１２を介
して出力軸１３に連結し、出力軸１３はフアイナ
ルギヤ１４、デイフアレンシヤルギヤ１５を介し
て駆動輪１６に伝動構成される。 無段変速機４の油圧制御系について説明する
と、エンジン１により駆動されるオイルポンプ２
０を有し、オイルポンプ２０の吐出側のライン圧
油路２１が、セカンダリシリンダ１０、ライン圧
制御弁２２及び変速速度制御弁２３に連通し、変
速速度制御弁２３から油路２４を介してプライマ
リシリンダ９に連通する。ライン圧油路２１は更
に流量制限手段としてのオリフイス３２を介して
油路２６に分岐し、この油路２６が一定なレギユ
レータ圧を発生するレギユレータ弁２５に連通す
る。そしてレギユレータ圧の油路２６が、ソレノ
イド弁２７，２８及び変速速度制御弁２３の一方
に連通する。 制御ユニツト４０は、操作量として所定のデユ
ーテイ比を設定し、この電気信号がソレノイド弁
２７，２８に出力する。ソレノイド弁２７，２８
は、例えば電気信号のオフでレギユレータ圧PR
を生じるように動作して、デユーテイ比に応じた
信号油圧としてのパルス状の制御圧を生成する。
そしてソレノイド弁２７からのパルス状の制御圧
は、アキユムレータ３０で平滑化して油路３３に
よりライン圧制御弁２２に作用する。一方、ソレ
ノイド弁２８からのパルス状の制御圧は、油路３
４によりそのまま変速速度制御弁２３の他方に作
用する。尚、図中符号２９はドレン油路、３１は
オイルパンである。 ライン圧制御弁２２は、ライン圧に対向して機
械的に所定のライン圧に保つスプリングと制御圧
が配置され、ライン圧をスプリング荷重と制御圧
の関数で制御する。この場合に、ライン圧が例え
ばデユーテイＤに対して増大関数的に変化するよ
うに設定され、Ｄ＝０％の際に最大制御圧で最低
ライン圧を、Ｄ＝100％の際に最低制御圧で最大
ライン圧を得る。 変速速度制御弁２３は、レギユレータ圧、ソレ
ノイド弁２８からのパルス状の制御圧及び初期設
定するスプリングにより、ライン圧油路２１と油
路２４を接続する給油位置と、油路２４をドレン
する排油位置とに動作する。そして制御圧により
２位置の動作時間を変えてプライマリシリンダ９
への給油または排油の流量を制御し、変速速度を
制御対象として変速及び変速速度制御する。 変速速度制御の制御原理について説明する。プ
ライマリシリンダ９の必要油量Ｖは、変速比ｉと
の関係で機械的に構成上決まり、 Ｖ＝f1(i) となる。流量Ｑは油量Ｖを時間で微分したもので
あるから、 Ｑ＝dv／dt＝｛df1(i)／di｝・（di／dt） となり、流量Ｑと変速速度di／dtは変速比ｉをパ
ラメータとして対応している。従つて、次式にな
る。 di／dt＝f2（Ｑ，ｉ） またプライマリシリンダ内圧Pp、ライン圧
PL、流量係数ｃ、動力加速度ｇ、油比重量γ、
弁の給油ポート開口面積Si、排油ポート開口面積
SDとすると、給油流量Qi、排油流量QDは、 QD＝ｃ・SD［（2gPp）／γ］^1/2 ＝ａ・SD（Pp）^1/2 Qi＝ａ・Si（PL−Pp）^1/2 ［ａ＝ｃ（2g／γ）^1/2］ で表わせる。 そこでデユーテイ比（オン／オフ比）をＤとす
ると、１サイクルの平均流量Ｑ（給油を正とする）
は、 Ｑ＝ａ｛Ｄ・Si（PL−Pp）^1/2−（１−Ｄ） ×SD（Pp）^1/2｝ となり、ａ、Si、SDを定数とすると、次式にな
る。 Ｑ＝f3（Ｄ、PL、Pp） ここでラインPLは、変速比ｉ、エンジントル
クＴにより制御され、プライマリシリンダ内圧
Ppは、変速比ｉとライン圧PLで決まるものであ
るから、Ｔを一定と仮定すると、 Ｑ＝f4（Ｄ、ｉ） となり、次式が成立する。 di／dt＝f5（Ｄ、ｉ） このため、式展開すると、 Ｄ＝f6（di／dt、ｉ） となる。以上により変速速度di／dtはデユーテイ
比Ｄと対応することがわかる。そしてデユーテイ
比Ｄは、変速速度di／dtと変速比ｉの関係で決ま
ることになる。 一方、変速速度di／dtは、定常での目標変速比
isと実際の変速比ｉとの偏差に基づくものである
から、次式が成立する。 di／dt＝ｋ（is−ｉ） 係数ｋは種々の要素で定まるものである。 従つて、各変速比ｉにおいて上式から変速速度
di／dtを決めれば、それに基づいてデユーテイ比
Ｄが求まり、このデユーテイ比Ｄで変速速度制御
弁２３を動作すれば、低速段と高速段の変速全域
で変速速度制御を行うことが可能となる。 上記式is−ｉはエンジントルクの変化ΔTeに対
応し、係数ｋはドライバの加速意志を表わすもの
と言える。従つて、係数ｋをエンジン負荷の変化
により可変にすることで、定常時以外の加速時の
変速速度di／dtも決めることができる。更に、定
常、加速時以外の過渡状態や種々の運転状態で
は、定常時をベースとして決まつた変速速度を補
正することで、対処することが可能となる。 そこで第３図の電子制御系では、上述の原理に
基づいて構成される。 先ず、変速速度制御系について説明すると、プ
ライマリプーリ回転数Npを検出するプライマリ
プーリ回転数センサ４１、セカンダリプーリ回転
数Nsを検出するセカンダリプーリ回転数センサ
４２、エンジン回転数Neを検出するエンジン回
転数センサ４３及びスロツトル開度θを検出する
スロツトル開度センサ４４を有する。これらセン
サ信号は制御ユニツト４０に入力する。 制御ユニツト４０は、プライマリプーリ回転数
Npとセサンダリプーリ回転数Nsが入力する実変
速比算出部４５を有し、実変速比ｉを、ｉ＝
Np／Nsにより算出する。セカンダリプーリ回転
数Nsとスロツト開度θは目標変速比検索部４６
に入力し、変速パターンに基づくNsとθのテー
ブルから目標変速比isを検索する。 ここでプライマリプーリ回転数センサ４１が故
障してその信号Npが入力しなくなると、実変速
比ｉは最大と判断される。また車両走行時には、
プライマリプーリ７の回転数がエンジン回転数
Neと等しくなり、このエンジン回転数Neを用い
ることで実際の変速比を正確に算出できる。そこ
でこの場合の変速比を予備変速i′として実変速比
ｉと比較することによりセンサ故障の有無を判断
することができる。またセンサ故障時には実変速
比ｉに代わつて予備変速比i′を用いることで、正
常にライン圧と変速を制御することができる。 そこでエンジン回転数Neとセカンダプーリ回
転数Nsが入力する予備変速比算出部５１を有し、
実際の変速比に対応した予備変速比i′を、i′＝
