JPH0564259B2

JPH0564259B2 -

Info

Publication number: JPH0564259B2
Application number: JP14347185A
Authority: JP
Inventors: Hiroya Ookumo
Original assignee: Fuji Heavy Industries Ltd
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 1985-06-29
Filing date: 1985-06-29
Publication date: 1993-09-14
Also published as: JPS624646A

Description

【発明の詳細な説明】〔産業上の利用分野〕本発明は、車両用のベルト式無段変速機におい
て、変速速度を制御対象として電子的に変速制御
する制御装置に関し、詳しくは、降坂時のエンジ
ンブレーキ補正に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Field of Industrial Application] The present invention relates to a control device for electronically controlling the speed change of a belt-type continuously variable transmission for a vehicle. Regarding engine brake correction.

〔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号公報に示す基本的なもの
があり、アクセル開度とエンジン回転数の信号の
バランスにより、変速比を制御対象として機械的
に変速制御することが示されている。ところでこ
の変速制御方式では、変速速度、即ち変速比の変
化速度が各変速比やプライマリ圧等により機構上
決定され、変速速度を直接制御できないため、過
渡時の応答性に限界があり、収束の際にオーバシ
ユートやハンチングを生じ易い。そこで近年、
種々の情報、要件を電気的に処理し、変速速度を
制御対象として無段変速機を電子的に変速制御す
ることが提案されている。 Regarding the speed change control of this type of continuously variable transmission, for example, there is a basic one shown in Japanese Patent Application Laid-Open No. 55-65755. It is shown that the speed change is controlled mechanically. However, in this shift control method, the shift speed, that is, the rate of change of the gear ratio, is mechanically determined by each gear ratio, primary pressure, etc., and the shift speed cannot be directly controlled, so there is a limit to responsiveness during transients, and it is difficult to converge. Overshoot and hunting are likely to occur. Therefore, in recent years,
It has been proposed to electrically process various information and requirements and electronically control the speed change of a continuously variable transmission by controlling the speed change.

従来、上記無段変速機の変速速度制御に関して
は、例えば特開昭59−159456号公報の先行技術が
あり、変速制御として変速比変化方向切換弁装置
と変速比変速度制御弁装置を有する。そして変化
方向切換弁装置を給油または排油の一方に切換え
た状態で、変化速度制御弁装置において電磁弁に
よりスプール弁を所定のデユーテイ比で動作し
て、変速比の変化速度を制御することが示されて
いる。 Conventionally, regarding the speed change control of the above-mentioned continuously variable transmission, there is a prior art, for example, disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 159456/1983, which includes a speed ratio change directional switching valve device and a speed ratio change control valve device as the speed change control. Then, with the changing direction switching valve device switched to either oil supply or oil draining, the changing speed control valve device operates the spool valve at a predetermined duty ratio using a solenoid valve to control the changing speed of the gear ratio. It is shown.

またエンジンブレーキ時の補正に関して、例え
ば特開昭59−208255号公報の先行技術があり、減
速時に変速速度を車速の減少関数として設定し、
エンジンブレーキを高速では弱く、低速では強く
作動することが示されている。 Regarding correction during engine braking, for example, there is a prior art disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 59-208255, in which the shift speed is set as a decreasing function of the vehicle speed during deceleration.
It has been shown that engine braking is applied weakly at high speeds and strongly at low speeds.

〔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前者によれば、変速制
御に２種類の弁装置を用いるので、必然的に構造
が複雑になる。また先行技術の後者は、平坦の惰
行において楕行性能を向上する場合には有利であ
るが、降坂のような坂道楕行時にはエンジンブレ
ーキの効きかたに問題がある。即ち、アクセル開
放の楕行時において車速が比較的大きい走行条件
では、無段変速機が高速段の例えばオーバドライ
ブ変速されており、降坂の場合はこの状態が続い
てエンジンブレーキの効きが良くない。従つて、
このとき上記先行技術のように変速速度が設定さ
れていると、更にエンジンブレーキの効きが不十
分になる。 However, according to the former of the above-mentioned prior art, since two types of valve devices are used for speed change control, the structure is inevitably complicated. The latter prior art is advantageous in improving the elliptical performance when coasting on a flat surface, but there is a problem in how effective the engine brake is when ellipting on a slope such as downhill. In other words, in driving conditions where the vehicle speed is relatively high when the accelerator is released and the vehicle is traveling at a relatively high speed, the continuously variable transmission is shifted to a high speed gear, for example, overdrive, and when driving downhill, this state continues and the engine braking is effective. do not have. Therefore,
At this time, if the speed change speed is set as in the prior art described above, the effectiveness of the engine brake becomes even more insufficient.

そこで、変速速度を逆に高速時大きくすること
が考えられるが、エンジンブレーキの効きの悪い
方の状態が比較的低速まで続き、その間エンジン
ブレーキにより車速を低下することはほとんど期
待できない。従つて、変速速度を車速との関係で
定めてエンジンブレーキの効きを制御しようとし
ても、降坂時の条件では有効に発揮し得ないと言
える。 Therefore, it may be possible to conversely increase the gearshift speed at high speeds, but the state in which engine braking is less effective continues until relatively low speeds, and during that time it is hardly expected that the vehicle speed will be reduced by engine braking. Therefore, it can be said that even if an attempt is made to control the effectiveness of engine braking by determining the shift speed in relation to the vehicle speed, it will not be effective under conditions when going downhill.

本発明は、このような点に鑑み、開ループの簡
単な制御により変速速度を制御対象にして電子的
に変速制御し、且つ平坦路の楕行性能を確保しつ
つ降坂時にエンジンブレーキを有効に効かすこと
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。 In view of these points, the present invention uses simple open-loop control to electronically control gear shifts using the gear shift speed as a control target, and also enables engine braking to be effective when descending slopes while ensuring elliptical performance on flat roads. The purpose of the present invention is to provide a control device for a continuously variable transmission that can be effectively used.

