JPH0550615B2 - - 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
てライン圧を電子制御する制御装置に関し、詳し
くは、急加速や急減速のようにエンジントルクや
変速比が急激に変化する過渡時のベルトスリツプ
防止対策に関する。 The present invention relates to a control device that electronically controls line pressure in a belt-type continuously variable transmission for vehicles, and more specifically, the present invention relates to a control device that electronically controls line pressure in a belt-type continuously variable transmission for vehicles. Concerning preventive measures.

【従来の技術】[Conventional technology]

この種の無段変速機の制御に関しては、例えば
特開昭55−65755号に公報に示す基本的なものが
あり、機械的に変速及びライン圧制御することが
示されている。ところで機械的な制御では、バル
ブや油圧制御系の構造が複雑になり、入力情報や
制御が自から制限される。そこで近年、種々の情
報、要件を電気的に処理して、変速及びライン圧
を最適に電子制御する傾向にある。 ここで無段変速機は、プーリとベルトの摩擦に
より動力伝達することを前提にしている。このた
めライン圧の電子制御では、適正な入力情報によ
りプーリとベルトの伝達トルクを正確に推定し、
この伝達トルクに対して常にベルトスリツプを生
じない必要最小限のプーリ押付け力を付与するよ
うに制御することが望まれる。 また急加速の場合はエンジントルクが急激に変
化し、急減速では変速比が急激に変化するため、
追従性に欠けてベルトスリツプを生じるおそれが
ある。従つて、これら過渡状態を迅速に判断して
ライン圧を補正する必要がある。 従来、上記無段変速機のライン圧制御の過渡時
対策に関しては、例えば特開昭58−191361号公報
の先行技術があり、実際のエンジン回転速度と所
望のエンジン回転速度との差、または実際の変速
比と所望の変速比との差が所定値以上の場合に急
変速状態を判断して、ライン圧を一時的に通常時
より高くすることが示されている。 Regarding the control of this type of continuously variable transmission, for example, there is a basic control disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 55-65755, which describes mechanical speed change and line pressure control. However, with mechanical control, the structures of valves and hydraulic control systems are complicated, and input information and control are inherently limited. Therefore, in recent years, there has been a trend to electrically process various information and requirements to optimally electronically control speed change and line pressure. The continuously variable transmission is based on the premise that power is transmitted through friction between pulleys and belts. For this reason, electronic line pressure control uses appropriate input information to accurately estimate the transmission torque of the pulley and belt.
It is desirable to control the transmitted torque so as to always apply the necessary minimum pulley pressing force that does not cause belt slip. Also, in the case of sudden acceleration, the engine torque changes rapidly, and in the case of sudden deceleration, the gear ratio changes rapidly, so
There is a risk that belt slip may occur due to lack of followability. Therefore, it is necessary to quickly determine these transient conditions and correct the line pressure. Conventionally, there is a prior art, for example, Japanese Unexamined Patent Application Publication No. 191361/1983, regarding transient measures for line pressure control of the continuously variable transmission. It has been shown that if the difference between the speed ratio and the desired speed ratio is greater than or equal to a predetermined value, a sudden speed change state is determined and the line pressure is temporarily made higher than normal.

【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、変速
比の変化に対しては有効であるが、エンジントル
クの変化に対しては充分対応できない問題があ
る。 ここで変速比は一般にスロツトル開度と車速と
の関係で決まり、車速は瞬時には変化しないの
で、スロツトル開度変化から変速比の急激な変化
を事前に検知できる。またエンジントルクはエン
ジン回転数とスロツトル開度とにより決まり、変
速比が一定の場合はエンジン回転数は車速に比例
して、エンジン回転数も瞬時には変化しない。こ
のためエンジントルクの急激な変化もスロツトル
開度変化から事前に検知できる。 従つて、スロツトル開度の変化のみでエンジン
トルクと変速比の急激な変化を予知することがで
き、これに呼応してライン圧によるベルトスリツ
プ防止の対策を実施すれば良いことになる。 本発明は、このような点に鑑み、エンジントル
クや変速比が急激に変化する過渡状態を適確に検
出して、未然にベルトスリツプを防止できる無段
変速機の制御装置を提供することを目的とする。 By the way, although the above-mentioned prior art is effective against changes in the gear ratio, there is a problem in that it cannot adequately respond to changes in engine torque. Here, the gear ratio is generally determined by the relationship between the throttle opening and the vehicle speed, and since the vehicle speed does not change instantaneously, a sudden change in the gear ratio can be detected in advance from a change in the throttle opening. Furthermore, engine torque is determined by the engine speed and throttle opening, and when the gear ratio is constant, the engine speed is proportional to the vehicle speed, and the engine speed does not change instantaneously. Therefore, sudden changes in engine torque can be detected in advance from changes in throttle opening. Therefore, it is possible to predict sudden changes in the engine torque and gear ratio based only on changes in the throttle opening, and in response to this, it is sufficient to take measures to prevent belt slip using line pressure. In view of these points, it is an object of the present invention to provide a control device for a continuously variable transmission that can accurately detect transient states in which engine torque and gear ratio change rapidly and prevent belt slip. purpose.

【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４
０は制御ユニツト７０の電気信号によりライン圧
を制御するように構成される。 制御ユニツト７０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変速比を算出する
手段７５と、変速比に応じて単位トルク当りの必
要ライン圧を設定する手段８２と、エンジン回転
数とスロツトル開度によりエンジントルクを設定
する手段８１と、各変速比で単位トルク当りの必
要ライン圧とエンジントルクにより目標ライン圧
を算出する手段８３と、目標ライン圧に応じた操
作量の電気信号を出力する手段８４とを備える。 また過渡時のベルトスリツプ防止対策として、
スロツトル開度により過渡状態を判断する手段９
２と、過渡時には所定時間だけ電気信号の操作量
を最大ライン圧に補正する手段９６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.
0 is configured to control the line pressure by an electrical signal from a control unit 70. The control unit 70 includes a means 75 for calculating the gear ratio based on the primary pulley rotation speed and the secondary pulley rotation speed, a means 82 for setting the required line pressure per unit torque according to the gear ratio, and a means 82 for setting the required line pressure per unit torque according to the engine rotation speed and the throttle opening. Means 81 for setting engine torque; Means 83 for calculating target line pressure from the required line pressure per unit torque at each gear ratio and engine torque; Means 84 for outputting an electrical signal of a manipulated variable according to the target line pressure. Equipped with. In addition, as a measure to prevent belt slip during transient periods,
Means 9 for determining the transient state based on the throttle opening degree
2, and means 96 for correcting the manipulated variable of the electrical signal to the maximum line pressure for a predetermined period of time during a transient state.