Ne／Nsにより算出する。そして両変速比ｉ、
i′は故障判断部５２に入力して比較され、ｉ≦
i′の場合はプライマリプーリ回転数センサ４１が
正常として、実変速比ｉを選択して出力し、i′＜
ｉの場合はプライマリプーリ回転数センサ４１が
故障したものと判断して、予備変速比i′を選択し
て出力する。 実変速比ｉと予備変速比i′のいずれか一方、定
常での目標変速比is、及び係数設定部４７の加速
状態に応じた係数ｋは変速速度算出部４８に入力
して、変速速度di／dtを、 di／dt＝ｋ（is−ｉ）、またはｋ（is−i′） により算出する。また変速速度di／dtの正または
負の符号によりシフトダウンまたはシフトアツプ
を決める。 そして変速速度di／dt、実変速比ｉと予備変速
比i′のいずれか一方は、更にデユーテイ比検索部
４９に入力する。そして変速速度di／dtと実変速
比ｉ等に応じたデユーテイ比Ｄを設定する。 ここでデユーテイ比ＤはＤ＝f6（di／dt、ｉ）
の関係により、±di／dtとｉに基づいてテーブル
が設定されている。即ち、給油と排油がバランス
するＤ＝50％を境にして、シフトアツプの−di／
dtとｉのテーブルでは、Ｄ＝50〜100％の値に、
シフトダウンの＋di／dtとｉのテーブルでは、Ｄ
＝50〜０％の値に振り分けてある。 そしてシフトアツプのテーブルでは、デユーテ
イ比Ｄがｉに対して減少関数で、−di／dtに対し
て増大関数で設定される。またシフトダウンのテ
ーブルでは、デユーテイ比Ｄが逆にｉに対して増
大関数で、di／dtに対しては減少関数で設定され
ている。そこでこのテーブルを参照して、di／dt
とｉに応じたデユーテイ比Ｄが検索される。そし
てデユーテイ比検索部４９からのデユーテイ比Ｄ
の信号が、駆動部５０を介してソレノイド弁２８
に出力する。 続いて、ライン圧制御系について説明すると、
スロツトル開度θ、エンジン回転数Ne及び実変
速比ｉと予備変速比i′のいずれか一方がライン圧
設定部５６に入力し、エンジントルクＴと実変速
比ｉまたは予備変速比i′の要素により目標ライン
圧PLを決める。そしてデユーテイ比設定部５７
で目標ライン圧PLに応じたデユーテイ比Ｄを求
め、このデユーテイ信号が駆動部５８を介してソ
レノイド弁２７に出力する。 次に、この実施例の作用について説明する。 先ず、エンジン１を運転するとオイルポンプ２
０が駆動して油圧を生じることで、無段変速機４
の油圧制御系において油路２１のライン圧がライ
ン圧制御弁２２で制御され、このライン圧がセカ
ンダリシリンダ１０に導入してベルトクランプす
る。またライン圧の一部がレギユレータ弁２５に
取出されて一定圧を発生し、この一定圧がソレノ
イド弁２７，２８等に導かれて制御圧により電子
制御することが可能となる。そして停車時には、
変速速度制御弁２３によりプライマリシリンダ９
をドレンして、変速比最大の低速段になる。 発進時にアクセルを踏込むと、エンジン動力
が、クラツチ２、切換装置３を介して無段変速機
４のプライマリプーリ７に入力し、駆動ベルト１
１とセカンダリプーリ８により変速した動力が出
力し、この変速動力が駆動輪１６に伝達すること
で車両が走り始める。 車両が走り始めると、プライマリプーリ回転数
センサ４１からプライマリプーリ回転数Npの信
号が制御ユニツト４０に入力して、第４図のフロ
ーチヤートが実行される。ステツプS1でプラチ
マリプーリ回転数Np、セカンダリプーリ回転数
Ns、スロツトル開度θ及びエンジン回転数Neを
読込み、ステツプS2でプライマリプーリ回転数
Npとセカンダリプーリ回転数Nsにより実変速比
ｉを算出し、ステツプS3でエンジン回転数Neと
セカンダリプーリ回転数Nsにより予備変速比i′を
算出する。 その後ステツプS4に進んで実変速比ｉと予備
変速比i′を比較し、ｉ≦i′の場合はプライマリプ
ーリ回転数センサ４１が正常と判断し、ステツプ
S5で実変速比ｉを選択して出力する。そしてス
テツプS6で目標変速比isと実変速比ｉの偏差によ
り目標とする変速速度di／dtを算出し、ステツプ
S7でその目標とす変速速度di／dtに応じたデユー
テイ比Ｄを定めてソレノイド弁２８に出力する。 このデユーテイ信号はソレノイド弁２８に出力
して、デユーテイ比Ｄに応じたパルス状の制御圧
が生成される。そして制御圧と一定圧が変速速度
制御弁２３で対向して作用することで、給油と排
油の２位置で繰返し動作する。 そこでデユーテイ比Ｄが50％以上の値では、制
御圧の排圧時間で、変速速度制御弁２３は給油位
置での動作時間が長くなり、プライマリシンダ９
は排油以上に給油され、プライマリ圧が増大して
シフトアツプする。このとき目標変速比isと実変
速比ｉの偏差や係数ｋが大きい場合は、−di／dt
の値が大きくなり、この−di／dtが大きくなるほ
どＤの値が大きくなり、給油量が増して変速スピ
ードが速くなる。また変速パターンの特性により
高速の高速段側では変速スピードが遅くなるが、
ｉが小さいほどＤの値が大きくなつて、高速段側
の変速スピードが速く補正される。 また逆にデユーテイ比Ｄが50％以下の値では、
制御圧の圧力時間で、変速速度制御弁２３は排油
位置での動作時間が長くなり、プライマリシリン
ダ９は給油以上に排油され、プライマリ圧が低下
してシフトダウンする。このとき同様にdi／dtが
大きくなるほど、ｉが小さいほどＤの値が小さく
なり、排油量が増して変速スピードが速くなる。
こうして低速段と高速団の全域で無段階に変速制
御され、且つ変速比全域で変速スピードが略一定
に制御される。 また、上述の車両走行時には、エンジン回転数
Ne、スロツトル開度θ及び実変速比ｉがライン
圧設定部５６に入力して、ライン圧制御される。
即ち、実変速比ｉの値が大きい低速段において、
エンジントルクＴが大きいほど目標ライン圧PL
が大きく設定され、この目標ライン圧PLに応じ
てデユーテイ比Ｄの大きい信号がソレノイド弁２
７に出力する。そしてソレノイド弁２７で低い制
御圧を生じライン圧制御弁２２に導入して動作す
ることで、ライン圧油路２１のライン圧が高くな
る。実変速比ｉが小さくなり、エンジントルクＴ
も小さくなると、目標ライン圧PLと共にデユー
テイ比Ｄが小さくなつてライン圧は低く制御され
る。このためセカンダリシリンダ１０でライン圧
により付与されるプーリ押付け力が、駆動ベルト