〔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本発明は、変速速度制
御弁２３が給油位置と排油位置に切換え動作する
制御ポート２３ａ，２３ｂとスプリング２３ｃと
を有し、ライン圧油路２１から流量制限手段３２
ａを介して分岐する油路２６がソレノイド弁２８
に連通して制御ユニツト４０の電気信号に応じた
信号油圧を生成し、この信号油圧を油路３４によ
り変速速度制御弁２３の制御ポート２３ａに導入
して変速制御するように構成する。 In order to achieve this object, the present invention has a variable speed control valve 23 having control ports 23a, 23b and a spring 23c that operate to switch between an oil supply position and an oil drain position, and a flow rate restriction means 32 from a line pressure oil path 21.
The oil passage 26 that branches through the solenoid valve 28
The control unit 40 generates a signal hydraulic pressure according to an electric signal from the control unit 40, and this signal hydraulic pressure is introduced into the control port 23a of the speed change control valve 23 through an oil passage 34 to control the speed change.

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、スロツトル開度とセカンダリ
プーリ回転数により目標変速比を定める手段４６
と、傾斜角とセカンダリプーリ回転数により補正
変速比を定める手段５６と、目標変速比と補正変
速比を比較して大きい方を選択する手段５７と、
目標変速比または補正変速比と実変速比の偏差に
より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と実変速比の関係で操作量を
定めてこの操作量の電気信号を出力する手段４９
とを備えることを特徴とする。 The control unit 40 also includes means 45 for calculating the actual gear ratio based on the primary pulley rotation speed and secondary pulley rotation speed, and means 46 for determining the target gear ratio based on the throttle opening and the secondary pulley rotation speed.
, means 56 for determining a corrected gear ratio based on the inclination angle and the rotational speed of the secondary pulley, and means 57 for comparing the target gear ratio and the corrected gear ratio and selecting the larger one;
means 48 for calculating a target gear change speed based on the deviation between the target gear ratio or the corrected gear ratio and the actual gear ratio;
Means 49 for determining a manipulated variable based on the relationship between the target gear change speed and the actual gear ratio, and outputting an electrical signal of this manipulated variable.
It is characterized by comprising:

〔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２８で信号油圧に変換され、この信号油
圧が変速速度制御弁２３の制御ポート２３ａに導
入して給油と排油の２位置に繰返し動作する。そ
して電気信号の操作量により変速スピードを変化
しながらプライマ圧が増減して電子的に変速制御
される。 In the present invention having the above configuration, the continuously variable transmission basically converts an electric signal from the control unit 40 into a signal oil pressure by the solenoid valve 28, and introduces this signal oil pressure into the control port 23a of the variable speed control valve 23. It operates repeatedly in two positions: oil supply and oil drain. Then, the primer pressure is increased/decreased while changing the speed change speed according to the operating amount of the electric signal, and the speed change is controlled electronically.

制御ユニツト４０では、運転、走行状態に応じ
て目標変速比が設定され、この目標変速比と実変
速比の偏差により目標とする変速速度が算出さ
れ、変速速度の正負によりシフトアツプまたはシ
フトダウンが判別される。そしてシフトアツプと
シフトダウンでそれぞれ目標とする変速速度と実
変速比により操作量が設定され、この操作量の電
気信号が出力して開ループ制御される。 In the control unit 40, a target gear ratio is set according to driving and running conditions, a target gear shift speed is calculated from the deviation between the target gear ratio and the actual gear ratio, and whether to shift up or down is determined based on the sign of the gear shift speed. be done. Then, the manipulated variables for upshifting and downshifting are set based on the target shift speed and actual gear ratio, respectively, and electrical signals of these manipulated variables are output for open-loop control.

そこで電気信号の操作量によりシフトダウンま
たはシフトアツプし、このとき目標変速比に対し
て実変速比が、両者の偏差の変速速度に応じた傾
きで変速スピードを変化しながら迅速に追従し、
且つ滑らかに収束される。こうして変速全域で変
速速度を制御対象として応答良く無段階に変速制
御される。 Therefore, the shift is down or up depending on the operating amount of the electric signal, and at this time, the actual gear ratio quickly follows the target gear ratio while changing the gear shift speed with a slope according to the shift speed of the deviation between the two.
Moreover, it is smoothly converged. In this way, the shift speed is controlled in a stepless manner with good response throughout the entire shift range.

また平坦路等では常に目標変速比が大きくなつ
て、この目標変速比により上述のように変速制御
され、最小変速比でのアクセル開放では楕行性能
が発揮される。一方、降坂時には、傾斜角に応じ
て補正変速比が大きい値に設定され、この変速比
の大きい補正変速比が選択される。そして補正変
速比を用いて目標とする変速速度を算出して変速
制御されることで、低速段側の補正変速比にシフ
トダウンして固定され、エンジンブレーキが有効
に効くようになる。 Further, on a flat road, etc., the target gear ratio is always large, and the speed change is controlled as described above using this target gear ratio, and elliptical performance is exhibited when the accelerator is released at the minimum gear ratio. On the other hand, when descending a slope, the corrected speed change ratio is set to a large value according to the inclination angle, and the corrected speed change ratio having a large speed change ratio is selected. Then, by using the corrected gear ratio to calculate a target gear change speed and perform gear change control, the corrected gear ratio is downshifted and fixed to the lower gear side, and engine braking becomes effective.

〔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。 Embodiments of the present invention will be described below based on the drawings.

第１図において、本発明が適用される無段変速
機と、油圧制御系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。 Referring to FIG. 1, an outline of a continuously variable transmission and a hydraulic control system 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.

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、固定側と油圧シリンダ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。そしてセカンダリシリ
ンダ１０のライン圧により適正にベルトクランプ
し、プライマリシリンダ９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
の比を変えて無段変速するように構成される。 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 cylinders 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. The belt is properly clamped by the line pressure of the secondary cylinder 10, and the ratio of the winding diameter of the drive belt 11 to the pulleys 7 and 8 is changed by the primary pressure of the primary cylinder 9, thereby continuously changing the speed.

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に連結される。そして出力軸１
３がフアイナルギヤ１４、デイフアレンシヤルギ
ヤ１５を介して駆動輪１６に伝動構成されてい
る。 Further, the subshaft 6 is connected to an output shaft 13 via a set of reduction gears 12 . and output shaft 1
3 is configured to be transmitted to drive wheels 16 via a final gear 14 and a differential gear 15.

