JPH0564266B2 - - 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、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、無段変速機を含
む駆動系の遅れを改善するものに関する。 TECHNICAL FIELD The present invention relates to a control device for electronically controlling a shift speed in a belt-type continuously variable transmission for a vehicle, and more particularly to a control device for improving delays in a drive system including the continuously variable transmission.

【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。 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
ある。この先行技術では、変速制御について変速
比変化方向切換弁装置と変速比変化速度制御弁装
置を有し、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指定のデユーテ
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。また特開昭59−217048号公報
では、目標速度比e′に対する実際の速度比ｅの偏
差により変速制御するフイードバツク系におい
て、目標速度比e′をΔeだけ増減することが示さ
れている。 Regarding the speed change control of this type of continuously variable transmission, for example, there is a basic one 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. 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. This prior art has a gear ratio changing direction switching valve device and a gear ratio changing speed control valve device for speed change control, and when the changing direction switching valve device is switched to either oil supply or oil drain, the changing speed control valve device , it is shown that a spool valve is operated at a specified duty ratio using an electromagnetic valve to control the speed of change of the gear ratio. Further, Japanese Patent Laid-Open No. 59-217048 discloses that in a feedback system that performs speed change control based on the deviation of the actual speed ratio e from the target speed ratio e', the target speed ratio e' is increased or decreased by Δe.

【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によれば、所
定の変更量Δeを増減する方法であるから、変更
量Δeを大きく定めると応答性は良いがオーバシ
ユート等を生じ、逆に変更量Δeを小さく定める
と応答性が悪くなり、変更量Δeの設定が難しい
等の問題がある。 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、且つオーバシユート等を生じるこ
となく迅速に収束することができる無段変速機の
制御装置を提供することを目的とする。 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. Furthermore, according to the latter prior art, since the method is to increase or decrease a predetermined change amount Δe, if the change amount Δe is set to a large value, the responsiveness is good, but overshoot etc. occur, and conversely, if the change amount Δe is set to a small value, the responsiveness is decreased. There are problems such as the change amount becomes worse and it is difficult to set the change amount Δe. In view of these points, the present invention provides a continuously variable transmission that electronically performs speed change control using simple open-loop control with the speed change as the control target, and that can quickly converge without causing overshoot or the like. The purpose is to provide a control device for.

【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。 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、セカンダリ
プーリ回転数または実変速比により目標変速比を
定める手段４６と、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を算出する手段４９
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
５０と、無段変速機を含む駆動系の遅れに対応し
た位相進み要素の目標変速比変化速度を算出して
この目標変速比変化速度を変速速度と操作量のい
ずれか一方に加える手段４７とを備えることを特
徴とする。 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. 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, means 46 for determining the target gear ratio based on the throttle opening, the secondary pulley rotation speed, or the actual gear ratio, and the target gear ratio. Means 49 for calculating a target speed change speed based on the deviation between the actual speed change ratio and the actual speed change ratio.
, means 50 for determining a manipulated variable based on the relationship between the target gear speed and the actual gear ratio and outputting an electrical signal of this manipulated variable, and a target phase advance element corresponding to the delay of the drive system including the continuously variable transmission. The present invention is characterized in that it includes means 47 for calculating the speed change ratio change speed and adding this target speed change speed to either the speed change speed or the manipulated variable.

【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
しながらプライマリ圧が増減して電子的に変速制
御される。 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。 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。 また無段変速機を含む駆動系の遅れに対応した
位相進み要素の目標変速比変化速度が算出され、
この目標変速比変化速度が例えば変速速度に加算
される。そこで実変速比が所定の変速スピードで
目標変速比に追従した後、目標変速比の変化に応
じて実変速比のピークの位相が変化して、実変速
比は目標変速比にオーバシユートを生じることな
く迅速に収束する。 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 primary 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. 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. 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. In addition, the target speed ratio change speed of the phase advance element corresponding to the delay in the drive system including the continuously variable transmission is calculated,
This target speed ratio change speed is added to the speed change speed, for example. Therefore, after the actual gear ratio follows the target gear ratio at a predetermined gear change speed, the peak phase of the actual gear ratio changes in accordance with the change in the target gear ratio, causing the actual gear ratio to overshoot the target gear ratio. It converges quickly without any problems.