１１の伝達トルクに対応して、常にベルトスリツ
プを生じない必要最小限になる。 一方、プライマリプーリ回転数センサ４１が故
障すると、ステツプS4でｉ＞i′によりその故障が
確実に検出される。この場合はステツプS4から
ステツプS8に進み、実変速比ｉに代わり予備変
速比i′を選択して出力し、ステツプS6で予備変速
比i′を用いて目標とする変速速度di／dtを算出し
て、上述と同様に作用する。走行中の予備変速比
i′は実際の変速比を正確に算出したものである
か、変速速度di／dt、デユーテイ比Ｄは正常な場
合と等しくなり、このため運転、走行状態に応じ
て何等変わることなく自動的に変速制御される。
またライン圧制御においても予備変速比i′を用い
て、正常は場合と等しくライン圧が制御され、適
正にプーリ押付け力が付与される。こうしてプラ
イマリプーリ回転数センサ４１の故障時は、正常
な場合と等しく変速、ライン圧を制御して車両走
行する。 以上、本発明の一実施例について説明したが、
センサ故障はセカンダリプーリ回転数信号が入力
されているにもかかわらずプライマリプーリ回転
数信号が入力しないことからも検出できる。 Embodiments of the present invention will be described below based on the drawings. Referring to FIG. 2, an outline of a transmission system including a continuously variable transmission to which the present invention is applied will be explained. An engine 1 is connected to a main shaft 5 of a continuously variable transmission 4 via a clutch 2 and a forward/reverse switching device 3. Continuously variable transmission 4
In this case, a subshaft 6 is arranged parallel to the main shaft 5, a primary pulley 7 is provided on the main shaft 5, and a secondary pulley 8 is provided on the subshaft 6. Each pulley 7, 8
The pulley spacing is variable, and the movable side is equipped with hydraulic cylinders 9 and 10, and a drive belt 11 is wound around both pulleys 7 and 8. Here, the primary cylinder 9 is set to have a larger pressure receiving area, and its primary pressure causes the pulley 7 of the drive belt 11 to
It is configured to change the speed steplessly by changing the ratio of the winding diameter to 8. Further, the subshaft 6 is connected to an output shaft 13 via a set of reduction gears 12, and the output shaft 13 is configured to be transmitted to drive wheels 16 via a final gear 14 and a differential gear 15. To explain the hydraulic control system of the continuously variable transmission 4, the oil pump 2 is driven by the engine 1.
0, and the line pressure oil passage 21 on the discharge side of the oil pump 20 communicates with the secondary cylinder 10, the line pressure control valve 22, and the speed change control valve 23, and from the change speed control valve 23 via the oil path 24. It communicates with the primary cylinder 9. The line pressure oil passage 21 further branches into an oil passage 26 via an orifice 32 serving as a flow rate limiting means, and this oil passage 26 communicates with a regulator valve 25 that generates a constant regulator pressure. A regulator pressure oil passage 26 communicates with one of the solenoid valves 27 and 28 and the speed change control valve 23. The control unit 40 sets a predetermined duty ratio as the manipulated variable, and outputs this electric signal to the solenoid valves 27 and 28. Solenoid valve 27, 28
For example, when the electrical signal is turned off, the regulator pressure PR