次に、無段変速機４の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２０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
通され、変速速度制御弁２３が油路２４を介して
プライマリシリンダ９に連通される。 Next, the hydraulic control system of the continuously variable transmission 4 will be explained. First, it has an oil pump 20 driven by an engine 1, and a line pressure oil passage 21 on the discharge side of the oil pump 20 is connected to a secondary cylinder 10,
It communicates with a line pressure control valve 22 and a speed change control valve 23 , and the speed change control valve 23 communicates with the primary cylinder 9 via an oil passage 24 .

ライン圧油路２１は更に流量制限するオリフイ
ス３２ａを介して油路２６に連通して、ライン圧
の一部が取出される。油路２６はレギユレータ弁
２５を有して一定なレギユレータ圧P_Rが発生さ
れ、このレギユレータ圧P_Rの油路２６がオリフ
イス３２ｂを介してライン圧制御用ソレノイド弁
２７に連通される。また油路２６はオリフイス３
２ｃを有する油路３５に連通され、オリフイス３
２ｄを介して変速速度制御用ソレノイド弁２８に
連通される。 The line pressure oil passage 21 further communicates with an oil passage 26 via an orifice 32a that restricts the flow rate, and a portion of the line pressure is taken out. The oil passage 26 has a regulator valve 25 to generate a constant regulator pressure _PR , and the oil passage 26 for the regulator pressure _PR is communicated with a line pressure control solenoid valve 27 via an orifice 32b. Also, the oil passage 26 is the orifice 3.
2c, and the orifice 3
2d to the solenoid valve 28 for speed change control.

ソレノイド弁２７は、制御ユニツト４０からの
デユーテイ信号のオンの場合に排油する構成であ
り、このソレノイド弁２７により生じたパルス状
のデユーテイ圧Pdをアキユムレータ３０により
平滑化して油路３３によりライン圧制御弁２２に
供給する。ソレノイド弁２８も同様の構成であ
り、このソレノイド弁２８により生じたパルス状
のデユーテイ圧Pdを油路３４によりそのまま変
速速度制御弁２３に供給する。 The solenoid valve 27 is configured to drain oil when the duty signal from the control unit 40 is on, and the pulsed duty pressure Pd generated by the solenoid valve 27 is smoothed by the accumulator 30, and the line pressure is restored by the oil path 33. It is supplied to the control valve 22. The solenoid valve 28 has a similar configuration, and the pulsed duty pressure Pd generated by the solenoid valve 28 is directly supplied to the speed change control valve 23 through the oil passage 34.

ライン圧制御弁２２は、初期設定するスプリン
グと油路３３のデユーテイ圧Pdの関数によりラ
イン圧P_Lを制御するように構成される。 The line pressure control valve 22 is configured to control the line pressure P _L by a function of the initially set spring and the duty pressure Pd of the oil passage 33 .

変速速度制御弁２３は、一方の制御ポート２３
ｂに油路３５の一定なレギユレータ圧P_Rが作用
し、他方の制御ポート２３ａにスプリング２３ｃ
が付勢され、且つ油路３４のデユーテイ圧Pdが
作用する。そしてデユーテイ圧Pdのオン、オフ
によりライン圧油路２１を油路２４に接続する給
油位置と、油路２４をドレン油路２９に接続する
排油位置とに繰返して切換え動作するように構成
される。そして例えばデユーテイ比を増大してデ
ユーテイ圧Pdの零時間を長くすると、給油量＞
排油量の関係になつてシフトアツプする。逆にデ
ユーテイ比を減少してデユーテイ圧Pdの定圧時
間を長くすると、給油量＜排油量の関係になつて
シフトダウンするように設定される。 The speed change control valve 23 has one control port 23
A constant regulator pressure P _R of the oil passage 35 acts on b, and a spring 23c acts on the other control port 23a.
is energized, and the duty pressure Pd of the oil passage 34 acts. The system is configured to repeatedly switch between an oil supply position where the line pressure oil passage 21 is connected to the oil passage 24 and an oil drain position where the oil passage 24 is connected to the drain oil passage 29 by turning on and off the duty pressure Pd. Ru. For example, if the duty ratio is increased and the zero time of the duty pressure Pd is lengthened, the oil supply amount>
Shifts up depending on the amount of oil discharged. On the other hand, if the duty ratio is decreased and the constant pressure time of the duty pressure Pd is lengthened, the relationship becomes such that the amount of oil supplied is less than the amount of oil drained, and the gear is set to shift down.

ここで変速速度制御の制御原理について説明す
る。 Here, the control principle of shift speed control will be explained.

先ず、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るもの
で、Ｖ＝f1(i) となり、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。 First, the required oil amount V of the primary cylinder 9 is
It is determined mechanically in relation to the gear ratio i, and V=f1(i), and the flow rate Q is the oil amount V differentiated with respect to time, so Q=dv/dt={df1(i) )/di}·(di/dt), and the flow rate Q and the gear change speed di/dt correspond to each other using the gear ratio i as a parameter. Therefore, the following equation is obtained.

di／dt＝f2（Ｑ，ｉ）またプライマリ圧Pp、ライン圧P_L、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S_Dとすると、給油
流量Qi、排油流量Q_Dは、 Q_D＝ｃ・S_D［（2g Pp）／γ〕^1/2 ＝ａ・S_D（Pp）^1/2 Qi＝ａ・Si（P_L−Pp）^1/2 ［ａ＝ｃ（2g／γ）^1/2］で表わせる。 di/dt=f2(Q,i) Also, if primary pressure Pp, line pressure P _L , flow coefficient c, power acceleration g, oil specific weight γ, valve oil supply port opening area Si, oil drain port opening surface S _D , oil supply flow rate Qi, and oil drain flow rate Q _D are: Q _D = c・S _D [(2g Pp)/γ] ^1/2 = a・S _D (Pp) ^1/2 Qi=a・Si (P _L − Pp) ^1/2 [a=c(2g/γ) ^1/2 ]

そこでデユーテイ比をＤとすると、デユーテイ
作動信号１サイクルの平均流量Ｑ（給油を正とす
る）は、Ｑ＝ａ・｛Ｄ・Si（P_L−Pp）^1/2 −（１−Ｄ）×S_D（Pp）^1/2｝となり、ａ，Si，S_Dを定数とすると、次式にな
る。 Therefore, if the duty ratio is D, then the average flow rate Q for one cycle of the duty operation signal (assuming oil supply is positive) is: Q=a・{D・Si( _PL −Pp) ^1/2 −(1−D)× S _D (Pp) ^1/2 }, and if a, Si, and S _D are constants, the following equation is obtained.