【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７０の電気信号によりライ
ン圧制御弁４０を作動して電子的にライン圧制御
される。 そして車両停止や走行時には、制御ユニツト７
０で常に実際の変速比が正確に算出され、この変
速比に応じて単位トルク当たりの必要ライン圧が
設定される。またエンジントルクが推定され、こ
れら単位トルク当たりの必要ライン圧とエンジン
トルクにより目標ライン圧が、伝達トルクに対応
して算出される。そして目標ライン圧に応じた操
作量の電気信号が出力してライン圧が、常にベル
トスリツプを生じない必要最小限に連続的に電子
制御される。 また制御ユニツト７０ではスロツトル開度によ
りエンジントルクが急激に変化する急加速や、変
速比が急激に変化する急減速が事前に察知され、
電気信号の操作量が所定時間だけ最大ライン圧に
補正される。このためライン圧制御弁４０による
ライン圧が最も迅速に立上がつて過渡時のベルト
クランプ力が増大し、ベルトスリツプを確実に防
ぐことが可能になる。 In the present invention having the above configuration, the line pressure of the continuously variable transmission is basically electronically controlled by operating the line pressure control valve 40 in response to an electric signal from the control unit 70. When the vehicle is stopped or running, the control unit 7
0, the actual gear ratio is always accurately calculated, and the required line pressure per unit torque is set according to this gear ratio. Further, the engine torque is estimated, and the target line pressure is calculated based on the required line pressure per unit torque and the engine torque in correspondence with the transmitted torque. Then, an electrical signal with a manipulated variable corresponding to the target line pressure is output, and the line pressure is continuously electronically controlled to the necessary minimum level without causing belt slip. In addition, the control unit 70 detects in advance sudden acceleration in which the engine torque changes rapidly depending on the throttle opening, and sudden deceleration in which the gear ratio changes suddenly.
The manipulated variable of the electrical signal is corrected to the maximum line pressure for a predetermined period of time. Therefore, the line pressure by the line pressure control valve 40 rises most quickly, increasing the belt clamping force during transient times, and making it possible to reliably prevent belt slip.

【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、本発明が適応される無段変速
機の概略について説明する。先ず、駆動系につい
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
される。 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、両
プーリ７，８に駆動ベルト１１が巻付けられる。
両プーリ７，８は、固定側と油圧シリダン９，１
０を備えて軸方向移動可能に設けられる可動側と
によりプーリ間隔可変に構成され、セカンダシリ
ンダ１０に対しプライマリシリンダ９の方が受圧
面積が大きく形成される。またライン圧と変速を
制御する電気信号を出力する制御ユニツト７０
と、電気信号によりプライマリ圧とセカンダリ側
のライン圧とを変化する油圧回路２０を備え、ラ
イン圧とプライマリ圧とが電子的に制御される。
そしてライン圧により適正にベルトクランプし、
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，
１３を介して出力軸１４に連結される。そして出
力軸１４のドライブギヤ１５が、フアイナルギヤ
１６、デイフアレンシヤルギヤ１７、車軸１８を
介して駆動輪１９に伝動構成される。 第３図において、油圧回路２０を含む油圧制御
系について説明する。先ず、エンジン１により駆
動されるオイルポンプ２１を有し、このオイルポ
ンプ２１の吐出側のライン圧油路２２がセカンダ
リシリンダ１０、ライン圧制御弁４０及び変速速
度制御弁５０に連通され、変速速度制御弁５０が
油路２３を介してプライマリシリンダ９に連通さ
れる。変速速度制御弁５０のドレン側の油路２４
は、プライマリシリンダ９の排油の際に空気が進
入するのを防ぐチエツク弁２５を有してオイルペ
ン２６に連通させる。またライン圧制御弁４０の
ドレン側の油路２７には、一定の潤滑圧を発生す
るリユーブリケイシヨン弁２８が設けられ、この
潤滑圧の油路２７が駆動ベルト１１の潤滑ノズル
２９、及びプリフイリング弁３０を介してプライ
マリシリンダ９への油路２３にそれぞれ連通され
る。 ライン圧制御弁４０は、弁体４１にスプール４
２が移動可能に挿入され、このスプール４２が油
路２２のポート４１ａをドレンポート４１ｂに連
通して調圧する。スプール４２の一方のポート４
１ｃには、油路２２から分岐する油路４６により
ライン圧PLが作用する。またスプール４２の他
方には、電気的にライン圧制御する制御ポート４
１ｄが設けられ、機械的に最低ライン圧PLmin
に設定するスプリング４３が付勢される。そして
制御ポート４１ｄには、油路４７により信号油圧
としてライン圧制御用のデユーテイ圧Pdが供給
される。またスプリング４３の端部は調整ねじ４
４を有するブロツク４５で支持され、スプリング
４３の設定荷重を調整して、各部品のバラツキに
よるデユーテイ比Ｄと最低ライン圧PLminの関
係を調整することが可能になつている。 そこでライン圧PL、その有効面積SL、デユー
テイ圧Pd、その有効面積Sd、スプリング荷重Fs
とすると、次式が成立する。 Fs＋Pd・Sd＝PL・SL PL＝（Pd・Sd＋Fs）／SL 従つて、ライン圧PLはスプリング荷重Fsとデ
ユーテイ圧Pdの関数で連続的に変化するように
制御され、デユーテイ圧Pdに対して増大関数で
制御される。 変速速度制御弁５０は、弁体５１にスプール５
２が移動可能に挿入され、スプール５２の左右の
移動により油路２２のポート５１ａを油路２３の
ポート５１ｂに連通する給油位置と、ポート５１
ｂをドレンポート５１ｃに連通する排油位置との
間で動作する。スプール５２の一方のポート５１
ｄには油路５３により一定のレデユーシング圧
PRが作用し、他方のポート５１ｅには油路５４
により信号油圧として変速速度制御用のデユーテ
イ圧Pdが作用する。またポート５１ｅでスプー
ル５２に初期設定用のスプリング５５が付勢さ
れ、デユーテイ圧Pdのオンにより排油側に動作
するように構成される。 信号油圧のデユーテイ圧Pdは、レデユーシン
グ圧力PRを元圧として電気信号のデユーテイ比
Ｄに応じたパルス状に生成される。このためデユ
ーテイ圧Pdのオン／オフ比（デユーテイ比）を
変化させることで給油と排油の時間、即ち、流
入、流出流量が変化し、変速速度を制御すること