It operates to generate a pulse-like control pressure as a signal oil pressure according to the duty ratio.
The pulsed control pressure from the solenoid valve 27 is smoothed by the accumulator 30 and acts on the line pressure control valve 22 through the oil passage 33. On the other hand, the pulse-like control pressure from the solenoid valve 28 is
4 directly acts on the other of the speed change control valves 23. In the figure, reference numeral 29 is a drain oil passage, and reference numeral 31 is an oil pan. The line pressure control valve 22 has a spring and a control pressure arranged to face the line pressure and mechanically keep the line pressure at a predetermined level, and controls the line pressure as a function of the spring load and the control pressure. In this case, the line pressure is set to change, for example, in an increasing function with respect to the duty D, and when D = 0%, the maximum control pressure is the minimum line pressure, and when D = 100%, the minimum line pressure is the minimum control pressure. to obtain maximum line pressure. The shift speed control valve 23 is controlled by regulator pressure, pulsed control pressure from the solenoid valve 28, and an initially set spring to control the oil supply position that connects the line pressure oil passage 21 and the oil passage 24, and the drain position that drains the oil passage 24. Operates with oil position. Then, the operation time of the two positions is changed depending on the control pressure, and the primary cylinder 9 is
The flow rate of oil supply or drainage to the engine is controlled, and the speed change and speed change are controlled using the speed change as a control target. The control principle of shift speed control will be explained. The required oil amount V of the primary cylinder 9 is determined mechanically and structurally in relation to the gear ratio i, and is expressed as V=f1(i). Since the flow rate Q is obtained by differentiating the oil amount V with respect to time, Q=dv/dt={df1(i)/di}・(di/dt), and the flow rate Q and shift speed di/dt are determined by the gear ratio i is supported as a parameter. Therefore, the following formula is obtained. di/dt=f2(Q,i) Also, primary cylinder internal pressure Pp, line pressure
PL, flow coefficient c, power acceleration g, oil specific weight γ,
Valve oil supply port opening area Si, oil drain port opening area
Assuming SD, the oil supply flow rate Qi and the oil drain flow rate QD are: QD = c・SD [(2gPp)/γ] ^1/2 = a・SD (Pp) ^1/2 Qi=a・Si (PL−Pp) ^{1 /2} [a=c(2g/γ) ^1/2 ] It can be expressed as: Therefore, if the duty ratio (on/off ratio) is D, then the average flow rate of one cycle is Q (assuming oil supply is positive).