【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。 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、セカンダリシ
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。 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。 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。 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２
５を有して一定なレギユレータ圧PRが発生され、
このレギユレータ圧PR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３２ｃ
を有する油路３５に連通され、オリフイス３２ｄ
を介して変速速度制御用ソレノイド弁２８に連通
される。 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。 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PLを制御するように構成される。 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PR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。そこでデ
ユーテイ比Ｄにより２位置の動作時間を変えてプ
ライマリシリンダへの給油または排油の流量を変
化し、変速速度di／dtにより変速制御することが
可能に構成される。 ここでデユーテイ比Ｄ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
Ｄを減少してデユーテイ圧Pdの一定圧時間を長
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。 ここで変速速度を制御対象とした変速制御の制
御原理について説明する。 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。 di／dt＝f2（Ｑ，ｉ） またプライマリ圧Pp、ライン圧PL、流量係数
ｃ、動力加速度ｇ、油比重量γ、弁の給油ポート
開口面積Si、排油ポート開口面積SDとすると、
給油流量Qi、排油流量QDは、 QD＝ｃ・SD［（2gPp）／γ］^1/2 ＝ａ・SD（Pp）^1/2 Qi＝ａ・Si（PL−Pp）^1/2 ［ａ＝ｃ（2g／γ）^1/2］ で表わせる。 そこでデユーテイ比を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（PL−Pp）^1/2−（１−Ｄ） ×SD（Pp）^1/2｝ となり、ａ、Si、SDを定数とすると、次式にな
る。 Ｑ＝f3（Ｄ、PL、Pp） ここでライン圧PL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PLで決まるものであるから、Ｔ
を一定と仮定すると、 Ｑ＝f4（Ｄ、ｉ） となり、次式が成立する。 di／dt＝f5（Ｄ、ｉ） このため、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。 一方、変速速度di／dtは、定常での目標変速比
isと実際の変速比ｉとの偏差に基づくものである
から、次式が成立する。 di／dt＝ｋ（is−ｉ） 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。このためデユーテイ比Ｄで変速速度制御弁２
３を動作すれば、変速全域で変速速度を制御対象
として変速制御することが可能となる。 ところで上記変速制御系は、外乱の要素を全く
含まない基本的なフイードバツク制御系であり、
これにより実際に無段変速機をデユーテイ比Ｄの
操作量で制御する場合は、無段変速機の制御系の
要因により一次遅れになつて収束性が悪い。そこ
で無段変速機の制御系の遅れに対処するには、位
相進み要素として目標変速比変化速度dis／dtを
算出し、この目標変速比変化速度dis／dtを予め
変速速度di／dtまたは操作量のデユーテイ比Ｄに
加味してフイードフオワード制御すれば良い。 このことから、変速速度di／dtは次式のように
定めことができる。 di／dt＝k1（is−ｉ）＋k2・dis／dt （k1、k2は係数） そして操作量のデユーテイ比Ｄは、上述と同様
に変速速度di／dtと実変速比ｉの関数で設定す
る。これにより位相進み要素が付加されて収束性
が改善する。ここで目標変速比変化速度dis／dt
は、車両の或る走行状態における目標変速比の変
化状態であるから、一定時間Δt毎に目標変速比
変化量Δisを求め、Δis／Δtにより算出する。 係数k1は、変速速度に直接関係するもので、
ドライバの加速意志に対応して所定の固定値、ま
たはアクセル開度変化との関係で可変にすること
ができる。係数k2は、例えば無段変速機の遅れ
成分に関係するもので、油圧制御系のオイルの粘
性等を考慮して固定値または可変にすることがで
きる。 そこで第２図の電子制御系では、上述の原理に
基づいて構成されており、以下に説明する。 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４１、セカンダリ
プーリ回転数Nsを検出するセカンダリプーリ回
転数センサ４２、エンジン回転数Neを検出する