が可能となる。 即ち、変速速度di／dtはプライマリシリンダ９
の流量Ｑの関数であり、流量Ｑはデユーテイ比
Ｄ、ライン圧PL、プライマリ圧P_pの関数である
ため、次式が成立する。 di／dt＝ｆ(Q)＝ｆ（Ｄ、PL、P_p） ここでライン圧PLは変速比ｉとエンジントル
クＴにより制御され、プライマリ圧P_pはライン
圧PLと変速比ｉで決まるので、Ｔを一定と仮定
すると、 di／dt＝ｆ（Ｄ、ｉ） となる。一方、変速速度di／dtは、定常での目標
変速比isと実変速比ｉの偏差に基づいて決められ
るので、次式が成立する。 di／dt＝ｋ（is−ｉ） このことから、各変速比ｉにおいて目標変速比
isを定めて変速速度di／dtを決めてやれば、その
変速速度di／dtと変速比ｉの関係からデユーテイ
比Ｄが求まる。そこで、このデユーテイ比Ｄで変
速速度制御弁５０を動作すれば、変速全域で変速
速度制御できることがわかる。 次いで、信号油圧としてのデユーテイ圧Pdを
生成する回路について説明する。先ず、一定のレ
デユーシング圧PRを発生する回路として、ライ
ン圧油路２２が流量を制限するオリフイス３２を
介して油路３１に分岐し、この油路３１がレデユ
ーシング弁６０に連通される。 レデユーシング弁６０は、弁体６１にスプール
６２が移動可能に挿入され、スプール６２の一方
にスプリング６３が付勢される。また油路３１と
連通する入口ポート６１ａ、出口ポート６１ｄ、
ドレンボート６１ｃを備え、出口ポート６１ｂか
らのレデユーシング圧が油路３３によりスプール
６２のスプリング６３と反対側のポート６１ｄに
作用する。スプリング６３の一方のブロツク６４
は調停ねじなどで移動して、スプリング荷重と共
にレデユーシング圧PRを調整可能になつている。 これによりライン圧PLがオリフイス３２によ
り制限してポート６１ａに供給され、油路３３の
レデユーシング圧PRが低下すると、スプリング
６３によりスプール６２がポート６１ａと６１ｂ
とを連通してライン圧PLを導入する。またポー
ト６１ｄの油圧の上昇により、スプール６２が戻
されポート６１ｂと６１ｃとを連通してレデユー
シング圧PRを減じる。こうしてレデユーシング
圧PRの低下分だけライン圧PLを補給し、常にス
プリング６３の荷重と等しい一定のレデユーシン
グ圧PRを発生する。 このレデユーシング圧PRの油路３３は、オリ
フイス３４を介してライン圧制御用ソレノイド弁
６５、アキユムレータ６６及びデユーテイ圧力
Pdの油路３７に連通される。そしてソレノイド
弁６５がデユーテイ信号により一定のレデユーシ
ング圧PRを断続的に排油してパルス状の油圧を
生成し、この油圧をアキユムメータ６６で所定の
レベルのデユーテイ圧Pdに平滑化して油路３７
によりライン圧制御弁４０に供給する。 また油路３３のオリフイス３４の上流側から油
路５３が分岐し、油路５３の途中からオリフイス
３５を有して変速速度制御用ソレノイド弁６７と
油路５４に連通される。そしてソレノイド弁６７
がデユーテイ信号により同様にデユーテイ圧Pd
を生成し、このデユーテイ圧Pdを油路５４によ
りそのまま変速速度制御弁５０に供給する。 ソレノイド弁６５は、デユーテイ信号のオンで
排油する構成である。このためデユーテイ比Ｄに
対してデユーテイ圧Pdを、減少関数の特性で生
成する。 ソレノイド弁６７も同様の構成であるため、デ
ユーテイ比Ｄが大きい場合は変速速度制御弁５０
を給油位置に切換える時間が長くなつてシフトア
ツプさせ、逆の場合は排油位置に切換える時間が
長くなつてシフトダウンする。そしてis−ｉの偏
差が大きいほどデユーテイ比Ｄの変化が大きいこ
とで、変速スピードを速く制御する。 更に、第４図において、制御ユニツト７０を含
む電気制御系について説明する。先ず、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７１、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７２、
エンジン回転数Neを検出するエンジン回転数セ
ンサ７４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７３を有する。これらセンサ信号
は制御ユニツト７０に入力する。 制御ユニツト７０において、変速速度制御系に
ついて説明する。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が入力する実変速比
算出部７５を有し、実変速比ｉを、ｉ＝Np／Ns
により算出する。またセカンダリプーリ回転数
Nsとスロツトル開度θは目標変速比検索部７６
に入力し、変速パターンに基づくNs−θのテー
ブルにより目標変速比isを検索する。 スロツトル開度θは加速検出部８６に入力し、
スロツトル開度変化dθ／dtにより加速状態を検出
し、係数設定部７７で係数ｋを加速状態に応じて
設定する。そして実変速比ｉ、定常での目標変速
比is及び係数ｋは、変速速度算出部７８に入力し
て、変速速度di／dtを、 di／dt＝ｋ（is−ｉ） により算出する。また変速速度di／dtの符号が正
の場合はシフトダウン、負の場合はシフトアツプ
に定める。 変速速度di／dtと実変速比ｉは更にデユーテイ
比検索部７９に入力して、変速速度di／dtと実変
速比ｉに応じた操作量としてのデユーテイ比Ｄを
設定する。 ここでデユーテイ比ＤはＤ＝ｆ（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
て増大関係で設定される。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
大関係で、di／di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Ｄの電気信号を駆動部８０を介し
てソレノイド弁６７に出力する。 続いて、リイン圧制御系について説明する。先
ず、制御原理について説明する。この種のベルト
式無断変速機は、セカンダリプーリでライン圧に
よりベルトクランプした状態でプーリとベルトの
摩擦でトルク伝達する。そこで許容入力トルク
（スリツプ無しで伝達可能なトルク）Tmax、セ
カンダリプーリでのベルクトクランプ力Fs、プ
ーリとベルトの間の摩擦係数μ、プライマリプー
リでのベルトピツチ半径R1、セカンダリプーリ
のベルトピツチ半径R2、プーリのベルト挟み角
度α、ライン圧PL、セカンドリピストン有効受
圧面積As、プーリ比（変速比）ｉ、プライマリ
プーリでのプーリ角β、プーリ中心間距離Ｃとす
ると、トルク伝達容量がセカンダプーリでの力学
的バランスから、以下の式で簡易的に示すことが
きる。 Tmax＝Fs・２・μ・R1／cosα ……(1) また、 Fs＝PL・As R2＝R1−Ｃ・sinβ ｉ＝R2／R1 従つて、R1＝１／ｆ（１−ｉ）となり、R1が
ｉの関数となる。また(1)式において、 １／f′(i)＝As・２・μ・cosα・ｆ（１−１） とすると、 Tmax＝PL／f′(i) になる。 そこで一定のトルクをベルトスリツプ無しで伝
達可能な最小ライン圧として、単位トルク当たり
の必要ライン圧PLuを求めると、 PLu＝f′(i) によりｉの関数になる。即ち、単位トルク当たり
の必要ライン圧PLuは、変速比ｉの大きい低速段
で高く、変速比ｉ小さくなるほど低下するように
設定される。 このため単位トルク当たりの必要ライン圧PLu
とエンジントルクＴにより目標ライン圧PLtを算
出することで、プーリとベルトの伝達トルクに対
応した必要最小限の目標ライン圧PLtを正確に算
出することが可能となる。 そこでライン圧制御系では、スロツトル開度θ
とエンジン回転数Neがエンジントルク設定部８
１に入力して、θ−Neのテーブルを参照してエ
ンジントルクＴを設定する。また必要ライン圧設
定部８２ではPLu−ｉのテーブルにより、単位ト
ルク当りの必要ライン圧PLuを変速比ｉに応じて
設定する。 これらエンジントルクＴと単位トルク当りの必
要ライン圧PLuは目標ライン圧算出部８３に入力
して、目標ライン圧PLTを、PLt＝PLu・Ｔによ
り算出する。目標ライン圧PLtはデユーテイ比設
定部８４に入力して、目標ライン圧PLtに応じた
操作量としてのデユーテイ比Ｄを減少関数的に設
定する。 ここでライン圧制御弁４０は圧力調整弁であ
り、オイルポンプ２１はエンジン１により駆動さ
れる。このためエンジン回転数Neによりポンプ
吐出量が変化すると、電気信号の操作量が同一で
も実際のライン圧が変動するため、エンジン回転
数Neに対して操作量を補正する必要がある。そ
こで操作量のデユーテイ比Ｄがエンジン回転数
Neと目標ライン圧PLtの関係で設定され、この
テーブルを参照してデユーテイ比Ｄを算出する。
そしてデユーテイＤの電気信号を駆動部８５を介