Q=a{D·Si(PL-Pp) ^1/2 −(1-D)×SD(Pp) ^1/2 } If a, Si, and SD are constants, the following equation is obtained. Q=f3 (D, PL, Pp) Here, line PL is controlled by gear ratio i and engine torque T, and the primary cylinder internal pressure
Since Pp is determined by the gear ratio i and the line pressure PL, assuming that T is constant, Q=f4 (D, i), and the following equation holds true. di/dt=f5(D, i) Therefore, when the formula is expanded, D=f6(di/dt, i). From the above, it can be seen that the shift speed di/dt corresponds to the duty ratio D. The duty ratio D is determined by the relationship between the speed change speed di/dt and the speed change ratio i. On the other hand, the gear change speed di/dt is the target gear ratio in steady state.
Since it is based on the deviation between is and the actual gear ratio i, the following equation holds true. di/dt=k(is-i) The coefficient k is determined by various factors. Therefore, at each gear ratio i, the gear shift speed is calculated from the above equation.
Once di/dt is determined, the duty ratio D can be found based on it, and if the shift speed control valve 23 is operated with this duty ratio D, it becomes possible to perform shift speed control over the entire range of the low and high gears. . The above equation is-i corresponds to the change in engine torque ΔTe, and the coefficient k can be said to represent the driver's intention to accelerate. Therefore, by making the coefficient k variable according to changes in engine load, it is also possible to determine the shift speed di/dt during acceleration other than during steady state. Furthermore, transient states and various operating states other than steady state and acceleration can be dealt with by correcting the determined shift speed based on the steady state. Therefore, the electronic control system shown in FIG. 3 is constructed based on the above-mentioned principle. First, to explain the speed change control system, there is a primary pulley rotation speed sensor 41 that detects the primary pulley rotation speed Np, a secondary pulley rotation speed sensor 42 that detects the secondary pulley rotation speed Ns, and an engine rotation speed that detects the engine rotation speed Ne. It has a sensor 43 and a throttle opening sensor 44 that detects the throttle opening θ. These sensor signals are input to a control unit 40. The control unit 40 controls the primary pulley rotation speed.
It has an actual gear ratio calculation unit 45 to which Np and secondary pulley rotation speed Ns are input, and the actual gear ratio i is calculated as i=
Calculated by Np/Ns. The secondary pulley rotation speed Ns and slot opening degree θ are determined by the target gear ratio search unit 46.
, and search the target gear ratio is from the table of Ns and θ based on the gear shift pattern. If the primary pulley rotation speed sensor 41 fails and the signal Np is no longer input, the actual speed ratio i is determined to be the maximum. Also, when the vehicle is running,
The rotation speed of primary pulley 7 is the engine rotation speed
Ne, and by using this engine rotation speed Ne, the actual gear ratio can be calculated accurately. Therefore, by using the gear ratio in this case as a preliminary gear change i' and comparing it with the actual gear ratio i, it is possible to determine whether or not there is a sensor failure. Further, in the event of a sensor failure, by using the preliminary gear ratio i' in place of the actual gear ratio i, the line pressure and gear change can be controlled normally. Therefore, it has a preliminary gear ratio calculation unit 51 into which the engine rotation speed Ne and the secondary pulley rotation speed Ns are input,
The preliminary gear ratio i′ corresponding to the actual gear ratio is i′=
Calculated by Ne/Ns. And both gear ratios i,
i′ is input to the failure determination unit 52 and compared, i≦
In the case of i', it is assumed that the primary pulley rotation speed sensor 41 is normal, and the actual gear ratio i is selected and output, and i'<
In the case of i, it is determined that the primary pulley rotation speed sensor 41 has failed, and the preliminary gear ratio i' is selected and output. Either the actual gear ratio i or the preliminary gear ratio i', the target gear ratio is in steady state, and the coefficient k according to the acceleration state of the coefficient setting section 47 are input to the shifting speed calculation section 48, and the shifting speed di /dt is calculated by di/dt=k(is-i) or k(is-i'). Further, downshifting or upshifting is determined depending on the positive or negative sign of the shift speed di/dt. The shift speed di/dt, either the actual gear ratio i or the preliminary gear ratio i' are further input to the duty ratio search section 49. Then, the duty ratio D is set according to the speed change speed di/dt, the actual speed change ratio i, etc. Here, the duty ratio D is D=f6 (di/dt, i)
According to the relationship, a table is set based on ±di/dt and i. In other words, the shift-up -di/
In the table of dt and i, for the value of D = 50 to 100%,
In the table of +di/dt and i for downshifting, D
It is divided into values from =50 to 0%. In the shift-up table, the duty ratio D is set as a decreasing function for i and as an increasing function for -di/dt. In the downshift table, the duty ratio D is set as an increasing function for i and as a decreasing function for di/dt. So, referring to this table, di/dt
The duty ratio D corresponding to i is searched. Then, the duty ratio D from the duty ratio search unit 49
The signal is sent to the solenoid valve 28 via the drive unit 50.