Ｑ＝f3（Ｄ，P_L，Pp）ここでライン圧P_Lは変速比ｉ、エンジントル
クＴにより制御される。プライマリ圧Ppは変速
比ｉとライン圧P_L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。 Q=f3(D, P _L , Pp) Here, the line pressure P _L is controlled by the gear ratio i and the engine torque T. Since the primary pressure Pp is determined by the gear ratio i and the line pressure P _L , T
Assuming that is constant, Q=f4(D,i), and the following equation holds true.

di／dt＝6f（Ｄ，ｉ）このため、Ｄについて解くと、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で決まるこ
とになる。 di/dt=6f(D,i) Therefore, when solving for D, we get 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 speed change speed di/dt and the speed change ratio i.

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。 On the other hand, the gear shift 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.

Pi／dt＝ｋ（is−ｉ）以上により目標変速比isと実際の変速比ｉとの
偏差により変速速度di／dtが算出され、この変速
速度di／dtに応じたデユーテイ比Ｄが設定され
る。またシフトアツプの場合は、is＜ｉで変速速
度di／dtの値が負になり、シフトダウンの場合
は、is＞ｉで変速速度di／dtの値が正になる。 Pi/dt=k(is-i) As described above, the shift speed di/dt is calculated from the deviation between the target gear ratio is and the actual gear ratio i, and the duty ratio D is set according to this shift speed di/dt. Ru. Further, in the case of an upshift, the value of the shift speed di/dt becomes negative when is<i, and in the case of a downshift, the value of the shift speed di/dt becomes positive when is>i.

従つて、変速速度di／dtが負の場合は、デユー
テイ比Ｄを大きくし、デユーテイ比Ｄの大きい方
向でdi／dtに応じた値を設定する。変速速度di／
dtが正の場合は、逆にデユーテイ比Ｄを小さく
し、デユーテイ比Ｄの小さい方向でdi／dtに応じ
た値を設定する。これにより電気信号のデユーテ
イ比Ｄの値によりシフトアツプまたはシフトダウ
ンし、且つdi／dtに応じて変速速度を制御するこ
とが可能となる。 Therefore, when the shift speed di/dt is negative, the duty ratio D is increased, and a value corresponding to di/dt is set in the direction where the duty ratio D is large. Shift speed di/
When dt is positive, conversely, the duty ratio D is decreased, and a value corresponding to di/dt is set in the direction of decreasing the duty ratio D. This makes it possible to shift up or down according to the value of the duty ratio D of the electric signal, and to control the speed change according to di/dt.

また（is−ｉ）はエンジントルクの変化ΔTeに
対応するもので、係数ｋはドライバの加速意志を
表わす。従つて、係ｋをエンジン負荷の変化によ
り可変にすることで、加速時の変速速度di／dtが
適切に算出される。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
する変速速度を補正することで、対処することが
可能となる。 Further, (is-i) corresponds to the change ΔTe in the engine torque, and the coefficient k represents the driver's intention to accelerate. Therefore, by making the coefficient k variable according to changes in engine load, the shift speed di/dt during acceleration can be appropriately calculated. Furthermore, transient states and various operating states other than steady state and acceleration can be dealt with by correcting the shift speed based on the steady state.

そこで第２図の電気制御系で、上述の原理に基
づいて構成されており、以下に説明する。 Therefore, the electrical control system shown in FIG. 2 is constructed based on the above-mentioned principle, and will be explained below.

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４１、セカンダリ
プーリ回転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。 First, the primary pulley rotation speed sensor 41 detects the primary pulley rotation speed Np, the secondary pulley rotation speed sensor 42 detects the secondary pulley rotation Ns, the engine rotation speed sensor 43 detects the engine rotation speed Ne, and the throttle opening degree θ is detected. The throttle opening sensor 44 has a throttle opening sensor 44 for controlling the throttle opening. These sensor signals are input to a control unit 40.

制御ユニツト４０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
算出手段４５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は目標変速比検索手段
４６に入力し、第３図ａの変速パターンに基づく
同図ｂのNs−θのテーブルにより目標変速比is
を検索する。 The transmission speed control system in the control unit 40 will be explained. It has an actual gear ratio calculation means 45 which inputs the primary pulley rotation speed Np and the secondary pulley rotation speed Ns, and calculates the actual gear ratio i by i=Np/
Calculated by Ns. Further, the secondary pulley rotation speed Ns and the throttle opening θ are input to the target gear ratio search means 46, and the target gear ratio is
Search for.

一方、スロツトル開度θは加速検出手段５１に
入力して、dθ／dtによりスロツトル開度変化を算
出する。このスロツトル開度変化dθ／dtは係数設
定手段４７に入力し、係数ｋをスロツトル開度変
化dθ／dtの増大関数として設定する。 On the other hand, the throttle opening degree θ is input to the acceleration detecting means 51, and a change in the throttle opening degree is calculated by dθ/dt. This throttle opening change dθ/dt is input to the coefficient setting means 47, and a coefficient k is set as an increasing function of the throttle opening change dθ/dt.

そして実変速比ｉ、定常での目標変速比is及び
係数ｋは、変速速度算出手段４８に入力して、目
標とする変速速度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。 The actual gear ratio i, the target gear ratio is at steady state, and the coefficient k are input to the gear shifting speed calculation means 48, and the target shifting speed di/dt is calculated by di/dt=k(is-i). do. 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.