してソレノイド弁６５に出力する。 更に、過渡時のベルトスリツプ防止対策につい
て説明する。先ず、スロツト開度θが入力するス
ロツトル開度変化検出部９０を有し、単位時間当
りのスロツトル開度変化dθ／dtを検出する。この
スロツトル開度変化dθ／dtは絶対算出部９１に入
力して、全体値｜dθ／dt｜を算出し、急変判定部
９２で基準値設定部９３の基準値αと比較して、
｜dθ／dt｜＞αの場合にエンジントルクや変速比
が急激に変化したことを判断する。 また目標ライン圧算出部８３の出力側にはライ
ン圧補正部９５が付設され、デユーテイ比設定部
８４の出力側にはデユーテイ比補正部９６が付設
される。そして急変判定信号がライン圧補正部９
５に入力するとタイマ９４による所定の時間ｔ１
だけ、目標ライン圧PLtを所定量増大補正した目
標ライン圧PLt′に定める。また急変判定信号が
デユーテイ比補正部９６に入力すると、所定の時
間ｔ２（ｔ２＜ｔ１）だけ、デユーテイ比Ｄを最
大ライン圧の０％に補正したデユーテイ比D′に
定める。 ここで基準値αと時間ｔ１は、急変直前の車
速、エンジン回転数、スロツトル開度の関数で設
定する。また時間ｔ２は、変速比、エンジン回転
数、スロツトル開度の関数で設定する。 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の運転によりオイルポンプ２
１が駆動し、油路２２のライン圧PLはセカンダ
リシリンダ１０にのみ供給されて、変速比最大の
低速段になる。このときライン圧PLを用いたレ
デユーシング弁６０により一定のレデユーシンエ
グ圧PRが取出され、このレデユーシング圧PRが
各ソレノイド弁６５，６７に導かれて、電子的に
ライン圧及び変速制御することが可能になる。 またプライマリプーリ回転数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の信号が制御ユニツト７０に入力す
る。そしてライン圧制御系では、プライマリプー
リ回転数Npのセカンダリプーリ回転数Nsにより
実際の変速比ｉが算出され、この変速比ｉに応じ
た単位トルク当たりの必要ライン圧PLu設定され
る。またエンジン回転数Neとスロツトル開度θ
によりエンジントルクＴが推定され、単位トルク
当たりの必要ライン圧PLuをエンジントルクＴを
乗算して目標ライン圧PLtが算出される。 そこで車両停止のアイドル時には、セカンダリ
プーリ回転数Nsが零になることで最大変速比に
なり、単位トルク当たりの必要ライン圧PLuが大
きく設定される。このためエンジントルクＴが小
さくても目標ライン圧PLtが比較的大きく算出さ
れ、小さいデユーテイ比Ｄの信号がソレノイド弁
６５に出力する。そこでソレノイド弁６５の排油
量が少なくなつて大きいデユーテイ圧Pdに変換
され、このデユーテイ圧Pdがライン圧制御弁４
０のポート４１ｄに導入する。そこでライン圧制
御弁４０では、最低ライン圧PLminを設定する
スプリング４３の荷重とデユーテイ圧Pdとがラ
イン圧PLを高くする方向に作用して、ライン圧
PLは高く制御される。 また発進や加速時にエンジントルクＴが大きく
なると、目標ライン圧PLtが更に大きく算出され
る。そこでデユーテイ比Ｄが一層小さく設定さ
れ、ライン圧制御弁４０でライン圧PLがエンジ
ントルクＴの分だけ高く制御される。 更に、車速の上昇により変速制御が開始して変
速比ｉが小さくなり、エンジントルクＴも小さく
なると、デユーテイ比Ｄが大きくなる。このため
ソレノイド弁６５では排油量の増大でデユーテイ
圧Pdが低くなり、ライ圧制御弁４０においてラ
イン圧PLは順次低く制御される。この場合に最
小変速比で最小エンジントルクの場合は、デユー
テイ圧Pdが略零になり、スプリング荷重で最低
ライン圧PLminに制御される。 こうしてライン圧PLは第６図の斜線のように
変速比ｉが小さいほど低く、エンジントルクＴが
大きいほど高く連続的に電子制御される。そして
変速比ｉに応じた必要ライン圧PLuにより、目標
ライン圧PLtがプーリとベルトの伝達トルクに対
応したものになつて、ライン圧PLにより常にベ
ルトスリツプを生じない必要最小限のプーリ押付
け力が付与される。 一方、発進後は、制御ユニツト７０において更
に偏差（is−１）と係数ｋにより変速速度di／dt
が算出され、シフトアツプまたはシフトダウンの
場合にそれぞれ±di／ｄとｉの関係でデユーテイ
比Ｄが設定される。このデユーテイ信号がソレノ
イド弁６７に出力してデユーテイ圧Pd変換され、
このデユーテイ圧Pdが変速速度制御弁５０に導
入して給油と排油の２位置で繰り返し動作し、プ
ライマリシリンダ９にライン圧PLを所定の流量
で給排油する。 そこでis＜ｉによりデユーテイ比Ｄが50％以上
の値の場合は排油以上に給油し、プライマリ圧
Ppが増大してシフトアツプする。逆にis＞ｉによ
りデユーテイ比Ｄが50％以下の値で給油以上に排
油すると、プライマリ圧Ppが低下してシフトダ
ウンする。こうして目標変速比isに実際の変速比
ｉが追従して、運転、走行状態に応じて適正に変
速制御される。この場合に偏差（is−ｉ）が大き
いほど速い変速スピードで変速される。また実変
速比ｉの大きい低速段では変速スピードが遅く、
実変速比ｉの小さい高速段では変速スピードが速
くなつて、変速全域での変速スピードが一定化す
るように補正される。 上述のライン圧と変速の電子制御において、ド
ライバのアクセル踏込みによる加速の場合につい
て説明する。先ず、第５図ａのようにスロツトル
開度θが増大すると、ライン圧制御系でスロツト
ル開度θとエンジン回転数Neによりエンジント
ルクＴが大きく設定され、このため目標ライン圧
PLtも同図ｂのように大きく算出される。 このときスロツトル開度検出部９０ではスロツ
トル開度変化dθ／dtが検出され、急激なアクセル
踏込みで｜dθ／dt｜＞α、dθ／dt＞０の場合に
は、急変判定部９２で急加速が判断される。そし
てライン圧補正部９５で同図ｃのように、所定の
時間ｔ１だけ目標ライン圧を所定増大補正した目
標ラインPLt′が設定される。このためデユーテ
イ比Ｄも同図ｄのように減少補正され、このデユ
ーテイ比Ｄが更にデユーテイ比補正部９６で所定
の時間ｔ２だけ同図ｅのように最大に補正され、
この階段状に補正したデユーテイ比D′の信号が
出力する。 このためライン圧制御弁によりライン圧は、同
図ｆのように目標ライン圧で制御する破線の場合
に比べて、実線のように最大限迅速に立上つて高
く制御され、ベルトクランプ力を増す。こうして
実際にエンジントルク等が変化する前にライン圧
PLが高く制御されることで、急増したエンジン
トルクがベルト１１の部分を伝達する際のベルト
スリツプが回避される。 ここで車速が大きくスロツトル開度が小さいほ
どライン圧は低く設定されて、ベルトスリツプを
生じ易い。このため基準値αを車速の減少関数と
し、時間ｔを車速の増大関数とすると、高速時に
はスロツトル開度変化が小さい状態でも充分にラ
イン圧が立上つて、ベルトスリツプを防止でき
る。 また｜dθ／dt｜＞α、dθ／dt＞０の場合は、急
変判定部９２で変速比が急激に変化した急加速が
判断される。この場合も上述と同様にライン圧が
増大制御されることで、急減速時のベルトスリツ
プが防止される。こうして急加速や急減速の過渡
時においても、ベルトスリツプが確実に防止され
る。 以上、本発明の実施例について説明したが、上
記実施例のみに限定されるものではない。 Embodiments of the present invention will be described below based on the drawings. Referring to FIG. 2, an outline of a continuously variable transmission to which the present invention is applied will be explained. First, the drive system will be described. 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. In the continuously variable transmission 4, a subshaft 6 is arranged parallel to a main shaft 5, a primary pulley 7 is provided on the main shaft 5, a secondary pulley 8 is provided on the subshaft 6, and a drive belt 11 is provided on both pulleys 7, 8. is wrapped.