Output to. Next, we will explain the line pressure control system.
Throttle opening θ, engine speed Ne, and either the actual gear ratio i or the preliminary gear ratio i' are input to the line pressure setting section 56, and the engine torque T and the elements of the actual gear ratio i or the preliminary gear ratio i' Determine the target line pressure PL. And duty ratio setting section 57
The duty ratio D corresponding to the target line pressure PL is determined, and this duty signal is output to the solenoid valve 27 via the drive section 58. Next, the operation of this embodiment will be explained. First, when engine 1 is operated, oil pump 2
0 is driven and generates oil pressure, continuously variable transmission 4
In the hydraulic control system, the line pressure of the oil passage 21 is controlled by a line pressure control valve 22, and this line pressure is introduced into the secondary cylinder 10 to clamp the belt. Further, a part of the line pressure is taken out to the regulator valve 25 to generate a constant pressure, and this constant pressure is led to the solenoid valves 27, 28, etc., and it becomes possible to perform electronic control using the control pressure. And when you stop,
The primary cylinder 9 is controlled by the speed change control valve 23.
is drained, and the gear ratio becomes the lowest gear. When you step on the accelerator when starting, engine power is input to the primary pulley 7 of the continuously variable transmission 4 via the clutch 2 and switching device 3, and the drive belt 1
1 and the secondary pulley 8 are output, and this shifting power is transmitted to the driving wheels 16, and the vehicle starts running. When the vehicle starts running, a signal indicating the primary pulley rotation speed Np is input from the primary pulley rotation speed sensor 41 to the control unit 40, and the flowchart shown in FIG. 4 is executed. In step S1, the platy pulley rotation speed Np and the secondary pulley rotation speed are
Ns, throttle opening θ and engine speed Ne are read, and in step S2 the primary pulley rotation speed is read.
An actual gear ratio i is calculated from Np and the secondary pulley rotational speed Ns, and a preliminary gear ratio i' is calculated from the engine rotational speed Ne and the secondary pulley rotational speed Ns in step S3. After that, the process proceeds to step S4, where the actual gear ratio i and the preliminary gear ratio i' are compared, and if i≦i', it is determined that the primary pulley rotation speed sensor 41 is normal, and the process proceeds to step S4.
S5 selects and outputs the actual gear ratio i. Then, in step S6, the target gear shift speed di/dt is calculated from the deviation between the target gear ratio is and the actual gear ratio i, and the step
In S7, a duty ratio D corresponding to the target shift speed di/dt is determined and outputted to the solenoid valve 28. This duty signal is output to the solenoid valve 28, and a pulse-like control pressure according to the duty ratio D is generated. The control pressure and constant pressure act oppositely on the speed change control valve 23, thereby repeatedly operating in two positions: oil supply and oil drain. Therefore, when the duty ratio D is 50% or more, the shift speed control valve 23 operates for a long time in the refueling position during the control pressure exhaust time, and the primary cinder 9
is filled with more oil than the oil drained, increasing the primary pressure and shifting up. At this time, if the deviation between the target gear ratio is and the actual gear ratio i or the coefficient k is large, -di/dt
As the value of -di/dt increases, the value of D increases, the amount of oil supplied increases, and the shift speed increases. Also, due to the characteristics of the shifting pattern, the shifting speed becomes slower on the high speed side,
The smaller i is, the larger the value of D becomes, and the shift speed on the high gear side is corrected faster. Conversely, when the duty ratio D is less than 50%,
Due to the pressure time of the control pressure, the shift speed control valve 23 operates for a long time in the oil draining position, and the primary cylinder 9 is drained of oil more than the oil supplied, and the primary pressure is lowered to shift down. Similarly, as di/dt increases and i decreases, the value of D decreases, the amount of oil discharged increases, and the shift speed increases.