降坂時の補正として、降坂時の車体の傾斜角α
を検出する傾斜角センサ５５を有する。そして傾
斜角αとセカンダリプーリ回転数Nsが補正変速
比設定手段５６に入力し、補正変速比iαを第３図
ｄに示すように傾斜角αの増大関係として設定す
る。また目標変速比isと補正変速比iαは変速特性
変更判定手段５７に入力し、目標変速比isと補正
変速比iαを比較して大きい方を選択する。即ち、
平坦路走行時にはis＞iαの関係で目標変速比isを
選択し、降坂時にはis＜iαの関係で補正変速比iα
を選択する。 As a correction when going downhill, the tilt angle α of the vehicle body when going downhill
It has a tilt angle sensor 55 that detects. The inclination angle α and the secondary pulley rotational speed Ns are then inputted to the correction gear ratio setting means 56, and the correction gear ratio iα is set as an increasing relationship of the inclination angle α, as shown in FIG. 3d. Further, the target gear ratio is and the corrected gear ratio iα are inputted to the gear change characteristic change determination means 57, and the target gear ratio is and the corrected gear ratio iα are compared and the larger one is selected. That is,
When driving on a flat road, the target gear ratio is selected based on the relationship is>iα, and when driving downhill, the corrected gear ratio iα is selected based on the relationship is<iα.
Select.

変速特性変更判定手段５７で選択された目標変
速比isまたは補正変速比iαは、変速速度算出手段
４８に入力する。そして目標とする変速速度di／
dtを、目標変速比isと実変速比ｉの偏差に基づき
ｋ（is−ｉ）により算出する。また補正変速比iα
が選択されると、補正変速比iαと実変速比ｉの偏
差に基づきｋ（iα−ｉ）により算出する。 The target speed change ratio is or the corrected speed change ratio iα selected by the speed change characteristic change determination means 57 is inputted to the speed change speed calculation means 48. And the target shifting speed di/
dt is calculated by k(is-i) based on the deviation between the target gear ratio is and the actual gear ratio i. Also, the corrected gear ratio iα
When is selected, k(iα-i) is calculated based on the deviation between the corrected speed ratio iα and the actual speed ratio i.

目標とする変速速度di／dtと実変速比ｉは更に
デユーテイ比検索手段４９に入力して、第３図ｃ
のdi／dtのテーブルから操作量としてのデユーテ
イ比Ｄを検索する。 The target speed change speed di/dt and actual speed change ratio i are further inputted into the duty ratio search means 49, and the results are shown in FIG. 3c.
The duty ratio D as the manipulated variable is searched from the di/dt table.

テーブルにおいて、変速速度di／dtが正の場合
は、di／dtが大きいほどデユーテイ比Ｄの値が小
さく設定され、変速速度di／dtが負の場合は、
di／dtの絶対値が大きほどデユーテイ比Ｄの値が
大きく設定される。またdi／dtが負の場合は、実
変速比ｉが大きいほどデユーテイ比Ｄの値が小さ
く設定され、di／dtが正の場合は、実変速比ｉが
大きいほどデユーテイ比Ｄの値が大きく設定され
ている。こうしてdi／dt、ｉ及びＤの三次元テー
ブルによりデユーテイ比Ｄが検索される。 In the table, when the shift speed di/dt is positive, the larger di/dt is, the smaller the value of the duty ratio D is set, and when the shift speed di/dt is negative,
The larger the absolute value of di/dt is, the larger the value of duty ratio D is set. Also, when di/dt is negative, the larger the actual gear ratio i, the smaller the value of the duty ratio D is set, and when di/dt is positive, the larger the actual gear ratio i is, the larger the value of the duty ratio D is set. It is set. In this way, the duty ratio D is searched using the three-dimensional table of di/dt, i, and D.

そしてデユーテイ比検索手段４９で検索したデ
ユーテイ比Ｄの電気信号が、駆動手段５０を介し
てソレノイド弁２８に出力する。 Then, the electric signal of the duty ratio D searched by the duty ratio search means 49 is outputted to the solenoid valve 28 via the drive means 50.

続いて、ライン圧制御系について説明する。先
ず、エンジン回転数Ne、スロツトル開度θ及び
実変速比ｉが目標ライン圧算出手段５２に入力
し、エンジン回転数Neとスロツトル開度θによ
るエンジントルクＴと実変速比ｉにより目標ライ
ン圧P_Ltを算出する。目標ライン圧P_Ltはデユーテ
イ比設定手段５３に入力し、目標ライン圧P_Ltが
大きいほどデユーテイ比Ｄの大きい値に設定す
る。そしてデユーテイ比Ｄの電気信号が駆動手段
５４を介してソレノイド弁２１に出力する。 Next, the line pressure control system will be explained. First, the engine rotation speed Ne, throttle opening θ, and actual gear ratio i are input to the target line pressure calculating means 52, and the target line pressure P is calculated based on the engine rotation speed Ne, the engine torque T based on the throttle opening θ, and the actual gear ratio i. Calculate _Lt. The target line pressure P _Lt is input to the duty ratio setting means 53, and the larger the target line pressure P _Lt is, the larger the duty ratio D is set. Then, an electric signal with a duty ratio D is outputted to the solenoid valve 21 via the driving means 54.

次に、この実施例の作用について説明する。 Next, the operation of this embodiment will be explained.

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２１のライン圧P_L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P_Lのオイルが
オリフイス３２ａにより流量制限して油路２６に
取出され、レギユレータ弁２５により調圧してレ
ギユレータ圧P_Rを生じ、このレギユレータ圧P_R
がソレノイド弁２７，２８等に導かれて、電子的
にライン圧及び変速制御することが可能になる。 First, the oil pump 2 is activated by the operation of the engine 1.
1 is driven, the line pressure P _L of the oil passage 21 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, the oil at _the line pressure P _L is taken out into the oil passage 26 with the flow rate restricted by the orifice 32a, and the pressure is regulated by the regulator valve 25 to generate the regulator pressure P _R.
is guided to solenoid valves 27, 28, etc., making it possible to electronically control line pressure and speed change.