Both pulleys 7 and 8 are connected to the fixed side and the hydraulic cylinder 9 and 1.
0 and a movable side that is movable in the axial direction, the pulley interval is variable, and the primary cylinder 9 has a larger pressure receiving area than the secondary cylinder 10. There is also a control unit 70 that outputs electrical signals to control line pressure and speed change.
and a hydraulic circuit 20 that changes the primary pressure and the line pressure on the secondary side based on an electric signal, and the line pressure and the primary pressure are electronically controlled.
The belt is then properly clamped using line pressure.
The primary pressure causes the pulley 7 of the drive belt 11 to
The winding diameter is configured to be continuously variable by changing the ratio of the winding diameter to 8. The subshaft 6 also has a set of reduction gears 12,
It is connected to the output shaft 14 via 13. A drive gear 15 of the output shaft 14 is configured to be transmitted to drive wheels 19 via a final gear 16, a differential gear 17, and an axle 18. Referring to FIG. 3, a hydraulic control system including the hydraulic circuit 20 will be explained. First, it has an oil pump 21 driven by the engine 1, and a line pressure oil passage 22 on the discharge side of the oil pump 21 is communicated with the secondary cylinder 10, the line pressure control valve 40, and the speed change speed control valve 50, and the speed change speed is controlled by the oil pump 21 driven by the engine 1. A control valve 50 is communicated with the primary cylinder 9 via an oil passage 23. Oil passage 24 on the drain side of the speed change control valve 50
has a check valve 25 that prevents air from entering when draining oil from the primary cylinder 9, and communicates with an oil pen 26. Further, the oil passage 27 on the drain side of the line pressure control valve 40 is provided with a regeneration valve 28 that generates a constant lubricating pressure. The oil passages 23 to the primary cylinder 9 are communicated via the prefilling valves 30, respectively. The line pressure control valve 40 has a spool 4 attached to a valve body 41.
2 is movably inserted, and this spool 42 communicates the port 41a of the oil passage 22 with the drain port 41b to regulate the pressure. One port 4 of spool 42
Line pressure PL acts on 1c through an oil passage 46 branching from the oil passage 22. Further, the other side of the spool 42 has a control port 4 for electrically controlling the line pressure.
1d is provided, mechanically setting the minimum line pressure PLmin
The spring 43 is biased. A duty pressure Pd for line pressure control is supplied to the control port 41d as a signal hydraulic pressure through an oil passage 47. Also, the end of the spring 43 is attached to the adjusting screw 4.
By adjusting the set load of the spring 43, it is possible to adjust the relationship between the duty ratio D and the minimum line pressure PLmin due to variations in each component. Therefore, line pressure PL, effective area SL, duty pressure Pd, effective area Sd, spring load Fs
Then, the following formula holds true. Fs + Pd・Sd=PL・SL PL=(Pd・Sd+Fs)/SL Therefore, line pressure PL is controlled to change continuously as a function of spring load Fs and duty pressure Pd, and increases with duty pressure Pd. Controlled by functions. The variable speed control valve 50 has a valve body 51 and a spool 5.
2 is movably inserted, and by moving the spool 52 left and right, the oil supply position where the port 51a of the oil passage 22 is communicated with the port 51b of the oil passage 23, and the port 51
b and the oil drain position communicating with the drain port 51c. One port 51 of the spool 52
A constant reducing pressure is applied to d by the oil passage 53.
PR acts on the other port 51e, and the oil passage 54
Accordingly, duty pressure Pd for shift speed control acts as a signal hydraulic pressure. Further, a spring 55 for initial setting is applied to the spool 52 at the port 51e, and the spool 52 is configured to move toward the oil drain side when the duty pressure Pd is turned on. The duty pressure Pd of the signal hydraulic pressure is generated in a pulse form according to the duty ratio D of the electric signal using the reducing pressure PR as the source pressure. For this reason, by changing the on/off ratio (duty ratio) of the duty pressure Pd, the oil supply and oil draining times, that is, the inflow and outflow flow rates are changed, making it possible to control the speed change. That is, the shift speed di/dt is the primary cylinder 9.
Since the flow rate Q is a function of the duty ratio D, line pressure PL, and primary pressure P _p , the following equation holds true. di/dt=f(Q)=f(D,PL, _Pp ) Here, line pressure PL is controlled by gear ratio i and engine torque T, and primary pressure _Pp is determined by line pressure PL and gear ratio i. , T are constant, then di/dt=f(D,i). On the other hand, since the gear change speed di/dt is determined based on the deviation between the target gear ratio is and the actual gear ratio i in steady state, the following equation holds true. di/dt=k(is-i) From this, at each gear ratio i, the target gear ratio
If is is determined and the speed change speed di/dt is determined, the duty ratio D can be found from the relationship between the speed change speed di/dt and the speed change ratio i. Therefore, it can be seen that if the shift speed control valve 50 is operated at this duty ratio D, the shift speed can be controlled over the entire shift range. Next, a circuit that generates the duty pressure Pd as the signal oil pressure will be explained. First, as a circuit for generating a constant reducing pressure PR, a line pressure oil passage 22 branches into an oil passage 31 via an orifice 32 that restricts the flow rate, and this oil passage 31 is communicated with a reducing valve 60. In the reducing valve 60, a spool 62 is movably inserted into a valve body 61, and one side of the spool 62 is biased by a spring 63. In addition, an inlet port 61a, an outlet port 61d, which communicates with the oil passage 31,
A drain boat 61c is provided, and reducing pressure from an outlet port 61b acts through an oil passage 33 on a port 61d of the spool 62 on the opposite side from the spring 63. One block 64 of the spring 63
can be moved using an adjustment screw or the like to adjust the reducing pressure PR along with the spring load. As a result, the line pressure PL is restricted by the orifice 32 and supplied to the port 61a, and when the reducing pressure PR in the oil passage 33 decreases, the spring 63 causes the spool 62 to be supplied to the ports 61a and 61b.
Line pressure PL is introduced by communicating with Further, due to the increase in the oil pressure in the port 61d, the spool 62 is returned to communicate with the ports 61b and 61c to reduce the reducing pressure PR. In this way, the line pressure PL is replenished by the amount of decrease in the reducing pressure PR, and a constant reducing pressure PR equal to the load of the spring 63 is always generated. The oil passage 33 for this reducing pressure PR is connected via an orifice 34 to a line pressure control solenoid valve 65, an accumulator 66, and a duty pressure
It is communicated with the oil passage 37 of Pd. Then, the solenoid valve 65 intermittently drains the constant reducing pressure PR according to the duty signal to generate pulse-like oil pressure, and the oil pressure is smoothed to a predetermined level of duty pressure Pd by the accumulation meter 66, and the oil passage 37
is supplied to the line pressure control valve 40 by. Further, an oil passage 53 branches off from the upstream side of the orifice 34 of the oil passage 33, and has an orifice 35 in the middle of the oil passage 53 to communicate with a solenoid valve 67 for speed change control and the oil passage 54. and solenoid valve 67
Similarly, due to the duty signal, the duty pressure Pd
This duty pressure Pd is directly supplied to the speed change control valve 50 through the oil passage 54. The solenoid valve 65 is configured to drain oil when the duty signal is turned on. For this reason, the duty pressure Pd is generated with respect to the duty ratio D with the characteristic of a decreasing function. Since the solenoid valve 67 has a similar configuration, when the duty ratio D is large, the shift speed control valve 50
If it takes a long time to switch to the oil supply position, it will shift up, and vice versa, it will take a long time to switch to the oil drain position, so it will shift down. The larger the deviation of is-i, the larger the change in duty ratio D, so that the shift speed is controlled faster. Further, referring to FIG. 4, an electric control system including a control unit 70 will be explained. First, the primary pulley rotation speed sensor 71 detects the primary pulley rotation speed Np, and the secondary pulley rotation speed Ns
a secondary pulley rotation speed sensor 72 that detects
It has an engine rotation speed sensor 74 that detects the engine rotation speed Ne and a throttle opening sensor 73 that detects the throttle opening degree θ. These sensor signals are input to a control unit 70. The transmission speed control system in the control unit 70 will be explained. It has an actual gear ratio calculation unit 75 into which the primary pulley rotation speed Np and the secondary pulley rotation speed Ns are input, and the actual gear ratio i is calculated as i=Np/Ns.
Calculated by Also, the secondary pulley rotation speed
Ns and throttle opening θ are determined by the target gear ratio search unit 76.
is input, and the target gear ratio is is searched using the Ns-θ table based on the gear shift pattern. The throttle opening degree θ is input to the acceleration detection section 86,
The acceleration state is detected based on the throttle opening change dθ/dt, and the coefficient setting section 77 sets the coefficient k according to the acceleration state. The actual speed ratio i, the steady target speed ratio is, and the coefficient k are input to the speed change calculation section 78, and the speed change speed di/dt is calculated as follows: di/dt=k(is-i). Further, if the sign of the shift speed di/dt is positive, it is determined to be a downshift, and if it is negative, it is determined to be a shift up. The shift speed di/dt and the actual gear ratio i are further input to a duty ratio search section 79, and a duty ratio D is set as a manipulated variable according to the shift speed di/dt and the actual gear ratio i. Here, the duty ratio D is D=f(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 in a decreasing function with respect to i and in an increasing relationship with respect to -di/dt. In the shift down table, the duty ratio D is set in an increasing relationship with respect to i, and is set in a decreasing function with respect to di/di. So, referring to this table, di/dt
The duty ratio D corresponding to i is searched. Then, an electric signal with a duty ratio D is outputted to the solenoid valve 67 via the drive section 80. Next, the rein-in pressure control system will be explained. First, the control principle will be explained. This type of belt-type continuously variable transmission transmits torque through friction between the pulley and the belt while the secondary pulley clamps the belt using line pressure. Therefore, allowable input torque (torque that can be transmitted without slipping) Tmax, belt clamping force Fs at the secondary pulley, friction coefficient μ between the pulley and belt, belt pitch radius R1 at the primary pulley, belt pitch radius R2 at the secondary pulley, pulley Assuming that the belt pinch angle α, line pressure PL, secondary piston effective pressure receiving area As, pulley ratio (speed ratio) i, pulley angle β at the primary pulley, and distance between pulley centers C, the torque transmission capacity is the mechanics of the secondary pulley. From the viewpoint of balance, it can be simply expressed by the following formula. Tmax=Fs・2・μ・R1/cosα...(1) Also, Fs=PL・As R2=R1−C・sinβ i=R2/R1 Therefore, R1=1/f(1−i), R1 becomes a function of i. Furthermore, in equation (1), if 1/f'(i)=As・2・μ・cosα・f(1-1), then Tmax=PL/f'(i). Therefore, if we calculate the required line pressure PLu per unit torque by assuming the minimum line pressure that can transmit a constant torque without belt slip, then PLu=f'(i) becomes a function of i. That is, the required line pressure PLu per unit torque is set to be high at low speeds where the gear ratio i is large, and to decrease as the gear ratio i becomes smaller. Therefore, the required line pressure PLu per unit torque
By calculating the target line pressure PLt from and engine torque T, it becomes possible to accurately calculate the minimum necessary target line pressure PLt corresponding to the transmission torque of the pulley and belt. Therefore, in the line pressure control system, the throttle opening θ
and the engine rotation speed Ne are determined by the engine torque setting section 8.
1 and set the engine torque T by referring to the θ-Ne table. Further, the required line pressure setting section 82 sets the required line pressure PLu per unit torque according to the gear ratio i using a table of PLu-i. These engine torque T and required line pressure PLu per unit torque are input to the target line pressure calculating section 83, and the target line pressure PLT is calculated by PLt=PLu·T. The target line pressure PLt is input to the duty ratio setting section 84, and the duty ratio D as an operation amount corresponding to the target line pressure PLt is set in a decreasing function manner. Here, the line pressure control valve 40 is a pressure regulating valve, and the oil pump 21 is driven by the engine 1. Therefore, if the pump discharge amount changes depending on the engine rotation speed Ne, the actual line pressure will change even if the operation amount of the electric signal is the same, so it is necessary to correct the operation amount with respect to the engine rotation speed Ne. Therefore, the duty ratio D of the manipulated variable is the engine speed
The duty ratio D is set based on the relationship between Ne and the target line pressure PLt, and the duty ratio D is calculated by referring to this table.