エンジン回転数センサ４３及びスロツトル開度θ
を検出するスロツトル開度センサ４４を有する。
これらセンサ信号は制御ユニツト４０に入力す
る。 制御ユニツト４０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、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。目標変
速比isは目標変速速度算出手段４７に入力し、一
定時間Δt毎のis変化量Δisにより目標変速比変化
速度dis／dtを算出する。 そして実変速比ｉ、目標変速比is、目標変速比
変化速度dis／dt及び係数設定手段４８の係数k1、
k2は変速速度算出手段４９に入力して、目標と
する変速速度di／dtを、 di／dt＝k1（is−ｉ）＋k2・dis／dt により算出する。そしてdi／dtの正負によりシフ
トアツプまたはシフトダウンを判定する。 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５０に入力して、di／dt−
ｉ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。 ここでデユーテイ比Ｄが、Ｄ＝ｆ（di／dt、ｉ）
の関係になることから、di／dtとｉのテーブルが
設けられる。シフトアツプのテーブルでは、デユ
ーテイ比Ｄが大きい値に設定され、シフトダウン
のテーブルでは、デユーテイ比Ｄが小さい値に設
定されている。また実変速比ｉに対してデユーテ
イ比Ｄが、シフトアツプとシフトダウンのいずれ
も、高速段ほど給排油量を増大するように設定さ
れる。こうしてdi／dt、ｉ及びＤの三次元テーブ
ルにより、変速制御とプライマリ油量に必要なデ
ユーテイ比Ｄが検索される。 そしてデユーテイ比検索手段５０で検索したデ
ユーテイ比Ｄの電気信号が、駆動手段５１を介し
てソレノイド弁２８に出力する。 続いて、ライン圧制御系について説明する。先
ず、スロツトル開度θとエンジン回転数Neがエ
ンジントルク設定手段５２に入力して、θ−Ne
のテーブルからエンジントルクＴを定める。また
実変速比ｉが必要ライン圧設定手段５３に入力し
て、各変速比で単位トルク当りの必要ライン圧
PLuを設定する。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
出手段５４に入力して、目標ライン圧PLtを、
PLt＝PLu・Ｔにより算出する。 この目標ライン圧PLtはデユーテイ比設定手段
５５に入力して、目標ライン圧PLtに応じたデユ
ーテイ比Ｄを設定する。そしてこのデユーテイ比
Ｄの電気信号が、駆動手段５６を介してソレノイ
ド弁２７に出力する。 次に、この実施例の作用について説明する。 先ず、エンジン１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PRを生じ、このレギユレータ圧PR
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。 また制御ユニツト４０には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の信号が入力し
て処理される。 そこで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により実
変速比ｉが算出され、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が設定され
る。また実変速比ｉに応じて単位トルク当りの必
要ライン圧PLuが設定され、これらにより目標ラ
イン圧PLtが算出され、この目標ライン圧PLtに
応じたデユーテイ比Ｄが設定される。 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PLt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PLは高く制御される。 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PLは順次低く制御される。 こうしてライン圧PL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PL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。 次に、変速制御を第３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を読込み、ステツプS2で実変速
比ｉを算出し、ステツプS3で目標変速比isを検索
し、ステツプS4で係数k1，k2を読込む。 また一定時間毎のタイマルーチンにおいて、ス
テツプS10で目標変速比isを読込み、ステツプS11
で一定時間Δt毎の目標変速比変化量Δisを算出
し、ステツプS12で変化量Δisを時間Δtで除算し
て目標変速比変化速度dis／dtを算出する。 そこでステツプS5で目標変速比変化速度dis／
dtを読込み、ステツプS6で目標変速比is、実変速
比ｉ、目標変速比変化速度dis／dt及び係数k1、
k2により目標とする変速速度di／dtを算出し、ス
テツプS7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を設定し、ステツプ
S8でそのデユーテイ信号を出力する。 デユーテイ比Ｄの電気信号はソレノイド弁２８
に出力してデユーテイ圧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。 ここで第４図の時間t1のようにアクセル踏込み
によりスロツトル開度θが大きくなると、is＞ｉ
によりデユーテイ比Ｄの値が小さく設定される。
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。 このとき目標変速比isと実変速比ｉの偏差によ
る変速速度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、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に応じた傾きで追従する。 即ち、初期の偏差が大きい場合は、主として
k1（is−ｉ）の偏差に基づいて大きい傾きの速い
変速スピードで実変速比ｉが迅速に追従する。そ
して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る。その後実変速比ｉ
が目標変速比isに近づくと、目標変速比isの変化
に応じてk2・dis／dtの項により実変速比ｉのピ
ークが早めに来てオーバシユートを生じないよう
に迅速に収束する。 時間t2でアクセル開放によりis＜ｉになると、
デユーテイ比Ｄが大きい値に設定される。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−di／dtの絶対値が大き
いほどデユーテイ比Ｄの値が大きく設定され、デ
ユーテイ比Ｄにより給油量が可変される。そして
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て収束する。 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。 この変速制御において、係数k1はその値が大
きいほど、第５図ａのように実変速比ｉの追従性
が増すように補正される。また係数k2はその値
が大きいほど、同図ｂのように実変速比ｉのピー
クの位相が進むように補正される。更に、目標変
速比の変化が大きいほど、同図ｃのように目標変
速比変化速度dis／dtの値が大きくなつて円滑に
収束する。 第６図において、本発明の他の実施例について
説明する。 この実施例では、変速速度制御系において実変
速比ｉとスロツトル開度θが入力する目標プライ
マリ回転数検索手段４６Ａを有する。ここで変速
パターンに基づくｉ−θの関係で目標プライマリ
回転数NpDが、第７図のようにマツプ設定され
るため、このマツプにより目標プライマリ回転数
NpDを検索する。目標プライマリ回転数NpDと
セカンダリプーリ回転数Nsは目標変速比算出手
段４６Ｂに入力し、目標変速比isを、is＝NpD／
Nsにより算出する。 そこでこの実施例でも、同様に目標変速比isが
目標変速速度算出手段４７に入力し、一定時間
Δt毎のis変化量Δisにより目標変速比変化速度
dis／dtを算出する。そして実変速比ｉ、目標変
速比is目標変速比変化速度dis／dt及び係数k1、
k2は変速速度算出手段４９に入力して変速速度
di／dtを、 di／dt＝k1（is−ｉ）＋k2・dis／dt により算出する。これにより上述の実施例と同様
に変速制御され、k2・dis／dtの項で実変速比ｉ
が円滑に収束する。尚、同一部分には同一の符号
を付して説明を省略する。 更に、本発明の他の実施例について説明する。
先ず、変速速度di／dtの式を変形すると、 di／dt＝k1（is＋k1／k2・dis／dt−ｉ）にな
る。従つて、変速速度di／dtは目標変速比isにそ
の変化速度dis／dtを加算し、それと実変速比ｉ
の偏差で求めると定義することもできる。 また変速速度di／dtは基本的にはk1（is−ｉ）
で定めることができ、これに対し操作量に目標変
速比変化速度dis／dtを加味すれば良い。従つて、
デユーテイ比設定の場合に、di／dt｛k1（is−
ｉ）｝、ｉ、k2・dis／dtのパラメータで決定して
も良い。 更に、目標変速比は、スロツトル開度またはエ
ンジン負荷状態を表わす吸入管圧力、吸入空気流
量と実変速比の関数として目標プライマリ回転数
をマツプから検索して決めても良い。 Embodiments of the present invention will be described below based on the drawings. 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. 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. 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. 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 . 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 is connected to the regulator valve 2
5, a constant regulator pressure PR is generated,
The oil passage 26 for this regulator pressure PR is connected to the line pressure control solenoid valve 27 via the orifice 32b.
will be communicated to. Also, the oil passage 26 has an orifice 32c.
The oil passage 35 has an orifice 32d.
The solenoid valve 28 is connected to the solenoid valve 28 for controlling the speed change speed. 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. 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. The line pressure control valve 22 is configured to control the line pressure PL by a function of the initially set spring and the duty pressure Pd of the oil passage 33. The speed change control valve 23 has one control port 23
A constant regulator pressure PR 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. Then, by turning on and off the duty pressure Pd, the line pressure oil passage 21 is repeatedly switched 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. Therefore, it is possible to change the operating time of the two positions using the duty ratio D to change the flow rate of oil supply or drainage to the primary cylinder, and to control the speed change using the speed change speed di/dt. Here, increase the duty ratio D to increase the duty pressure.
When the zero time of Pd is increased, the amount of oil supplied is greater than the amount of oil drained, and the shift is increased. On the other hand, if the duty ratio D is decreased and the constant pressure time of the duty pressure Pd is lengthened, the relationship of oil supply amount < oil displacement amount will be established, resulting in a downshift. Here, the control principle of shift control in which the shift speed is the control target will be explained. 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 formula is obtained. di/dt=f2(Q,i) Also, if primary pressure Pp, line pressure PL, flow coefficient c, power acceleration g, oil specific weight γ, valve oil supply port opening area Si, and oil drain port opening area SD are:
The oil supply flow rate Qi and the oil drain flow rate QD are: QD=c・SD [(2gPp)/γ] ^1/2 =a・SD(Pp) ^1/2 Qi=a・Si(PL−Pp) ^1/2 [a = c(2g/γ) ^1/2 ]. Therefore, if the duty ratio is D, the average flow rate Q for one cycle of the duty operation signal (assuming lubrication is positive) is: Q=a{D・Si(PL−Pp) ^1/2 −(1−D) ×SD( Pp) ^1/2 }, and if a, Si, and SD are constants, the following formula is obtained. Q=f3 (D, PL, Pp) Here, line pressure PL is controlled by gear ratio i and engine torque T. Since the primary pressure Pp is determined by the gear ratio i and the line pressure PL, T
Assuming that is constant, Q = f4 (D, i), and the following equation holds true. di/dt=f5 (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. 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. di/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. Therefore, at the duty ratio D, the speed change control valve 2
If step 3 is operated, it becomes possible to perform shift control with the shift speed as the control target over the entire shift range. By the way, the above-mentioned speed change control system is a basic feedback control system that does not include any disturbance elements.
As a result, when the continuously variable transmission is actually controlled by the manipulated variable of the duty ratio D, a first-order lag occurs due to factors in the control system of the continuously variable transmission, resulting in poor convergence. Therefore, in order to deal with the delay in the control system of a continuously variable transmission, the target gear ratio change speed dis/dt is calculated as a phase advance element, and this target gear ratio change speed dis/dt is set in advance by the gear change speed di/dt or the control system. The feed forward control may be performed in consideration of the duty ratio D of the amount. From this, the shift speed di/dt can be determined as shown in the following equation. di/dt=k1(is-i)+k2・dis/dt (k1, k2 are coefficients) And the duty ratio D of the manipulated variable is set as a function of the gear shift speed di/dt and the actual gear ratio i in the same way as above. . This adds a phase advance element and improves convergence. Here, the target gear ratio change speed dis/dt
Since is the state of change in the target gear ratio in a certain driving state of the vehicle, the target gear ratio change amount Δis is obtained every fixed time Δt, and calculated by Δis/Δt. The coefficient k1 is directly related to the shifting speed,
It can be set to a predetermined fixed value in response to the driver's intention to accelerate, or it can be made variable in relation to changes in the accelerator opening. The coefficient k2 is related to, for example, a delay component of a continuously variable transmission, and can be set to a fixed value or variable in consideration of the viscosity of oil in the hydraulic control system. Therefore, the electronic control system shown in FIG. 2 is constructed based on the above-mentioned principle, and will be explained below. 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 speed Ns, the engine rotation speed sensor 43 detects the engine rotation speed Ne, and the throttle opening θ.
It has a throttle opening sensor 44 that detects.