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４０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とセカンダリプーリ回転数Nsにより
算出される実変速比ｉ、エンジン回転数Neとス
ロツトル開度θによるエンジントルクＴにより目
標ライン圧P_Ltが算出され、この目標ライン圧P_Lt
に応じたデユーテイ比Ｄが設定される。 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 40. In the line pressure control system, the target line pressure P _Lt is calculated from the actual gear ratio i calculated from the primary pulley rotation speed Np and the secondary pulley rotation speed Ns, and the engine torque T from the engine rotation speed Ne and the throttle opening θ. This target line pressure P _Lt
The duty ratio D is set according to the following.

そこで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P_Ltが大きく算出され、
大きいデユーテイ比Ｄの信号がソレノイド弁２７
に出力する。このためソレノイド弁２７の排油量
が多くなつて低いデユーテイ圧Pdに変換され、
このデユーテイ圧Pdがライン圧制御弁２２に導
入して、ライン圧P_Lは高く制御される。 Therefore, when the engine torque T increases during starting or acceleration, the target line pressure P _Lt is calculated to be large.
A signal with a large duty ratio D is sent to the solenoid valve 27.
Output to. Therefore, the amount of oil discharged from the solenoid valve 27 increases and is converted to a lower duty pressure Pd.
This duty pressure Pd is introduced into the line pressure control valve 22, and the line pressure P _L is controlled to be high.

更に、車速の上昇により変速制御が開始して実
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、デユーテイ比Ｄが小さくなる。このた
めソレノイド弁２７では排油量の減少でデユーテ
イ圧Pdが高くなり、ライン圧制御弁２２におい
てライン圧P_Lは順次低く制御される。 Furthermore, as the vehicle speed increases, shift control is started and the actual gear ratio i becomes smaller, and when the engine torque T also becomes smaller, the duty ratio D becomes smaller. Therefore, in the solenoid valve 27, the duty pressure Pd increases as the amount of discharged oil decreases, and in the line pressure control valve 22, the line pressure P _L is sequentially controlled to be lower.

こうしてライン圧P_Lは、実変速比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。このライン圧P_Lが常に
セカンダリシリンダ１０に導入して作用すること
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。 In this way, the line pressure P _L is continuously electronically controlled to be lower as the actual gear ratio i is smaller, and higher as the engine torque T is larger. By constantly introducing this line pressure P _L into the secondary cylinder 10 and acting on it, the minimum necessary pulley pressing force that does not cause belt slip is always applied.

次に、変速制御を第４図のフローチヤートを用
いて説明する。先ず、ステツプＳ１でスロツトル
開度θ、プライマリプーリ回転数Np、セカンダ
リプーリ回転Ns及び傾斜角αを読込む。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でスロツトル開度θとセカンダリプ
ーリ回転数Nsにより目標変速比iαを検索し、ス
テツプＳ４で傾斜角αに応じた補正変速比iαを設
定する。その後ステツプＳ５で目標変速比isと補
正変速比iαとを比較する。 Next, the speed change control will be explained using the flowchart shown in FIG. First, in step S1, the throttle opening θ, primary pulley rotation speed Np, secondary pulley rotation Ns, and inclination angle α are read. In step S2, the actual gear ratio i is calculated from the primary pulley rotation speed Np and the secondary pulley rotation speed Ns,
In step S3, a target gear ratio iα is searched based on the throttle opening θ and the secondary pulley rotation speed Ns, and in step S4, a corrected gear ratio iα is set in accordance with the inclination angle α. Thereafter, in step S5, the target gear ratio is and the corrected gear ratio iα are compared.

ここで傾斜角零の平坦路では補正変速比αがiα
＜0.5に設定される。また目標変速比isは最小変
速比の例えば0.5よりis≧0.5に設定される。この
ため平坦路、登坂時、傾斜の少ない降坂時には、
ステツプＳ５からステツプＳ１０に進んで目標変
速比isが選択される。そしてステツプＳ１１で目
標変速比isと実変速比ｉの偏差及び係数ｋにより
目標とする変速速度di／dtを算出し、ステツプＳ
８で目標とする変速速度di／dtと実変速比ｉとの
関係でデユーテイ比Ｄを検索し、ステツプＳ９で
このデユーテイ比Ｄの電気信号を出力する。 Here, on a flat road with zero inclination angle, the corrected gear ratio α is iα
Set to <0.5. Further, the target gear ratio is is set to is≧0.5 than the minimum gear ratio, for example, 0.5. For this reason, when riding on flat roads, climbing hills, and descending hills with little slope,
The process advances from step S5 to step S10, where the target gear ratio is is selected. Then, in step S11, a 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 coefficient k, and step S11 is performed.
In step S8, the duty ratio D is searched based on the relationship between the target speed change speed di/dt and the actual speed change ratio i, and in step S9, an electric signal of this duty ratio D is output.

このためソレノイド弁２８ではデユーテイ信号
に応じたデユーテイ圧Pdに変換され、このデユ
ーテイ圧Pdが変速速度制御弁２３の制御ポート
２３ａに導入して、デユーテイ圧Pdのオン、オ
フにより給油と排油の２位置に繰返し動作する。 Therefore, the solenoid valve 28 converts the duty pressure Pd according to the duty signal, and this duty pressure Pd is introduced into the control port 23a of the speed change control valve 23, and the duty pressure Pd is turned on and off to control oil supply and oil drain. Operates repeatedly in 2 positions.

ここで車速の低下やアクセル踏込みによりis＞
ｉになると、デユーテイ比Ｄが小さい方向に設定
される。このため変速速度制御弁２３は排油位置
での動作時間の方が長くなり、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Ppが
低下してシフトダウンする。 At this point, by decreasing the vehicle speed or stepping on the accelerator,
When it reaches i, the duty ratio D is set in the smaller direction. For this reason, the shift speed control valve 23 operates for a longer time in the oil draining position, and the primary cylinder 9 is drained of more oil than it is filled with oil, and the primary pressure Pp decreases, resulting in a downshift.

このとき目標変速比isと実変速比ｉの偏差によ
り算出される変速速度di／dtに応じたデユーテイ
比Ｄが順次設定され、デユーテイ比Ｄにより排油
量が可変される。このため大きい値に設定される
目標変速比isに対して小さい実変速比ｉが、変速
速度di／dt応じた傾きで追従する。即ち、初期の
偏差が大きい場合は大きい傾きの速い変速スピー
ドで実変速比ｉが迅速に追従し、偏差が順次小さ
くなるほど傾きが小さくなり、変速スピードが遅
くなつてオーバシユートを生じないように滑らか
に収束する。 At this time, the duty ratio D is sequentially set according to the shift speed di/dt calculated from the deviation between the target gear ratio is and the actual gear ratio i, and the amount of oil discharged is varied by the duty ratio D. Therefore, the actual gear ratio i, which is smaller than the target gear ratio is, which is set to a large value, follows the target gear ratio is with a slope corresponding to the gear change speed di/dt. In other words, if the initial deviation is large, the actual gear ratio i will quickly follow the shifting speed with a large slope, and as the deviation gradually decreases, the slope will become smaller, and the shifting speed will slow down and shift smoothly so that overshoot does not occur. Converge.

逆に車速の上昇やアクセル開放によりis＜ｉに
なると、デユーテイ比Ｄが大きい方向に設定され
る。このため変速速度制御弁２３は給油位置での
動作時間の方が長くなり、プライマリシリンダ９
は排油以上に給油され、プライマリ圧Ppが増大
してシフトアツプする。この場合は小さい値に設
定される目標変速比isに対して大きい実変速比ｉ
が、上述と同様に変速スピードを変化して迅速に
追従し滑らかに収束する。 Conversely, when is < i due to an increase in vehicle speed or release of the accelerator, the duty ratio D is set toward a larger value. Therefore, the shift speed control valve 23 operates for a longer time in the refueling position, and the primary cylinder 9
is filled with more oil than the drained oil, increasing the primary pressure Pp and shifting up. In this case, the actual gear ratio i is larger than the target gear ratio is, which is set to a smaller value.
However, in the same way as described above, the shift speed is changed to quickly follow and converge smoothly.

またシフトアツプとシフトダウンのいずれも、
実変速比ｉに応じたデユーテイ比Ｄにより高速段
ほど多く給排油して、常にプライマリシリンダ９
が実変速比ｉに見合つた油量になる。 Also, both upshifting and downshifting,
According to the duty ratio D according to the actual gear ratio i, the higher the speed, the more oil is supplied and drained, and the primary cylinder 9 is always maintained.
becomes the oil amount commensurate with the actual gear ratio i.

こうして運転、走行状態に応じて目標とする変
速速度di／dtが算出され、この変速速度di／dtと
実変速比ｉによるデユーテイ比Ｄの電気信号が出
力して開ループ制御される。そしてデユーテイ信
号により変速速度di／dtを制御対象として可変し
ながら変速全域でシフトアツプまたはシフトダウ
ンして電子的に変速制御される。 In this way, the target shift speed di/dt is calculated according to the driving and running conditions, and an electric signal with a duty ratio D based on the shift speed di/dt and the actual speed ratio i is output to perform open loop control. Then, the shift speed di/dt is varied as a control target by the duty signal, and the shift is controlled by shifting up or down over the entire shift range.

またアクセル踏込みの加速時には、スロツトル
開度変化dθ／dtにより加速状態が検出され、スロ
ツトル開度変化dθ／dtに応じて係数ｋが設定され
る。そこで急加速時には、係数ｋが大きい値にな
つて変速速度di／dtの値も正の大きい値になる。
そこで上述のシフトダウンで目標変速比isに実変
速比ｉが追従する際の変速スピードが一層速くな
り、迅速にシフトダウンする。 Further, when accelerating by pressing the accelerator, the acceleration state is detected based on the throttle opening change dθ/dt, and a coefficient k is set according to the throttle opening change dθ/dt. Therefore, during sudden acceleration, the coefficient k becomes a large value and the value of the shift speed di/dt also becomes a large positive value.
Therefore, in the above-mentioned downshift, the shift speed when the actual gear ratio i follows the target gear ratio is becomes even faster, and the shift down is quickly performed.

更に、目標変速比isが選択されているため、最
小変速比でアクセル開放すると、楕行性能が最大
限発揮される。 Furthermore, since the target gear ratio is has been selected, the elliptical performance is maximized when the accelerator is released at the minimum gear ratio.

一方、降坂時には、補正変速比iαが傾斜角αと
の関係でiα＞0.5に設定される。このためステツ
プＳ５からステツプＳ６に進んで変速比の大きい
補正変速比iαを選択し、ステツプＳ７で補正変速
比iαを用いて目標とする変速速度di／dtを算出
し、ステツプＳ８でデユーテイ比Ｄを検索する。 On the other hand, when going downhill, the corrected gear ratio iα is set to iα>0.5 in relation to the inclination angle α. For this reason, the process proceeds from step S5 to step S6, where a corrected gear ratio iα having a large gear ratio is selected, and in step S7, the target gear change speed di/dt is calculated using the corrected gear ratio iα, and in step S8, the duty ratio D Search for.

そこで第３図ａの破線のように低速段側に補正
変速比iαが固定して設定され、この補正変速比iα
に実変速比ｉが追従するようにシフトダウン制御
される。このためめ補正変速比iαに応じたエンジ
ンブレーキが有効に効くようになる。この場合に
傾斜角αが大きいほど、補正変速比iαは大きい値
に設定されて低速段側に更にシフトダウンするこ
とで、エンジンブレーキの効きが増すことにな
る。 Therefore, as shown by the broken line in Figure 3a, a correction gear ratio iα is fixedly set on the lower gear side, and this correction gear ratio iα
Downshift control is performed so that the actual gear ratio i follows. Therefore, the engine brake according to the corrected gear ratio iα becomes effective. In this case, the larger the inclination angle α is, the larger the correction gear ratio iα is set to further downshift to the lower gear side, thereby increasing the effectiveness of the engine brake.

以上、本発明の一実施例ついて説明したが、上
記実施例のみに限定されるものではない。 Although one embodiment of the present invention has been described above, it is not limited to the above embodiment.