In this way, the speed change is controlled steplessly throughout the low gear range and the high speed range, and the speed change speed is controlled to be substantially constant over the entire gear ratio range. In addition, when the vehicle is running as described above, the engine speed
Ne, the throttle opening θ, and the actual gear ratio i are input to the line pressure setting section 56, and the line pressure is controlled.
That is, in the low speed gear where the value of the actual gear ratio i is large,
The larger the engine torque T, the higher the target line pressure PL.
is set to a large value, and a signal with a large duty ratio D is applied to the solenoid valve 2 according to this target line pressure PL.
Output to 7. Then, a low control pressure is generated in the solenoid valve 27 and introduced into the line pressure control valve 22 for operation, thereby increasing the line pressure in the line pressure oil passage 21. The actual gear ratio i becomes smaller and the engine torque T
When the line pressure becomes smaller, the duty ratio D becomes smaller together with the target line pressure PL, and the line pressure is controlled to be low. Therefore, the pulley pressing force applied by the line pressure in the secondary cylinder 10 corresponds to the transmission torque of the drive belt 11 and is always kept to the minimum necessary to prevent belt slip. On the other hand, if the primary pulley rotation speed sensor 41 fails, the failure is reliably detected in step S4 since i>i'. In this case, proceed from step S4 to step S8, select and output the preliminary gear ratio i' instead of the actual gear ratio i, and calculate the target gear shift speed di/dt using the preliminary gear ratio i' in step S6. and operates in the same manner as described above. Preliminary gear ratio while driving
Is i′ an accurate calculation of the actual gear ratio? The gear shifting speed di/dt and duty ratio D are the same as in the normal case. The speed is controlled.
Also, in line pressure control, the preliminary gear ratio i' is used to control the line pressure to be the same as in normal conditions, and appropriately apply the pulley pressing force. In this way, when the primary pulley rotation speed sensor 41 fails, the vehicle runs while controlling the gear shift and line pressure in the same way as in a normal case. Although one embodiment of the present invention has been described above,
Sensor failure can also be detected from the fact that the primary pulley rotation speed signal is not input even though the secondary pulley rotation speed signal is input.

【発明の効果】【Effect of the invention】

以上に説明したように本発明によると、無段変
速機においてプライマリプーリ回転数等の入力信
号を用いて電子的にライン圧制御及び変速制御す
る制御装置において、プライマリプーリ回転数セ
ンサの故障の検出及び故障時のフエイルセーフに
は、車両走行中にプライマリプーリ回転数と等し
くエンジン回転数を利用する。そしてプライマリ
プーリ回転数を用いた実変速比とエンジン回転数
を用いた予備変速比とを比較するので、プライマ
リプーリ回転数センサの故障を迅速且つ正確に判
断できる。 プライマリプーリ回転数センサ故障時には、実
際の変速比に対応した予備変速比を選択出力して
同様に作用するので、正常な場合と全く同様に、
運転、走行状態により自動的に変速制御すると共
にライン圧制御され、このため全く制限を受ける
こと無く安全且つ最適に走行することができる。
ライン圧制御のエンジン回転数を用い、予め予備
変速比を算出するので、センサ故障時の切換えが
容易である。 As explained above, according to the present invention, a failure of a primary pulley rotation speed sensor is detected in a control device that electronically controls line pressure and speed change using an input signal such as the primary pulley rotation speed in a continuously variable transmission. And for fail-safe in the event of a failure, the engine rotation speed is used, which is equal to the primary pulley rotation speed while the vehicle is running. Since the actual gear ratio using the primary pulley rotation speed is compared with the preliminary gear ratio using the engine rotation speed, a failure of the primary pulley rotation speed sensor can be quickly and accurately determined. When the primary pulley rotation speed sensor fails, it selects and outputs the preliminary gear ratio corresponding to the actual gear ratio and operates in the same way as in the normal case.
The speed is automatically controlled and the line pressure is controlled depending on the driving and running conditions, so it is possible to drive safely and optimally without being subject to any restrictions.
Since the preliminary gear ratio is calculated in advance using the engine speed under line pressure control, switching in the event of a sensor failure is easy.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は本発明の無段変速機の制御装置を示す
機能ブロツク図、第２図は本発明の実施例の全体
の構成を示す図、第３図は変速制御とライン圧制
御の電子制御系を示すブロツク図、第４図はプラ
イマリプーリ回転数センサの正常時と故障時の変
速制御を示すフローチヤートである。 ４……無段変速機、５……主軸、１１……駆動
ベルト、６……副軸、７……プライマリプーリ、
８……セカンダリプーリ、９……プライマリシリ
ンダ、１０……セカンダリシリンダ、２１……ラ
イン圧油路、２２……ライン圧制御弁、２３……
変速速度制御弁、２６……油路、２７，２８……
ソレノイド弁、３２……オリフイス、４０……制
御ユニツト、４１……プライマリプーリ回転数セ
ンサ、４５……実変速比を算出する手段、４６…
…目標変速比を設定する手段、４８……変速速度
を算出する手段、４９……操作量を出力する手
段、５１……予備変速比を算出する手段、５２…
…故障を判断する手段。 Fig. 1 is a functional block diagram showing a control device for a continuously variable transmission of the present invention, Fig. 2 is a diagram showing the overall configuration of an embodiment of the invention, and Fig. 3 is an electronic control of speed change control and line pressure control. A block diagram showing the system, and FIG. 4 is a flowchart showing speed change control when the primary pulley rotation speed sensor is normal and when it fails. 4...Continuously variable transmission, 5...Main shaft, 11...Drive belt, 6...Subshaft, 7...Primary pulley,
8...Secondary pulley, 9...Primary cylinder, 10...Secondary cylinder, 21...Line pressure oil passage, 22...Line pressure control valve, 23...
Shift speed control valve, 26... Oil passage, 27, 28...
Solenoid valve, 32... Orifice, 40... Control unit, 41... Primary pulley rotation speed sensor, 45... Means for calculating actual gear ratio, 46...
...means for setting a target gear ratio, 48...means for calculating a gear change speed, 49...means for outputting a manipulated variable, 51...means for calculating a preliminary gear ratio, 52...
...Means for determining failure.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １ エンジン側の主軸にプーリ間隔可変のプライ
マリプーリが設けられ、主軸に平行配置される車
輪側の副軸にプーリ間隔可変のセカンダリプーリ
が設けられ、両プーリの間に駆動ベルトが巻回さ
れ、油圧源からの油路にライン圧を制御してその
ライン圧をセカンダリプーリのシリンダに供給し
てプーリ押付け力を付与するライン圧制御弁が設
けられ、プライマリプーリのシリンダへの油路に
ライン圧を給排油してプライマリ圧を変化する変
速速度制御弁が設けられ、プライマリ圧により両
プーリに対する駆動ベルトの巻付け径の比を変化
して無段階に変速する無段変速機において、 上記ライン圧制御弁２２と変速速度制御弁２３
は、制御ユニツト４０の電気信号をソレノイド弁
２７，２８で変換した信号油圧により制御するよ
うに構成すると共に、 上記制御ユニツト４０はプライマリプーリ回転
数とセカンダリプーリ回転数により実変速比を算
出する手段４５と、運転、走行状態の信号により
目標変速比を定める手段４６と、エンジン回転数
とセカンダリプーリ回転数により予備変速比を算
出する手段５１と、実変速比と予備変速比とを比
較してプライマリプーリ回転数センサ４１の故障
の有無を判断する手段５２と、センサ故障有無の
信号により目標変速比及び実変速比と予備変速比
のいずれか一方の偏差に基づいて目標とする変速
速度を算出する手段４８と、目標とする変速速度
に応じた操作量の電気信号をソレノイド弁２８に
出力する手段４９とを備えることを特徴のする無
段変速機の制御装置。[Scope of Claims] 1 A primary pulley with variable pulley spacing is provided on the main shaft on the engine side, a secondary pulley with variable pulley spacing is provided on the subshaft on the wheel side, which is arranged parallel to the main shaft, and a driving pulley is provided between the two pulleys. A line pressure control valve is provided on the oil path from the hydraulic source around which the belt is wound, which controls line pressure and supplies the line pressure to the cylinder of the secondary pulley to apply pulley pressing force, and the line pressure is applied to the cylinder of the primary pulley. A variable speed control valve that changes the primary pressure by supplying and discharging line pressure to the oil passage is installed, and the primary pressure changes the ratio of the winding diameter of the drive belt to both pulleys to continuously change the speed. In the transmission, the line pressure control valve 22 and the speed change control valve 23
The control unit 40 is configured to be controlled by a signal hydraulic pressure converted from an electric signal of the control unit 40 by the solenoid valves 27 and 28, and the control unit 40 has a means for calculating an actual gear ratio based on the rotation speed of the primary pulley and the rotation speed of the secondary pulley. 45, means 46 for determining a target gear ratio based on signals of driving and running conditions, means 51 for calculating a preliminary gear ratio from the engine speed and secondary pulley rotation speed, and comparing the actual gear ratio and the preliminary gear ratio. A means 52 for determining whether or not there is a failure in the primary pulley rotation speed sensor 41, and a signal indicating the presence or absence of a sensor failure to calculate a target gear change speed based on the target gear ratio and the deviation of either the actual gear ratio or the preliminary gear ratio. A control device for a continuously variable transmission, comprising means 48 for outputting an electric signal of a manipulated variable according to a target speed change speed to a solenoid valve 28.