These sensor signals are input to a control unit 40. 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 is searched by a table of Ns-θ based on the shift pattern. The target gear ratio is is input to the target gear ratio change speed calculating means 47, and the target gear ratio change speed dis/dt is calculated from the amount of change in is Δis every fixed time Δt. Then, the actual gear ratio i, the target gear ratio is, the target gear ratio change speed dis/dt, and the coefficient k1 of the coefficient setting means 48,
k2 is input to the shift speed calculating means 49, and the target shift speed di/dt is calculated as di/dt=k1(is-i)+k2·dis/dt. Then, it is determined whether to shift up or down based on the sign of di/dt. The target speed change speed di/dt and the actual speed change ratio i are further input into the duty ratio search means 50, and di/dt-
Duty ratio D as the manipulated variable from the table of i
Search for. Here, the duty ratio D is D=f(di/dt, i)
Since the relationship is as follows, a table of di/dt and i is provided. In the shift-up table, the duty ratio D is set to a large value, and in the shift-down table, the duty ratio D is set to a small value. In addition, the duty ratio D is set with respect to the actual speed ratio i so that the amount of oil supplied and discharged increases as the speed increases in both upshifting and downshifting. In this way, the duty ratio D necessary for the shift control and the primary oil amount is searched using the three-dimensional table of di/dt, i, and D. Then, the electric signal of the duty ratio D searched by the duty ratio search means 50 is outputted to the solenoid valve 28 via the drive means 51. Next, the line pressure control system will be explained. First, the throttle opening θ and the engine speed Ne are input to the engine torque setting means 52, and θ−Ne
Determine the engine torque T from the table. In addition, the actual gear ratio i is input to the required line pressure setting means 53, and the required line pressure per unit torque is determined at each gear ratio.
Configure PLu. These engine torque T and required line pressure PLu per unit torque are input to the target line pressure calculation means 54, and the target line pressure PLt is calculated as follows.
Calculated by PLt=PLu・T. This target line pressure PLt is input to the duty ratio setting means 55, and a duty ratio D corresponding to the target line pressure PLt is set. Then, this electric signal with the duty ratio D is outputted to the solenoid valve 27 via the driving means 56. 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 21 is supplied only to the secondary cylinder 10, and the gear ratio is set to the maximum low gear. At this time, the oil at the line pressure PL 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 PR.
is guided to solenoid valves 27, 28, etc., making it possible to electronically control line pressure and speed change. 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 and processed. Therefore, in the line pressure control system, the actual gear ratio i is calculated from the primary pulley rotation speed Np and the secondary pulley rotation speed Ns, and the engine torque T is set based on the engine rotation speed Ne and the throttle opening θ. Further, the required line pressure PLu per unit torque is set according to the actual speed ratio i, the target line pressure PLt is calculated from these, and the duty ratio D is set according to this target line pressure PLt. Therefore, if the engine torque T increases during starting or acceleration, the target line pressure PLt will be 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 PL is controlled to be high. 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 PL is sequentially controlled to be lower. In this way, the line pressure PL 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 PL into the secondary cylinder 10 and acting on it, the minimum necessary pulley pressing force that does not cause belt slip is always applied. Next, the speed change control will be explained using the flowchart shown in FIG. First, in step S1, the primary pulley rotation speed Np, secondary pulley rotation speed Ns, and throttle opening θ are read, the actual gear ratio i is calculated in step S2, the target gear ratio is is searched in step S3, and the coefficient k1 is calculated in step S4. , k2 is read. In addition, in the timer routine at fixed time intervals, the target gear ratio IS is read in step S10, and the target gear ratio IS is read in step S11.
In step S12, the target gear ratio change amount Δis is calculated for each fixed time Δt, and the target gear ratio change rate dis/dt is calculated by dividing the change amount Δis by the time Δt. Therefore, in step S5, the target gear ratio change speed dis/
dt is read, and in step S6, the target gear ratio is, the actual gear ratio i, the target gear ratio change speed dis/dt, and the coefficient k1,
The target shift speed di/dt is calculated by k2, and the duty ratio D is set based on the relationship between the target shift speed di/dt and the actual gear ratio i in step S7.
Output that duty signal with S8. The electric signal of duty ratio D is the solenoid valve 28
This duty pressure Pd is introduced into the control port 23a of the speed change control valve 23 to turn on the duty pressure Pd.
When turned off, it repeatedly operates in two positions: oil supply and oil drain. Here, as at time t1 in Fig. 4, when the throttle opening θ increases due to the accelerator pedal depression, is>i
Accordingly, the value of the duty ratio D is set small.
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. At this time, the greater the shift speed di/dt resulting from the deviation between the target gear ratio is and the actual gear ratio i, the smaller the value of the duty ratio D is set, 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 larger value, follows the target gear ratio is with a slope according to the gear shift speed di/dt. That is, if the initial deviation is large, mainly
Based on the deviation of k1(is-i), the actual gear ratio i quickly follows the shift speed with a large slope. The smaller the deviation becomes, the smaller the slope becomes, and the shift speed becomes slower. Then the actual gear ratio i
When approaches the target speed ratio is, the actual speed ratio i reaches its peak earlier due to the term k2·dis/dt according to the change in the target speed ratio is, and quickly converges to avoid overshoot. When is<i due to the release of the accelerator at time t2,
The duty ratio D is set to a large value. Therefore, the shift speed control valve 23 operates for a longer time in the refueling position, and the primary cylinder 9 is refilled with more oil than the drained oil, increasing the primary pressure Pp and shifting up. In this case, the greater the absolute value of -di/dt, the greater the value of the duty ratio D is set, and the amount of oil supplied is varied by the duty ratio D. Then, the actual gear ratio i, which is larger than the target gear ratio is set to a smaller value, quickly follows and converges by changing the gear shifting speed in the same way as described above. 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. In this speed change control, the coefficient k1 is corrected so that the larger its value is, the more the followability of the actual speed ratio i increases as shown in FIG. 5a. Further, as the value of the coefficient k2 becomes larger, it is corrected so that the phase of the peak of the actual speed ratio i advances as shown in FIG. Further, as the change in the target gear ratio increases, the value of the target gear ratio change speed dis/dt increases and converges smoothly, as shown in c in the figure. Referring to FIG. 6, another embodiment of the present invention will be described. In this embodiment, the gear change speed control system includes a target primary rotation speed search means 46A into which the actual gear ratio i and the throttle opening θ are input. Here, the target primary rotation speed NpD is set as a map as shown in Fig. 7 based on the i-θ relationship based on the shift pattern.
Search for NpD. The target primary rotation speed NpD and the secondary pulley rotation speed Ns are input to the target gear ratio calculation means 46B, and the target gear ratio is is calculated as is=NpD/
Calculated by Ns. Therefore, in this embodiment as well, the target gear ratio is is similarly inputted to the target gear change speed calculation means 47, and the target gear ratio change rate is
Calculate dis/dt. Then, the actual gear ratio i, the target gear ratio is the target gear ratio change speed dis/dt, and the coefficient k1,
k2 is input to the gear shift speed calculating means 49 and the gear shift speed is
di/dt is calculated by di/dt=k1(is-i)+k2·dis/dt. As a result, the speed change is controlled in the same way as in the above embodiment, and the actual speed ratio i is determined by the term k2・dis/dt.
converges smoothly. Incidentally, the same parts are given the same reference numerals and the description thereof will be omitted. Further, other embodiments of the present invention will be described.
First, when the equation for the shift speed di/dt is modified, it becomes di/dt=k1 (is+k1/k2·dis/dt−i). Therefore, the gear change speed di/dt is calculated by adding the change speed dis/dt to the target gear ratio is, and then adding the change speed dis/dt to the target gear ratio is.
It can also be defined as the deviation of Also, the shifting speed di/dt is basically k1 (is-i)
The target speed ratio change speed dis/dt may be added to the manipulated variable. Therefore,
When setting the duty ratio, di/dt{k1(is−
i)}, i, k2·dis/dt. Further, the target gear ratio may be determined by searching a map for the target primary rotational speed as a function of the throttle opening or the intake pipe pressure representing the engine load state, the intake air flow rate, and the actual gear ratio.

【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。 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。 目標変速比の変化速度による位相進み要素を加
味して操作量を定めるので、目標変速比に対する
実変速比の収束性が向上する。 係数により実変速比の追従性、収束性を最適化
し、種々の条件に適合することが可能になる。 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. 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. Since the operation amount is determined by taking into account the phase advance factor due to the rate of change of the target gear ratio, the convergence of the actual gear ratio with respect to the target gear ratio is improved. The coefficients make it possible to optimize the followability and convergence of the actual gear ratio and adapt to various conditions.

【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図は変速制御を示すフローチ
ヤート、第４図は変速制御の状態を示す図、第５
図ａないしｃは係数による補正状態や目標変速比
の変化を示す図、第６図は他の実施例を示すブロ
ツク図、第７図は目標プライマリ回転数のマツプ
を示す図である。 ２……電磁式クラツチ、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、２３
ａ，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……
目標変速速度算出手段、４９……変速速度算出手
段、５０……デユーテイ比検索手段。 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 3 is a flowchart showing the speed change control, Figure 4 is a diagram showing the state of the speed change control, and Figure 5 is a flowchart showing the speed change control.
Figures a to c are diagrams showing correction states and changes in the target gear ratio by coefficients, Figure 6 is a block diagram showing another embodiment, and Figure 7 is a diagram showing a map of the target primary rotation speed. 2...Electromagnetic clutch, 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...Shift speed control valve, 23
a, 23b... control port, 23c... spring, 32a... orifice, 28... solenoid valve, 40... control unit, 45... actual gear ratio calculating means, 46... target gear ratio searching means, 47... …
Target shift speed calculation means, 49...Shift speed calculation means, 50...Duty ratio search means.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １ エンジン側の主軸にプーリ間隔可変のプライ
マリプーリが設けられ、主軸に平行配置される車
輪側の副軸にプーリ間隔可変のセカンダリプーリ
が設けられ、両プーリの間に駆動ベルトが巻回さ
れ、油圧源からの油路にライン圧を制御してその
ライン圧をセカンダリプーリのシリンダに供給し
てプーリ押付け力を付与するライン圧制御弁が設
けられ、プライマリプーリのシリンダへの油路に
ライン圧を給排油してプライマリ圧を変化する変
速速度制御弁が設けられ、プライマリ圧により両
プーリに対する駆動ベルトの巻付け径の比を変化
して無段階に変速する無段変速機において、 上記変速速度制御弁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、セカンダリ
プーリ回転数または実変速比により目標変速比を
定める手段４６と、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を算出する手段４９
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
５０と、無段変速機を含む駆動系の遅れに対応し
た位相進み要素の目標変速比変化速度を算出して
この目標変速比変化速度を変速速度と操作量のい
ずれか一方に加える手段４７とを備えることを特
徴とする無段変速機の制御装置。[Scope of Claims] 1 A primary pulley with variable pulley spacing is provided on the main shaft on the engine side, a secondary pulley with variable pulley spacing is provided on the subshaft on the wheel side, which is arranged parallel to the main shaft, and a driving pulley is provided between the two pulleys. A line pressure control valve is provided on the oil path from the hydraulic source around which the belt is wound, which controls line pressure and supplies the line pressure to the cylinder of the secondary pulley to apply pulley pressing force, and the line pressure is applied to the cylinder of the primary pulley. A variable speed control valve that changes the primary pressure by supplying and discharging line pressure to the oil passage is installed, and the primary pressure changes the ratio of the winding diameter of the drive belt to both pulleys to continuously change the speed. In the transmission, the 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 has oil branched from the line pressure oil passage 21 via a flow rate restriction means 32a. The 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, the secondary pulley rotation speed, or the actual gear ratio. and a means 49 for calculating a target speed change speed based on the deviation between the target speed change ratio and the actual speed change ratio.
, means 50 for determining a manipulated variable based on the relationship between the target gear speed and the actual gear ratio and outputting an electrical signal of this manipulated variable, and a target phase advance element corresponding to the delay of the drive system including the continuously variable transmission. A control device for a continuously variable transmission, comprising means 47 for calculating a speed ratio change speed and adding the target speed ratio change speed to either the speed change speed or the manipulated variable.