〔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
速機で電子的に変速制御する制御装置において、
制御ユニツトは目標変速比と実変速比の偏差に基
づいて目標とする変速速度を算出し、この目標と
する変速速度と実変速比により電気信号の操作量
を設定して開ループ制御する構成であるから、変
速速度を直接制御対象として、迅速に追従し滑ら
かに収束するように変速制御できる。このため過
渡時の応答性が向上し、オーバシユートが少なく
なる。また制御も非常に簡単になる。 As explained above, according to the present invention, in a control device that electronically controls speed change in a continuously variable transmission,
The control unit is configured to calculate a target gear shift speed based on the deviation between the target gear ratio and the actual gear ratio, and to perform open loop control by setting the manipulated variable of the electrical signal based on the target gear shift speed and the actual gear ratio. Therefore, it is possible to directly control the speed change so that it follows quickly and converges smoothly. This improves responsiveness during transients and reduces overshoot. Control is also much easier.

電気信号による信号油圧を変速速度制御弁の制
御ポートに導入して給油と排油の２位置に繰返し
て動作する構成であるから、電気信号の操作量に
より変速スピードを変化しながらプライマリ圧を
増減して、適確に変速速度を制御できる。 Since the signal oil pressure generated by the electric signal is introduced into the control port of the speed change control valve and operates repeatedly between the two positions of oil supply and oil drain, the primary pressure can be increased or decreased while changing the speed change depending on the amount of operation of the electric signal. Therefore, the speed change speed can be controlled accurately.

目標変速比と傾斜角に応じた補正変速比の大き
い方を選択して使用するように構成されるので、
平坦路等では常に目標変速比を選択して、アクセ
ス開放での楕行性能が良好に確保される。また降
坂時には補正変速比を選択して、エンジンブレー
キを有効に効かすことができる。 Since it is configured to select and use the larger of the target gear ratio and the corrected gear ratio according to the inclination angle,
On flat roads, etc., the target gear ratio is always selected to ensure good elliptical performance with open access. Additionally, when going downhill, a corrected gear ratio can be selected to effectively apply engine braking.

補正変速比は傾斜角に応じて設定されるので、
長い下り坂でのブレーキのフエード現象を防止で
きる。 The corrected gear ratio is set according to the inclination angle, so
This prevents brake fade on long downhill slopes.

【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と制御装置の油圧
制御系の実施例を示す構成図、第２図は本発明の
無段変速機の制御装置の電気制御系の実施例を示
すブロツク図、第３図ａは変速パターンを、ｂは
目標変速比のテーブルを、ｃはデユーテイ比のテ
ーブルを、ｄは補正変速比と傾斜角との関係を示
す図、第４図は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、２１，２６
……油路、２２……ライン圧制御弁、２３……変
速速度制御弁、２３ａ，２３ｂ……制御ポート、
２３ｃ……スプリング、３２ａ……オリフイス、
２８……ソレノイド弁、４０……制御ユニツト、
４５……実変速比算出手段、４６……目標変速比
検索手段、４７……係数設定手段、４８……変速
速度算出手段、４９……デユーテイ比検索手段、
５６……補正変速比設定手段、５７……変速特性
変更判定手段。 FIG. 1 is a block diagram showing an embodiment of the hydraulic control system of the continuously variable transmission and control device of the present invention, and FIG. 2 is a block diagram showing an embodiment of the electrical control system of the control device of the continuously variable transmission of the present invention. Figure 3a shows the gear change pattern, b shows the target gear ratio table, c shows the duty ratio table, d shows the relationship between the corrected gear ratio and the inclination angle, and Figure 4 shows the gear change control. This is a flowchart. 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, 26
... Oil passage, 22 ... Line pressure control valve, 23 ... Speed change control valve, 23a, 23b ... Control port,
23c... Spring, 32a... Orifice,
28... Solenoid valve, 40... Control unit,
45...actual gear ratio calculation means, 46...target gear ratio search means, 47...coefficient setting means, 48...shift speed calculation means, 49...duty ratio search means,
56...Correction gear ratio setting means, 57...Transmission characteristic change determination means.

Claims

【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、上記変速速度制御弁２３は給油位置と排油位置
に切換え動作する制御ポート２３ａ，２３ｂとス
プリング２３ｃとを有し、ライン圧油路２１から
流量制限手段３２ａを介して分岐する油路２６が
ソレノイド弁２８に連通して制御ユニツト４０の
電気信号に応じた信号油圧を生成し、この信号油
圧を油路３４により変速速度制御弁２３の制御ポ
ート２３ａに導入して変速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、スロツトル開度とセカンダリ
プーリ回転数により目標変速比を定める手段４６
と、傾斜角とセカンダリプーリ回転数により補正
変速比を定める手段５６と、目標変速比と補正変
速比を比較して大きい方を選択する手段５７と、
目標変速比または補正変速比と実変速比の偏差に
より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と実変速比の関係で操作量を
定めてこの操作量の電気信号を出力する手段４９
とを備えることを特徴とする無段変速機の制御装
置。[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 secondary pulley with variable pulley spacing is provided between the two pulleys. A drive belt is wound around, and a line pressure control valve is provided in the oil path from the hydraulic source 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 provided that changes the primary pressure by supplying and discharging line pressure to the oil passage to the oil passage. In the multi-stage transmission, the speed change control valve 23 has control ports 23a, 23b and a spring 23c that operate to switch between an oil supply position and an oil drain position, and branches from the line pressure oil passage 21 via a flow rate restriction means 32a. The oil passage 26 communicates with the solenoid valve 28 to generate a signal oil pressure according to the electric signal from the control unit 40, and this signal oil pressure is introduced into the control port 23a of the speed change control valve 23 through the oil passage 34 to control the speed change. The control unit 40 has a means 45 for calculating the actual gear ratio based on the primary pulley rotation speed and the secondary pulley rotation speed, and a means 46 for determining the target gear ratio based on the throttle opening and the secondary pulley rotation speed.
, means 56 for determining a corrected gear ratio based on the inclination angle and the rotation speed of the secondary pulley, and means 57 for comparing the target gear ratio and the corrected gear ratio and selecting the larger one;
means 48 for calculating a target gear change speed based on the deviation between the target gear ratio or the corrected gear ratio and the actual gear ratio;
Means 49 for determining a manipulated variable based on the relationship between the target gear change speed and the actual gear ratio, and outputting an electrical signal of this manipulated variable.
A control device for a continuously variable transmission, comprising: