JPH0561500B2 - - 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、無段変速機を備えている車両用動力
伝達装置に関する。 The present invention relates to a vehicle power transmission device equipped with a continuously variable transmission.

【従来の技術】[Conventional technology]

近時、駆動系分野において無段変速機（contin
uously variable transmission）が燃費率の改善
に有効であるとして注目されている。このような
無段変速機を搭載する車両では、加速ペダルの踏
込み量の関数としての要求馬力を最小燃費率で生
じることができる機関回転速度および機関出力ト
ルクを目標値として、CVTの速度比ｅ（＝出力側
回転速度／入力側回転速度）および吸気系スロツ
トル開度をフイードバツク制御している。 Recently, continuously variable transmissions (continuously variable transmissions) have been introduced in the field of drive systems.
(variable transmission) is attracting attention as being effective in improving fuel efficiency. In a vehicle equipped with such a continuously variable transmission, the CVT speed ratio e is set to a target value of engine rotational speed and engine output torque that can produce the required horsepower as a function of the amount of depression of the accelerator pedal at the minimum fuel consumption rate. (=output side rotational speed/input side rotational speed) and intake system throttle opening degree are feedback-controlled.

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

しかしこのような車両において、走行中運転者
が誤つてあるいは故意に異常なシフトレバー操作
を行つた場合、例えば降坂中にシフトレバーをド
ライブレンジからニユートラルレンジへ、そして
再びドライブレンジへ操作した場合、ニユートラ
ルレンジでは車両の停止状態からの円滑発進を考
慮して速度比ｅが最小値に設定されているので、
CVTの入力側回転速度、即ち機関回転速度が許
容値以上にまて急激に上昇する恐れがある。 本発明の目的は、シフトレバーの誤動作にもか
かわらず機関回転速度およびCVTの入力側回転
速度（機関回転速度）の異常上昇を回避すること
ができる無段変速式動力伝達装置を提供すること
である。 However, in such a vehicle, if the driver accidentally or intentionally operates the shift lever abnormally while driving, for example, the driver operates the shift lever from the drive range to the neutral range and then back to the drive range while descending a slope. In the neutral range, the speed ratio e is set to the minimum value in consideration of smooth starting of the vehicle from a stopped state, so
There is a risk that the input side rotational speed of the CVT, that is, the engine rotational speed, may suddenly rise beyond the allowable value. An object of the present invention is to provide a continuously variable transmission power transmission device that can avoid abnormal increases in engine rotational speed and CVT input side rotational speed (engine rotational speed) despite malfunction of the shift lever. be.

【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に本発明は、無段変速
機の出力側回転速度を検出する手段と、無段変速
機の前記入力側回転速度が所定の上限値Nin ａ
を超えたか否かを判断する手段と、前記出力側回
転速度が前記最小速度比ｅ minと所定の入力側
回転速度Nin ｂ（＜Nin ａ）との積を下廻つた
か否かを判断する手段と、無段変速機の入力側回
転速度が前記所定の上限値Nin ａを超えたと判
断されたときに、出力側回転速度が前記最小速度
比ｅ minと所定の入力側回転速度Nin ｂとの
積を下廻つたと判断されるまで無段変速機の通常
の速度比のフイードバツク制御を中止して速度比
を増大させ、これにより無段変速機の入力側回転
速度を減少させる手段と、を備えたことにより上
記課題を解決したものである。 In order to achieve this object, the present invention provides a means for detecting the output side rotation speed of a continuously variable transmission, and a means for detecting the input side rotation speed of the continuously variable transmission at a predetermined upper limit value Nina.
means for determining whether the rotational speed on the output side exceeds the minimum speed ratio e min and a predetermined rotational speed on the input side Nin b (<Nin a); means, and when it is determined that the input side rotational speed of the continuously variable transmission exceeds the predetermined upper limit value Nin a, the output side rotational speed is equal to the minimum speed ratio e min and the predetermined input side rotational speed Nin b. means for increasing the speed ratio by stopping the normal feedback control of the speed ratio of the continuously variable transmission until it is determined that the product has decreased below the product of The above problem has been solved by having the following.

【作用】[Effect]

本発明においては、無段変速機の入力軸回転速
度（機関回転速度）Ninが所定の上限値Nin ａ
を超えると、通常のフイードバツク制御を中心し
て変速比ｅを増大させるため、シフトレバーの誤
操作、あるいは故意による操作による機関のオー
バーランを確実に回避できる。 また、一度オーバーラン制御が開始されると、
該オーバーラン制御は出力側回転速度Nounが最
小速度比ｅ min×許容入力側回転速度Nin ｂ
（このNin ｂはNin ａより小さい）を下廻るま
で継続されるため、車両サージ等の運転性能の悪
化の原因となるハンチングを回避できる。 なお、本発明は機関回転速度がシフトレバーの
誤操作等により許容回転速度以上にまで上昇する
のを防止するものであり、走行条件により動力性
能が要求されると判断されたときは、当然に機関
の最大馬力を発生し得る回転速度にまで上昇し得
る。 In the present invention, the input shaft rotation speed (engine rotation speed) Nin of the continuously variable transmission is set to a predetermined upper limit value Nin a
If the value exceeds 0, the gear ratio e is increased mainly through normal feedback control, so that overrun of the engine due to erroneous or intentional operation of the shift lever can be reliably avoided. Additionally, once overrun control is started,
In this overrun control, the output side rotation speed Noun is the minimum speed ratio e min x allowable input side rotation speed Nin b
(This Nin b is smaller than Nin a). This is continued until the driving speed reaches below Nin b, so hunting, which causes deterioration of driving performance such as vehicle surge, can be avoided. The present invention is intended to prevent the engine rotational speed from rising above the allowable rotational speed due to incorrect operation of the shift lever, etc., and when it is determined that the driving conditions require high power performance, the engine rotational speed will naturally be increased. The rotational speed can be increased to a maximum horsepower of .

【実施例】【Example】

図面の参照して本発明を更に詳細に説明する。 第１図は機関回転速度−機関出力トルク上にお
ける等燃費率線（細実線）および等馬力線（破
線）を図示している。なお等馬力線の単位はPS、
等燃費率線の単位はｇ／PS・ｈである。一点鎖
線はスロツトル弁が全開である場合の特性であ
り、機関の運転限界である。 太実線は各出力馬力において最小燃費率となる
点を結んだ線である。無段変速式車両用伝達装置
では加速ペダルの操作量、即ち踏込み量の関数と
して機関の要求馬力を設定し、各要求馬力におい
て機関回転速度および機関出力トルクが太実線に
より規定されるものとなるように内燃機関が運転
される。 機関回転速度はCVTの速度比の変更により制
御され、機関出力トルクは吸気系スロツトル開度
の変更により制御される。加速ペダルの踏込み量
の増大に連れて要求馬力も増大するものとして前
記関数は決められる。 CVTには従来種々の機構が提案されているが、
第２図では伝達可能なトルクが大きく、且つ小型
であるベルト駆動式にて説明する。 第２図において内燃機関１の出力軸２はクラツ
チ３を介してCVT４の入力軸５へ接続されてい
る。入力軸５および出力軸６は互いに平行に設け
られており、入力側固定デイスク７は入力軸５に
固定され、入力側可動デイスク８は軸線方向へ移
動可能に入力軸５の外周にスプラインまたはボー
ルベアリング等で嵌合し、出力側固定デイスク９
は出力軸６に固定され、出力側可動デイスク１０
は軸線方向へ移動可能に出力軸６の外周にスプラ
インまたはボールベアリング等で嵌合している。 なお可動側デイスクの受圧面積は入力側＞出力
側となるように設定されており、入力側と出力側
とにおいて、固定デイスクと可動デイスクとの軸
線方向の配置は互いに逆である。 固定デイスク７，９および可動デイスク８，１
０の対向面は半径方向外方へ向かつてお互いの距
離を増大するテーパ面状に形成され、円錐台型断
面のベルト１１が入力側および出力側のデイスク
間に掛けられる。従つて固定および可動デイスク
の締付け力の変化に伴つてデイスク面上における
ベルト１１の半径方向接触位置が連続的に変化す
る。 入力側デイスク７，８の面上におけるベルト１
１の接触位置が半径方向外方へ移動すると、出力
側デイスク９，１０の面上におけるベルト１１の
接触位置が半径方向内方へ移動し、CVT４の速
度比ｅ（＝出力軸６の回転速度／入力軸５の回転
速度）は増大し、逆の場合にはｅは減少する。出
力軸６の動力は図示していない駆動輪へ伝達され
る。 トルクセンサ１５は入力軸５における捩り応力
または捩れ角度の変化から入力軸５のトルク、従
つて内燃機関１の出力トルクTeを検出する。加
速ペダルセンサ１６は運転者の足１７によつて踏
込まれる加速ペダル１８の踏込み量を検出する。
内燃機関１の吸気スロツトルの開度は電磁式スロ
ツトルアクチユエータ１９により制御される。入
力側および出力側回転角センサ２０，２１はそれ
ぞれデイスク７，１０の回転角、従つて回転数を
検出する。 ライン圧発生弁２４はオイルポンプ２５により
リザーバ２６から油路２７を介して送られてくる
油圧媒体としてのオイルの油路２８への逃がし量
を制御することにより油路２９のライン圧Plを調
整する。出力側可動デイスク１０の油圧サーボは
油路２９を介してライン圧Plを供給される。流量
制御弁３０は入力側可動デイスク８へのオイルの
流入流出量を制御する。 CVT４の速度比ｅを一定に維持するためには、
油路３３と油路２９から分岐するライン圧油路３
１およびドレン油路３２との接続を立ち、即ち入
力側可動デイスク８の軸線方向の位置を一定に維
持し、速度比ｅを増大させるためには油路３１か
ら３３へオイルを供給して入力側デイスク７，８
間の締付け力を増大し、速度比ｅを減少させるた
めには可動デイスク８の油圧サーボの油圧をドレ
ン油路３２を介して大気側へ導通させて入力側デ
イスク７，８間の推力を減少させる。 油路３３における油圧はライン圧Pl以下である
が、入力側可動デイスク８の油圧サーボのピスト
ン作用面積は出力側可動デイスク１０の油圧サー
ボのピストンの作用面積より大きいため、入力側
デイスク７，８の締付け力を出力側デイスク９，
１０の締付け力より大きくすることが可能であ
る。 電子制御装置３８はアドレスデータバス３９に
より互いに接続されているＤ／Ａ（デジタル／ア
ナログ）変換器４０、入力インタフエース４１、
Ａ／Ｄ（アナログ／デジタル）変換器４２，CPU
４３，RAM４４，ROM４５を含んでいる。ト
ルクセンサ１５および加速ペダルセンサ１６のア
ナログ出力はＡ／Ｄ変換器４２へ送られ、回転角
センサ２０，２１のパルスは入力インタフエース
４１へ送られる。電磁アクチユエータ１９、流量
制御弁３０、およびライン圧発生弁２４への出力
はＤ／Ａ変換器４０からそれぞれ増幅器４９，５
０，５１を介して送られる。 第３図はスロツトルアクチユエータ１９用増幅
器４９の入力電圧の出力電流との関係を示してい
る。第４図はスロツトルアクチユエータ１９の入
力電流と吸気系スロツトル開度との関係を示して
いる。従つて増幅器４９の入力電圧に比例してス
ロツトル開度が増大する。 第５図は流量制御弁３０用増幅器５０の入力電
圧と出力電流との関係を示し、第６図は流量制御
弁３０の入力電流とCVT４の入力側油圧サーボ
への流量との関係を示している。従つて増幅器５
０の入力電圧の変化に速度比ｅは比例する。 第７図はライン圧発生弁２４用増幅器５１の入
力電圧と出力電流との関係を示し、第８図はライ
ン圧発生弁２４の入力電流とライン圧Plとの関係
を示している。従つて増幅器５１の入力電圧の変
化に対してライン圧Plは線形的に変化する。 ライン圧発生弁２４の入力電流が０であつて
も、ライン圧PlはPl1（Pl1≠０）に維持されるの
で、断線や電子制御装置３８に故障が生じても、
可動デイスク８，１０の油圧サーボへ所定油圧が
供給され、CVT４における最小限のトルク伝達
が確保される。 第９図は第２図の装置のブロツク線図である。
ブロツク５５で加速ペダルの踏込み量Xaccが要
求馬力PS′へ変換される。要求馬力PS′は踏込み
量Xaccの増大に伴つて増大するようなXaccの関
数として設定される。ブロツク５６では要求馬力
PS′が機関の、即ち入力軸５の目標回転速度N′in
へ変換される。 要求馬力PS′と目標回転速度N′inとの関係は第
１図の太実線で示されるものである。即ち要求馬
力PS′を最小燃費率で得ることができる機関回転
速度が目標回転速度である。５７で目標回転速度
N′inと実際の回転速度Ninとの偏差N′in−Ninが
求められる。５８はフイードバツクゲインであ
る。こうしてN′in−Nin＝０、従つてNinがN′in
に等しくなるようにCVT４の速度比ｅが制御さ
れる。 ブロツク６０では要求馬力PS′が機関の目標出
力トルクTe′へ変換される。要求馬力PS′と目標
出力トルクTe′との関係は第１図の太実線で示さ
れるものであり、即ち要求馬力PS′を最小燃費率
で得ることができる出力トルクが目標出力トルク
である。 加算点６１で目標出力トルクTe′と実際の出力
トルクTeとの偏差Te′−Teが求められる。ブロ
ツク６２ではフイードバツクゲインが乗じられ
る。 こうしてTe′−Te＝０、従つてTeがTe′に等し
くなるようにスロツトル開度が制御される。ブロ
ツク６６ではライン圧Plが入力軸５の回転速度
Nin、出力軸６の回転速度Nout、機関の出力ト
ルクTeの関数ｆとして設定される。 ベルト１１から出力側デイスク９，１０への伝
達トルクTout、出力側デイスク９，１０上にお
けるベルト１１の接触位置とデイスク９，１０の
中心との距離Doutと定義すると、ベルト１１が
出力側デイスク９，１０上において滑らないよう
にトルク伝達を確保できる出力側デイスク９，１
０の必要締付け力はTout／Doutに比例する。 Tout＝Te／ｅ、Dout≒１／（ｅ＋１）である
ので、 Pl≒α・Te・｛（ｅ＋１）／ｅ｝ ……(1) αは定数、ｅ＝Nout／Ninとすれば、ライン
圧Plが必要最小限に制御されて、機関の損失を抑
制することができる。なお、Doutは別の近似式
によつても算出できる。 第１０図は本発明を実施するプロクラムのフロ
ーチヤートである。 ステツプ67では電源がオンになる。ステツプ68
では回転角センサ２０，２１等の入力信号から入
力側回転速度等のデータを検出する。ステツプ69
ではオーバーラン防止制御中か否かを判別し、判
別結果が正であればステツプ71へ、否であればス
テツプ70へ進む。 ステツプ70ではCVT４の入力側回転速度Nin
が上限値Nin ａを超えているか否かを判別し、
Nin＞Nin ａであればステツプ71へ、Nin≦Nin
ａであればステツプ72へ進む。例えば車両の降坂
中に、運転者が故意あるいは誤つてＤ（ドライブ）
レンジからＮ（ニユートラル）レンジへ、そして
再べＤレンジへシフト操作した場合、あるいは加
速ペタルセンサ１６が故障した場合、Nin＞Nin
ａとなる。 ステツプ71ではCVT４の出力側回転速度Nout
がCVT４の最小速度比ｅ min×許容入力側回
転速度Nin ｂより大きいか否かを判別し、Nout
＞ｅ min＋Nin ｂであればステツプ75へ、
Nout＜ｅ min×Nin ｂであればステツプ72へ
進む。なおステツプ70の上限値Nin ａはCVT４
の速度比ｅの制御遅れを考慮して許容入力側回転
速度Nin ｂより小さい値、即ちNin ａ＜Nin ｂ
と設定する。 ステツプ72ではシフトレバーのレンジを検出
し、Ｄ（ドライブ）レンジであればステツプ76へ、
Ｎ（ニユートラル）レンジであればステツプ77へ、
Ｒ（リバース）レンジであればステツプ78へ進む。 ステツプ75に進んだ場合、即ちステツプ70で
Nin＞Nin ａと判定された場合、あるいは一旦
オーバーラン防止制御が開始されてNout＞ｅ
min×Nin ｂと判定された場合、オーバーラン
防止制御が行われる。 オーバーラン防止制御が一旦開始されると、
Nin＜Nin ａとなつても次にNout＜ｅ min×
Nin ｂとなるまではオーバーラン防止制御が継
続されるのはハンチングを防止するためである。 オーバーラン防止制御の具体的内容としては、
入力側デイスク８の油圧サーボへの油圧媒体の流
量を減少させて速度比ｅを低下させる。また、ラ
イン圧Plを減少させて、出力側デイスク９，１０
から入力側デイスク７，８へ伝達されるトルクを
減少させ、機関１の負担を低減させる。 ステツプ76では即ちＤレンジでは第１図の太実
線で示される最小燃費率の機関運転が行なわれる
ようにCVT４の速度比ｅおよび機関の出力トル
クTeをフイードバツク制御する。ステツプ77で
は、即ちＮレンジではCVT４の速度比ｅを最小
値ｅ minにする。これにより、シフトレバーを
ＮレンジからＤレンジへシフトして車両を発進さ
せる際の発進が円滑となる。ステツプ78では即ち
Ｒレンジでは駆動輪において所定のトルク出力を
確保するためにCVT４の速度比を所定値e2にす
る。 このように本発明によれば、CVTの入力側回
転速度が所定の上限値を超えると、フイードバツ
ク制御を中止してCVTの速度比を減少させるこ
とにより、CVTの入力側回転速度が許容値を超
えることが防止される。 また本発明によれば、一旦CVTの入力側回転
速度が所定の上限値を超えてオーバーラン防止制
御が開始されると、CVTの出力側回転速度が、
最小速度比×許容入力側回転速度の積以下になる
までは入力側回転速度が所定の上限値以下になつ
てもオーバーラン防止制御が継続されるので、車
両サージ等の運転性能の悪化の原因となるハンチ
ングを防止することができる。 The present invention will be explained in more detail with reference to the drawings. FIG. 1 shows a constant fuel consumption rate line (thin solid line) and a constant horsepower line (broken line) on the engine rotation speed-engine output torque. The unit of the equal horsepower line is PS,
The unit of the equal fuel consumption rate line is g/PS·h. The dash-dotted line is the characteristic when the throttle valve is fully open, and is the operating limit of the engine. The thick solid line is a line connecting the points that provide the minimum fuel efficiency at each output horsepower. In the continuously variable transmission system for vehicles, the required horsepower of the engine is set as a function of the amount of operation of the accelerator pedal, that is, the amount of depression, and the engine rotation speed and engine output torque are defined by thick solid lines at each required horsepower. The internal combustion engine is operated as follows. The engine rotation speed is controlled by changing the CVT speed ratio, and the engine output torque is controlled by changing the intake system throttle opening. The function is determined on the assumption that the required horsepower increases as the amount of depression of the accelerator pedal increases. Various mechanisms have been proposed for CVT, but
In FIG. 2, a belt-driven type, which has a large transmittable torque and is small in size, will be explained. In FIG. 2, an output shaft 2 of an internal combustion engine 1 is connected to an input shaft 5 of a CVT 4 via a clutch 3. The input shaft 5 and the output shaft 6 are provided parallel to each other, the input side fixed disk 7 is fixed to the input shaft 5, and the input side movable disk 8 is attached to the outer periphery of the input shaft 5 with a spline or a ball so as to be movable in the axial direction. Fitted with a bearing etc., the output side fixed disk 9
is fixed to the output shaft 6, and the output side movable disk 10
is fitted onto the outer periphery of the output shaft 6 via a spline or a ball bearing so as to be movable in the axial direction. The pressure receiving area of the movable disk is set so that input side>output side, and the axial arrangement of the fixed disk and the movable disk is opposite to each other on the input side and output side. Fixed disks 7, 9 and movable disks 8, 1
The opposing surfaces of the discs 11 are tapered to increase the distance from each other radially outward, and a belt 11 having a truncated conical cross section is placed between the input and output disks. Therefore, as the clamping force of the fixed and movable disks changes, the radial contact position of the belt 11 on the disk surface changes continuously. Belt 1 on the surface of input side disks 7 and 8
When the contact position of belt 1 moves radially outward, the contact position of belt 11 on the surfaces of output side disks 9 and 10 moves radially inward, and the speed ratio e of CVT 4 (=rotational speed of output shaft 6 /rotational speed of the input shaft 5) increases, and in the opposite case, e decreases. The power of the output shaft 6 is transmitted to drive wheels (not shown). The torque sensor 15 detects the torque of the input shaft 5, and therefore the output torque Te of the internal combustion engine 1, from changes in torsional stress or torsional angle in the input shaft 5. The accelerator pedal sensor 16 detects the amount of depression of the accelerator pedal 18 by the driver's foot 17.
The opening degree of the intake throttle of the internal combustion engine 1 is controlled by an electromagnetic throttle actuator 19. The input side and output side rotation angle sensors 20, 21 detect the rotation angles and therefore the rotation speeds of the disks 7, 10, respectively. The line pressure generating valve 24 adjusts the line pressure Pl of the oil passage 29 by controlling the amount of oil as a hydraulic medium sent from the reservoir 26 via the oil passage 27 by the oil pump 25 to the oil passage 28. do. The hydraulic servo of the output side movable disk 10 is supplied with line pressure Pl via an oil passage 29. The flow rate control valve 30 controls the amount of oil flowing into and out of the movable disk 8 on the input side. In order to maintain the speed ratio e of CVT4 constant,
Line pressure oil passage 3 branching from oil passage 33 and oil passage 29
1 and the drain oil passage 32, that is, to maintain the axial position of the input side movable disk 8 constant and increase the speed ratio e, oil is supplied from the oil passages 31 to 33. Side disks 7, 8
In order to increase the clamping force between the movable disks 7 and reduce the speed ratio e, the hydraulic pressure of the hydraulic servo of the movable disk 8 is conducted to the atmosphere through the drain oil passage 32 to reduce the thrust between the input side disks 7 and 8. let Although the oil pressure in the oil passage 33 is below the line pressure Pl, the piston action area of the hydraulic servo on the input side movable disk 8 is larger than the piston action area of the hydraulic servo on the output side movable disk 10. output side disc 9,
It is possible to have a clamping force greater than 10. The electronic control unit 38 includes a D/A (digital/analog) converter 40, an input interface 41, and an input interface 41, which are connected to each other by an address data bus 39.
A/D (analog/digital) converter 42, CPU
43, RAM44, and ROM45. The analog outputs of the torque sensor 15 and the accelerator pedal sensor 16 are sent to an A/D converter 42, and the pulses of the rotation angle sensors 20, 21 are sent to an input interface 41. Outputs to the electromagnetic actuator 19, flow control valve 30, and line pressure generation valve 24 are output from a D/A converter 40 to amplifiers 49 and 5, respectively.
0,51. FIG. 3 shows the relationship between the input voltage of the amplifier 49 for the throttle actuator 19 and the output current. FIG. 4 shows the relationship between the input current of the throttle actuator 19 and the intake system throttle opening. Therefore, the throttle opening increases in proportion to the input voltage of the amplifier 49. FIG. 5 shows the relationship between the input voltage and output current of the amplifier 50 for the flow control valve 30, and FIG. 6 shows the relationship between the input current of the flow control valve 30 and the flow rate to the input side hydraulic servo of the CVT 4. There is. Therefore amplifier 5
The speed ratio e is proportional to the change in the input voltage of zero. FIG. 7 shows the relationship between the input voltage and output current of the amplifier 51 for the line pressure generating valve 24, and FIG. 8 shows the relationship between the input current of the line pressure generating valve 24 and the line pressure Pl. Therefore, line pressure Pl changes linearly with changes in the input voltage of amplifier 51. Even if the input current to the line pressure generating valve 24 is 0, the line pressure Pl is maintained at Pl1 (Pl1≠0), so even if a wire breakage or a failure occurs in the electronic control unit 38,
A predetermined oil pressure is supplied to the hydraulic servos of the movable disks 8 and 10, and the minimum torque transmission in the CVT 4 is ensured. FIG. 9 is a block diagram of the apparatus of FIG. 2.
In block 55, the accelerator pedal depression amount Xacc is converted into the required horsepower PS'. The required horsepower PS' is set as a function of Xacc that increases as the depression amount Xacc increases. Block 56 requires horsepower
PS' is the target rotational speed N'in of the engine, that is, the input shaft 5
is converted to The relationship between the required horsepower PS' and the target rotational speed N'in is shown by the thick solid line in FIG. That is, the target rotation speed is the engine rotation speed at which the required horsepower PS' can be obtained at the minimum fuel consumption rate. Target rotation speed at 57
The deviation N′in−Nin between N′in and the actual rotational speed Nin is determined. 58 is a feedback gain. Thus N′in−Nin=0, so Nin is N′in
The speed ratio e of the CVT 4 is controlled to be equal to . In block 60, the required horsepower PS' is converted into a target engine output torque Te'. The relationship between the required horsepower PS' and the target output torque Te' is shown by the thick solid line in FIG. 1, that is, the target output torque is the output torque that allows the required horsepower PS' to be obtained at the minimum fuel efficiency. At the addition point 61, the deviation Te'-Te between the target output torque Te' and the actual output torque Te is determined. In block 62, a feedback gain is multiplied. In this way, the throttle opening degree is controlled so that Te'-Te=0, that is, Te is equal to Te'. In block 66, line pressure Pl is equal to the rotational speed of input shaft 5.
It is set as a function f of Nin, the rotation speed Nout of the output shaft 6, and the output torque Te of the engine. Defining the transmission torque Tout from the belt 11 to the output side disks 9, 10, and the distance Dout between the contact position of the belt 11 on the output side disks 9, 10 and the center of the disks 9, 10, the belt 11 is transmitted to the output side disks 9, 10. , 10, which can ensure torque transmission without slipping on the output side disks 9, 1.
The required tightening force of 0 is proportional to Tout/Dout. Since Tout=Te/e, Dout≒1/(e+1), Pl≒α・Te・{(e+1)/e} ...(1) If α is a constant and e=Nout/Nin, then the line pressure Pl is controlled to the necessary minimum, and engine losses can be suppressed. Note that Dout can also be calculated using another approximation formula. FIG. 10 is a flowchart of a program implementing the present invention. Step 67 turns on the power. step 68
Then, data such as the input side rotation speed is detected from input signals from the rotation angle sensors 20, 21, etc. step 69
Then, it is determined whether or not overrun prevention control is being performed, and if the determination result is positive, the process advances to step 71, and if not, the process advances to step 70. In step 70, input side rotation speed Nin of CVT4
Determine whether or not exceeds the upper limit value Nin a,
If Nin>Nin a, go to step 71, Nin≦Nin
If it is a, proceed to step 72. For example, when the vehicle is going downhill, the driver intentionally or accidentally
If you shift from range to N (neutral) range and then back to D range, or if the acceleration petal sensor 16 fails, Nin>Nin
It becomes a. In step 71, the output side rotation speed Nout of CVT4
Determine whether or not is greater than the minimum speed ratio e min of CVT4 × allowable input side rotation speed Nin b, and
If > e min + Nin b, go to step 75.
If Nout<e min×Nin b, the process advances to step 72. Note that the upper limit value Nin a in step 70 is CVT4.
Considering the control delay of the speed ratio e of , a value smaller than the allowable input side rotation speed Nin b, that is, Nin a
and set. In step 72, the range of the shift lever is detected, and if it is in the D (drive) range, proceed to step 76.
If it is in the N (neutral) range, go to step 77.
If it is in the R (reverse) range, proceed to step 78. If you proceed to step 75, i.e. at step 70
If it is determined that Nin>Nin a, or once overrun prevention control is started and Nout>e
If it is determined that min×Nin b, overrun prevention control is performed. Once overrun prevention control is started,
Even if Nin<Nin a, then Nout<e min×
The reason why overrun prevention control is continued until Nin b is reached is to prevent hunting. The specific details of overrun prevention control are as follows:
The flow rate of the hydraulic medium to the hydraulic servo of the input side disk 8 is reduced to lower the speed ratio e. Also, by reducing the line pressure Pl, the output side disks 9, 10
The torque transmitted from the input side disks 7 and 8 to the input side disks 7 and 8 is reduced, and the load on the engine 1 is reduced. In step 76, in the D range, the speed ratio e of the CVT 4 and the output torque Te of the engine are feedback-controlled so that the engine is operated at the minimum fuel consumption rate shown by the thick solid line in FIG. In step 77, the speed ratio e of the CVT 4 is set to the minimum value e min in the N range. This makes it possible to start the vehicle smoothly by shifting the shift lever from the N range to the D range. In step 78, the speed ratio of the CVT 4 is set to a predetermined value e2 in order to ensure a predetermined torque output at the drive wheels in the R range. As described above, according to the present invention, when the input side rotational speed of the CVT exceeds a predetermined upper limit value, feedback control is stopped and the speed ratio of the CVT is decreased, so that the input side rotational speed of the CVT falls below the allowable value. Exceeding is prevented. Further, according to the present invention, once the input side rotational speed of the CVT exceeds a predetermined upper limit value and overrun prevention control is started, the output side rotational speed of the CVT is
Overrun prevention control continues even if the input side rotational speed falls below a predetermined upper limit until it becomes equal to or less than the product of the minimum speed ratio x allowable input side rotational speed, which can cause deterioration in driving performance such as vehicle surges. Hunting can be prevented.

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

第１図は機関の回転速度−出力トルクの座標系
上において等馬力線および等燃費率線を示す図、
第２図は本発明が適用される車両用動力装置の構
成図、第３図はスロツトルアクチユエータ用増幅
器の入出力特性を示す図、第４図はスロツトルア
クチユエータの入力とスロツトル開度との関係を
示す図、第５図は流量制御弁用増幅器の入出力特
性を示す図、第６図は流量制御弁の入力とCVT
の速度比との関係を示す図、第７図はライン圧発
生弁用増幅器の入出力特性を示す図、第８図はラ
イン圧発生弁の入力とライン圧との関係を示す
図、第９図は第２図の無段変速式車両用動力伝達
装置のブロツク線図、第１０図は本発明を実施す
るプログラムのフローチヤートである。 １……機関、４……CVT、７，８……入力側
デイスク、９，１０……出力側デイスク、１８…
…加速ペダル、２０，２１……回転角センサ、３
８……電子制御装置。 FIG. 1 is a diagram showing equal horsepower lines and equal fuel efficiency lines on the engine rotational speed-output torque coordinate system,
Fig. 2 is a block diagram of a vehicle power plant to which the present invention is applied, Fig. 3 is a diagram showing the input/output characteristics of the amplifier for the throttle actuator, and Fig. 4 is a diagram showing the input and output characteristics of the throttle actuator. Figure 5 is a diagram showing the input/output characteristics of the flow control valve amplifier, Figure 6 is the relationship between the flow control valve input and CVT.
Figure 7 is a diagram showing the input/output characteristics of the amplifier for the line pressure generation valve, Figure 8 is a diagram showing the relationship between the input of the line pressure generation valve and line pressure, and Figure 9 is a diagram showing the relationship between the input and the line pressure of the line pressure generation valve. This figure is a block diagram of the continuously variable transmission type vehicle power transmission system shown in FIG. 2, and FIG. 10 is a flowchart of a program for implementing the present invention. 1... Engine, 4... CVT, 7, 8... Input side disk, 9, 10... Output side disk, 18...
... Acceleration pedal, 20, 21 ... Rotation angle sensor, 3
8...Electronic control device.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １ 機関の動力が無段変速機を介して駆動輪へ伝
達され、走行レンジでは無段変速機の入力側回転
速度が加速ペダルの踏込み量またはそれに対応し
た信号の関数としての目標回転速度となるように
無段変速機の速度比がフイードバツク制御され、
ニユートラルレンジでは無段変速機の速度比が最
小値ｅ minに維持されている無段変速式車両用
動力伝達装置において、 無段変速機の出力側回転速度を検出する手段
と、 無段変速機の前記入力側回転速度が所定の上限
値Nin ａを超えたか否かを判断する手段と、 前記出力側回転速度が前記最小速度比ｅ min
と所定の入力側回転速度Nin ｂ（＜Nin ａ）と
の積を下廻つたか否かを判断する手段と、 無段変速機の入力側回転速度が前記所定の上限
値Nin ａを超えたと判断されたときに、出力側
回転速度が前記最小速度比ｅ minと所定の入力
側回転速度Nin ｂとの積を下廻つたと判断され
るまで無段変速機の通常の速度比のフイードバツ
ク制御を中止して速度比を増大させ、これにより
無段変速機の入力側回転速度を減少させる手段
と、 を備えたことを特徴とする無段変速式車両用動力
伝達装置。[Claims] 1. The power of the engine is transmitted to the drive wheels via a continuously variable transmission, and in the driving range, the input rotation speed of the continuously variable transmission is determined as a function of the amount of depression of the accelerator pedal or a signal corresponding thereto. The speed ratio of the continuously variable transmission is feedback-controlled to achieve the target rotational speed of
In a continuously variable transmission vehicle power transmission system in which the speed ratio of the continuously variable transmission is maintained at a minimum value e min in the neutral range, a means for detecting an output side rotational speed of the continuously variable transmission; means for determining whether the input side rotational speed of the machine exceeds a predetermined upper limit value Nina; and the output side rotational speed exceeds the minimum speed ratio emin.
and a predetermined input side rotation speed Nin b (<Nin a); When the determination is made, the normal speed ratio feedback control of the continuously variable transmission is performed until it is determined that the output side rotational speed has fallen below the product of the minimum speed ratio e min and the predetermined input side rotational speed Nin b. A continuously variable transmission power transmission device for a continuously variable transmission vehicle, comprising: means for increasing the speed ratio by stopping the rotation, thereby decreasing the input side rotational speed of the continuously variable transmission.