Then, the electric signal of duty D is outputted to the solenoid valve 65 via the drive section 85. Furthermore, measures to prevent belt slip during transient periods will be explained. First, a throttle opening change detecting section 90 is provided which receives the slot opening θ and detects a throttle opening change dθ/dt per unit time. This throttle opening change dθ/dt is input to the absolute calculation unit 91 to calculate the overall value |dθ/dt|, and the sudden change determination unit 92 compares it with the reference value α of the reference value setting unit 93.
If |dθ/dt|>α, it is determined that the engine torque or gear ratio has suddenly changed. Further, a line pressure correction section 95 is attached to the output side of the target line pressure calculation section 83, and a duty ratio correction section 96 is attached to the output side of the duty ratio setting section 84. Then, the sudden change judgment signal is sent to the line pressure correction section 9.
5, the predetermined time t1 is set by the timer 94.
is set as the target line pressure PLt', which is the target line pressure PLt corrected by increasing it by a predetermined amount. When the sudden change determination signal is input to the duty ratio correction section 96, the duty ratio D is set to a duty ratio D' corrected to 0% of the maximum line pressure for a predetermined time t2 (t2<t1). Here, the reference value α and the time t1 are set as functions of the vehicle speed, engine speed, and throttle opening immediately before the sudden change. Further, the time t2 is set as a function of the gear ratio, engine speed, and throttle opening. Next, the operation of this embodiment will be explained. First, the oil pump 2 is activated by the operation of the engine 1.
1 is driven, the line pressure PL of the oil passage 22 is supplied only to the secondary cylinder 10, and the gear ratio is set to the lowest gear, which is the maximum. At this time, a constant reducing pressure PR is taken out by the reducing valve 60 using the line pressure PL, and this reducing pressure PR is guided to each solenoid valve 65, 67, making it possible to electronically control the line pressure and speed change. Become. Further, signals of the primary pulley rotation speed Np, the secondary pulley rotation speed Ns, the throttle opening θ, and the engine rotation speed Ne are input to the control unit 70. In the line pressure control system, the actual gear ratio i is calculated from the primary pulley rotation number Np and the secondary pulley rotation number Ns, and the required line pressure PLu per unit torque is set in accordance with this gear ratio i. Also, engine speed Ne and throttle opening θ
The engine torque T is estimated, and the target line pressure PLt is calculated by multiplying the engine torque T by the required line pressure PLu per unit torque. Therefore, when the vehicle is stopped and idle, the secondary pulley rotation speed Ns becomes zero, resulting in the maximum gear ratio, and the required line pressure PLu per unit torque is set to a large value. Therefore, even if the engine torque T is small, the target line pressure PLt is calculated to be relatively large, and a signal with a small duty ratio D is output to the solenoid valve 65. Therefore, the amount of oil discharged from the solenoid valve 65 decreases and is converted into a large duty pressure Pd, and this duty pressure Pd is transferred to the line pressure control valve 4.
0 port 41d. Therefore, in the line pressure control valve 40, the load of the spring 43 that sets the minimum line pressure PLmin and the duty pressure Pd act in a direction to increase the line pressure PL.
PL is highly controlled. Furthermore, when the engine torque T increases during starting or acceleration, the target line pressure PLt is calculated to be even larger. Therefore, the duty ratio D is set smaller, and the line pressure PL is controlled to be higher by the amount of the engine torque T by the line pressure control valve 40. Further, as the vehicle speed increases, shift control is started, the gear ratio i becomes smaller, and the engine torque T also becomes smaller, so the duty ratio D becomes larger. Therefore, the duty pressure Pd in the solenoid valve 65 decreases due to an increase in the amount of discharged oil, and the line pressure PL in the lie pressure control valve 40 is sequentially controlled to decrease. In this case, at the minimum gear ratio and the minimum engine torque, the duty pressure Pd becomes approximately zero and is controlled to the minimum line pressure PLmin by the spring load. In this way, the line pressure PL is continuously electronically controlled to be lower as the gear ratio i is smaller and higher as the engine torque T is larger, as shown by the diagonal line in FIG. Then, the required line pressure PLu corresponding to the gear ratio i makes the target line pressure PLt correspond to the transmission torque between the pulley and the belt, and the line pressure PL always maintains the necessary minimum pulley pressing force that does not cause belt slip. Granted. On the other hand, after starting, the control unit 70 further determines the shift speed di/dt using the deviation (is-1) and the coefficient k.
is calculated, and the duty ratio D is set in the relationship between ±di/d and i in the case of upshifting or downshifting, respectively. This duty signal is output to the solenoid valve 67 and converted into duty pressure Pd.
This duty pressure Pd is introduced into the variable speed control valve 50, which operates repeatedly at two positions, oil supply and oil drain, to supply and drain line pressure PL to the primary cylinder 9 at a predetermined flow rate. Therefore, if the duty ratio D is 50% or more due to is
Pp increases and shifts up. Conversely, if the duty ratio D is less than 50% due to is>i and the oil is drained more than the oil supplied, the primary pressure Pp decreases and a downshift occurs. In this way, the actual speed ratio i follows the target speed ratio is, and the speed change is controlled appropriately depending on the driving and traveling conditions. In this case, the larger the deviation (is-i) is, the faster the shift speed is. In addition, in low gears where the actual gear ratio i is large, the gear shifting speed is slow,
In the high speed gear where the actual gear ratio i is small, the shift speed becomes faster, and the shift speed is corrected to be constant over the entire shift range. In the above-mentioned electronic control of line pressure and gear change, the case of acceleration due to the driver's depression of the accelerator will be explained. First, when the throttle opening θ increases as shown in Fig. 5a, the line pressure control system sets the engine torque T to a large value depending on the throttle opening θ and the engine rotation speed Ne, and therefore the target line pressure
PLt is also calculated to be large as shown in b in the same figure. At this time, the throttle opening detection unit 90 detects the throttle opening change dθ/dt, and if |dθ/dt|>α and dθ/dt>0 due to sudden accelerator depression, the sudden change determination unit 92 detects the sudden acceleration. is judged. Then, the line pressure correction section 95 sets a target line PLt' by correcting the target line pressure by a predetermined increase for a predetermined time t1, as shown in FIG. For this reason, the duty ratio D is also corrected to decrease as shown in FIG.
A signal with a duty ratio D' corrected stepwise is output. Therefore, the line pressure is controlled as high as possible by the line pressure control valve, as shown in the solid line, as quickly as possible, increasing the belt clamping force, compared to the case shown in the broken line in which the line pressure is controlled using the target line pressure as shown in f of the same figure. . In this way, the line pressure is adjusted before the engine torque etc. actually change.
By controlling PL to be high, belt slip when the rapidly increased engine torque is transmitted through the belt 11 is avoided. Here, the higher the vehicle speed and the smaller the throttle opening, the lower the line pressure is set, and belt slip is more likely to occur. Therefore, if the reference value α is a decreasing function of the vehicle speed and the time t is a function of increasing the vehicle speed, the line pressure will rise sufficiently at high speeds even when the change in throttle opening is small, and belt slip can be prevented. If |dθ/dt|>α and dθ/dt>0, the sudden change determination unit 92 determines that there is a sudden acceleration due to a sudden change in the gear ratio. In this case as well, the line pressure is increased and controlled in the same manner as described above, thereby preventing belt slip during sudden deceleration. In this way, belt slip is reliably prevented even during sudden acceleration or sudden deceleration transitions. Although the embodiments of the present invention have been described above, the present invention is not limited to the above embodiments.

【発明の効果】【Effect of the invention】

以上の説明したように本発明によると、無段変
速機で電子的にライン圧制御する制御装置におい
て、制御ユニツト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際の変速比を算出
し、変速比に応じて単位トルク当たりの必要ライ
ン圧を定め、単位トルク当たりの必要ライン圧と
エンジントルクにより目標ライン圧を算出するの
で、ライン圧を伝達トルクに対応してベルトスリ
ツプしない必要最小限に制御できる。 またスロツトル開度変化によりエンジントルク
や変速比の急激な変化を判断するので、急加速や
急減速の過渡状態を適切に検出できる。過渡的に
はライン圧を電気信号の操作量を補正して一時的
に最大に制御するので、ライン圧が最も迅速に立
上がつてベルトスリツプを確実に防止することが
できる。ライン圧の増大は時間により細かく制御
するので、必要以上のライン圧の上昇を抑えるこ
とができる。基準値や時間は車速等により変化し
て設定されるので、種々の走行条件に適用でき
る。 As explained above, according to the present invention, in a control device that electronically controls line pressure in a continuously variable transmission, the control unit calculates the actual gear ratio from the primary pulley rotation speed and the secondary pulley rotation speed, and calculates the actual gear ratio. The required line pressure per unit torque is determined according to the required line pressure per unit torque, and the target line pressure is calculated from the required line pressure per unit torque and engine torque, so the line pressure can be controlled to the minimum necessary level to prevent belt slippage in response to the transmitted torque. . Furthermore, since sudden changes in engine torque and gear ratio are determined based on changes in throttle opening, transient conditions such as sudden acceleration or deceleration can be appropriately detected. Since the line pressure is temporarily controlled to the maximum by correcting the operating amount of the electric signal in a transient manner, the line pressure rises most quickly and belt slip can be reliably prevented. Since the increase in line pressure is finely controlled over time, it is possible to suppress an increase in line pressure more than necessary. Since the reference value and time are set to vary depending on the vehicle speed, etc., they can be applied to various driving conditions.

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

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図は本発明が適応される無
段変速機の概略を示す構成図、第３図は本発明の
制御装置の実施例を示す油圧回路図、第４図は電
気制御系のブロツク図、第５図ａないしｆは急加
速時のスロツトル開度、目標ライン圧、補正され
た目標ライン圧、デユーテイ比、補正されたデユ
ーテイ比及びライン圧の変化状態を示す線図、第
６図はライン圧の特性を示す線図である。 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……オ
イルポンプ、２２，２３……油路、４０……ライ
ン圧制御弁、５０……変速速度制御弁、７０……
制御ユニツト、７５……実変速比算出部、８１…
…エンジントルク設定部、８２……必要ライン圧
設定部、８３……目標ライン圧算出部、８４……
デユーテイ比設定部、９０……スロツトル開度変
化検出部、９２……急変判定部、９６……デユー
テイ比補正部。 FIG. 1 is a functional block diagram showing a control device for a continuously variable transmission according to the present invention, FIG. 2 is a block diagram schematically showing a continuously variable transmission to which the present invention is applied, and FIG. 3 is a control device according to the present invention. Fig. 4 is a block diagram of the electrical control system, Fig. 5 a to f show the throttle opening during sudden acceleration, target line pressure, corrected target line pressure, duty ratio, and correction. FIG. 6 is a diagram showing the changed state of the duty ratio and line pressure, and FIG. 6 is a diagram showing the characteristics of the line pressure. 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...Oil pump, 22, 23...Oil passage, 40...Line pressure control valve, 50...Shift speed control valve, 70... …
Control unit, 75...Actual gear ratio calculation section, 81...
...Engine torque setting section, 82...Required line pressure setting section, 83...Target line pressure calculation section, 84...
Duty ratio setting section, 90... Throttle opening degree change detection section, 92... Sudden change determination section, 96... Duty ratio correction section.

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４０は制御ユニツト７０の
電気信号によりライン圧を制御するように構成す
ると共に、 上記制御ユニツト７０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変速比を算出
する手段７５と、変速比に応じて単位トルク当り
の必要ライン圧を設定する手段８２と、エンジン
回転数とスロツトル開度によりエンジントルクを
設定する手段８１と、各変速比で単位トルク当り
の必要ライン圧とエンジントルクにより目標ライ
ン圧を算出する手段８３と、目標ライン圧に応じ
た操作量の電気信号を出力する手段８４と、スロ
ツトル開度により過渡状態を判断する手段９２
と、過渡時には所定時間だけ電気信号の操作量を
最大ライン圧に補正する手段９６とを備えること
を特徴とする無段変速機の制御装置。 ２ 上記ライン圧制御弁４０は所定のライン圧を
設定するスプリング４３と制御ポート４１ｄとを
有し、ライン圧油路２２から流量制限手段３２を
介して分岐する油路３１に設けられるソレノイド
弁６５が、制御ユニツト７０の電気信号に応じた
信号油圧を生成してライン圧制御弁４０の制御ポ
ート４１ｄに導入し、ライン圧をスプリング荷重
と信号油圧の関数で可変制御するように構成され
ることを特徴とする特許請求の範囲第１項記載の
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 belt is wound around the oil path from the hydraulic source, and a line pressure control valve is provided to control line pressure and supply the line pressure to the cylinder of the secondary pulley to apply pulley pressing force. A variable speed control valve is installed to change the primary pressure by supplying and discharging line pressure to the oil passage, and the continuously variable speed changes the speed by changing the ratio of the winding diameter of the drive belt to both pulleys based on the primary pressure. In the machine, the line pressure control valve 40 is configured to control the line pressure by an electric signal from a control unit 70, and the control unit 70 has means 75 for calculating a gear ratio based on the primary pulley rotation speed and the secondary pulley rotation speed. means 82 for setting the required line pressure per unit torque according to the gear ratio; means 81 for setting the engine torque according to the engine speed and throttle opening; and means 81 for setting the required line pressure per unit torque at each gear ratio. Means 83 for calculating the target line pressure based on the engine torque; Means 84 for outputting an electrical signal of a manipulated variable according to the target line pressure; and Means 92 for determining the transient state based on the throttle opening.
and means 96 for correcting the manipulated variable of the electric signal to the maximum line pressure for a predetermined period of time during a transition. 2 The line pressure control valve 40 has a spring 43 for setting a predetermined line pressure and a control port 41d, and a solenoid valve 65 provided in the oil passage 31 that branches from the line pressure oil passage 22 via the flow rate restriction means 32. is configured to generate a signal hydraulic pressure according to the electric signal of the control unit 70 and introduce it to the control port 41d of the line pressure control valve 40, and to variably control the line pressure as a function of the spring load and the signal hydraulic pressure. A control device for a continuously variable transmission according to claim 1, characterized in that: