JPH06109115A - Hydraulic control device of hydraulically operated transmission - Google Patents

Hydraulic control device of hydraulically operated transmission

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JPH06109115A
JPH06109115A JP25945392A JP25945392A JPH06109115A JP H06109115 A JPH06109115 A JP H06109115A JP 25945392 A JP25945392 A JP 25945392A JP 25945392 A JP25945392 A JP 25945392A JP H06109115 A JPH06109115 A JP H06109115A
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JP
Japan
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line pressure
hydraulic
torque
transmission
engine speed
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Pending
Application number
JP25945392A
Other languages
Japanese (ja)
Inventor
Shuichi Kawamura
修一 川村
Yuji Mori
祐司 森
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mazda Motor Corp
Original Assignee
Mazda Motor Corp
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Filing date
Publication date
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Publication of JPH06109115A publication Critical patent/JPH06109115A/en
Pending legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H2061/6604—Special control features generally applicable to continuously variable gearings
    • F16H2061/6608—Control of clutches, or brakes for forward-reverse shift

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  • Control Of Fluid Gearings (AREA)
  • Control Of Transmission Device (AREA)

Abstract

PURPOSE:To provide a hydraulic pressure control device of a hydraulically operated transmission capable of predicting the input torque to the hydraulically operated transmission based on the input shaft speed and the output shaft speed of a torque converter, setting the line pressure of a hydraulic mechanism according to the predicted value, and preventing the delay in responsiveness of the line pressure. CONSTITUTION:The engine speed after the specified time period Te from the present time is computed in the specified period and stored by means of a control unit CU. The turbine torque is computed based on the computed value of the engine speed after the time period Th corresponding to the delay in responsiveness of a hydraulic mechanism FS from the present time among the computed values of the engine speed, and the target line pressure of CVT10 is set based on this turbine torque. Thus, the target line pressure expects the value in advance of the time period Th of the delay in responsiveness of the hydraulic mechanism FS, the delay in responsiveness of the hydraulic mechanism FS is compensated, and the accuracy of the line pressure control is improved.

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】本発明は、油圧作動式変速機の油
圧制御装置に関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a hydraulic control system for a hydraulically operated transmission.

【０００２】[0002]

【従来の技術】一般に、自動車には、運転状態に応じて
エンジンの出力トルクを変速する変速装置が設けられる
が、かかる変速装置としては、従来より、エンジンの出
力トルクを変速するトルクコンバータと、該トルクコン
バータの出力トルクを油圧機構から供給される油圧に基
づいてさらに変速する油圧作動式変速機とを備えたもの
が多用されている。2. Description of the Related Art Generally, an automobile is provided with a transmission that shifts the output torque of an engine according to a driving state. As such a transmission, a torque converter that shifts the output torque of the engine has been conventionally used. A hydraulically actuated transmission that further changes the output torque of the torque converter based on the hydraulic pressure supplied from the hydraulic mechanism is often used.

【０００３】そして、かかる油圧作動式変速機を作動さ
せるための油圧機構のライン圧は、少なくとも油圧作動
式変速機への入力トルクに応じて設定する必要がある。
すなわち、入力トルクに対してライン圧が高すぎると動
力損失の増加による燃費性の低下を招いたり、変速ショ
ックを招くなどといった問題が生じ、逆にライン圧が低
すぎると変速動作が緩慢化するなどといった問題が生じ
る。The line pressure of the hydraulic mechanism for operating the hydraulically actuated transmission must be set at least according to the input torque to the hydraulically actuated transmission.
That is, if the line pressure is too high with respect to the input torque, problems such as a decrease in fuel efficiency due to an increase in power loss and a shift shock occur. Conversely, if the line pressure is too low, the shift operation becomes slow. Problems such as occur.

【０００４】しかしながら、油圧作動式変速機への入力
トルクを直接的に検出することはなかなかむずかしいの
で、従来のかかる油圧機構では、普通、入力トルクのか
わりにスロットル開度(エンジン負荷)を用いてライン圧
が設定されるようになっている。この場合、トルクコン
バータのトルク増大作用が無視できる運転状態、例えば
定常運転時等においては、油圧作動式変速機への入力ト
ルクがスロットル開度にほぼ比例するので、ライン圧は
ほぼ適正値に保持されることになる。しかしながら、ト
ルクコンバータのトルク増大作用が大きい運転状態、例
えば発進時等においては油圧作動式変速機への入力トル
クはスロットル開度には比例しない。However, since it is difficult to directly detect the input torque to the hydraulically actuated transmission, the conventional hydraulic mechanism normally uses the throttle opening (engine load) instead of the input torque. The line pressure is set. In this case, in an operating state in which the torque increasing action of the torque converter can be ignored, for example, during steady operation, the input torque to the hydraulically actuated transmission is almost proportional to the throttle opening, so the line pressure is maintained at an almost appropriate value. Will be done. However, the input torque to the hydraulically actuated transmission is not proportional to the throttle opening in an operating state where the torque increasing action of the torque converter is large, for example, at the time of starting.

【０００５】そこで、トルクコンバータの入力軸回転数
(以下、これをポンプ回転数という)すなわちエンジン回
転数と、トルクコンバータの出力軸回転数(以下、これ
をタービン回転数という)とに基づいて、トルクコンバ
ータの出力トルク(以下、これをタービントルクという)
すなわち油圧作動式変速機への入力トルクを推算し、か
かる推算値に基づいて油圧機構のライン圧を設定するよ
うにした変速装置が提案されている(例えば、特開平１
−６９９４７号公報参照)。なお、かかる従来の変速装
置においては、基本的には、次の式１により、ポンプ回
転数Ｎpとタービン回転数Ｎtとに基づいてタービントル
クＴが推算される。Therefore, the rotational speed of the input shaft of the torque converter
Based on the engine speed and the output shaft speed of the torque converter (hereinafter referred to as turbine speed), the output torque of the torque converter (hereinafter referred to as turbine torque) Say)
That is, a transmission has been proposed in which the input torque to the hydraulically actuated transmission is estimated and the line pressure of the hydraulic mechanism is set based on the estimated value (for example, Japanese Patent Laid-Open No. Hei 1).
-69947). In such a conventional transmission, basically, the turbine torque T is estimated based on the pump rotation speed Np and the turbine rotation speed Nt by the following equation 1.

【数１】 Ｔ＝α・t・Ｋc・Ｎp2………………………………………………式１ なお、式１において、αは比例定数である。また、tは
トルクコンバータのトルク比であって速度比Ｎt／Ｎpか
ら容易に求められ、Ｋcはトルクコンバータのトルク容
量係数であって、上記速度比の関数ではあるがトルク増
大作用が大きい領域ではほぼ一定値となる。## EQU1 ## T = αtKcNp 2 Equation 1 In Equation 1, α is a proportional constant. Further, t is the torque ratio of the torque converter, which can be easily obtained from the speed ratio Nt / Np, and Kc is the torque capacity coefficient of the torque converter, which is a function of the above speed ratio but in a region where the torque increasing action is large. It is almost constant.

【０００６】[0006]

【発明が解決しようとする課題】ところで、油圧作動式
変速機の油圧機構には必然的に油圧応答遅れが伴われ
る。したがって、過渡時においては、油圧作動式変速機
への入力トルクの変化に対して、ライン圧の変化が遅れ
てしまうといった問題がある。このため、加速時におい
ては、実際のライン圧が必要ライン圧よりも低くなると
いった問題が生じ、他方減速時には実際のライン圧が必
要ライン圧よりも高くなるといった問題が生じる。By the way, the hydraulic mechanism of the hydraulically actuated transmission inevitably involves a hydraulic response delay. Therefore, during the transition, there is a problem that the change in the line pressure is delayed with respect to the change in the input torque to the hydraulically actuated transmission. Therefore, during acceleration, there is a problem that the actual line pressure becomes lower than the required line pressure, while at the time of deceleration, there is a problem that the actual line pressure becomes higher than the required line pressure.

【０００７】本発明は、上記従来の問題点を解決するた
めになされたものであって、トルクコンバータの入力軸
回転数と出力軸回転数とに基づいて油圧作動式変速機へ
の入力トルクを推算し、該推算値に応じて油圧機構のラ
イン圧を設定する一方、過渡時においてライン圧の入力
トルクに対する応答遅れの発生を防止することができる
油圧作動式変速機の油圧制御装置を提供することを目的
とする。The present invention has been made in order to solve the above-mentioned conventional problems, and the input torque to the hydraulically actuated transmission is calculated based on the input shaft speed and the output shaft speed of the torque converter. Provided is a hydraulic control device for a hydraulically actuated transmission capable of estimating and setting a line pressure of a hydraulic mechanism in accordance with the estimated value, and preventing occurrence of a response delay with respect to an input torque of the line pressure during a transition. The purpose is to

【０００８】[0008]

【課題を解決するための手段】上記の目的を達するた
め、図１に示すように、第１の発明は、エンジンＡの出
力トルクを変速するトルクコンバータＢと、該トルクコ
ンバータＢの出力トルクを、油圧機構Ｃから供給される
油圧に基づいて変速する油圧作動式変速機Ｄとを備えた
変速装置における油圧作動式変速機の油圧制御装置にお
いて、トルクコンバータＢの入力軸回転数と出力軸回転
数とに基づいてトルクコンバータＢの出力トルクを演算
し、該出力トルクに基づいてライン圧目標値を設定する
ライン圧目標値設定手段Ｅと、上記ライン圧目標値に追
従するように、ライン圧を制御するライン圧制御手段Ｆ
と、エンジン負荷とエンジン回転数とからエンジンＡの
出力トルクを演算し、該出力トルクに基づいて所定時間
だけ後のエンジン回転数を予測するエンジン回転数予測
手段Ｇとが設けられ、かつ、上記ライン圧目標値設定手
段Ｅが、エンジン回転数予測手段Ｇによって予測された
エンジン回転数予測値を用いてライン圧目標値を設定す
るようになっていることを特徴とする油圧作動式変速機
の油圧制御装置を提供する。In order to achieve the above object, as shown in FIG. 1, a first aspect of the present invention provides a torque converter B for shifting the output torque of an engine A and an output torque of the torque converter B. , A hydraulic control device for a hydraulically actuated transmission in a transmission having a hydraulically actuated transmission D that shifts based on hydraulic pressure supplied from a hydraulic mechanism C. The line pressure target value setting means E for calculating the output torque of the torque converter B based on the output torque and setting the line pressure target value based on the output torque, and the line pressure so as to follow the line pressure target value. Line pressure control means F for controlling
And an engine speed predicting means G for calculating an output torque of the engine A from the engine load and the engine speed, and predicting an engine speed after a predetermined time based on the output torque. The line pressure target value setting means E is adapted to set the line pressure target value using the engine rotation speed prediction value predicted by the engine rotation speed prediction means G. A hydraulic control device is provided.

【０００９】第２の発明は、第１の発明にかかる油圧作
動式変速機の油圧制御装置において、エンジン回転数予
測手段Ｇが、油圧機構Ｃの応答遅れに対応する時間だけ
後のエンジン回転数を予測するようになっていることを
特徴とする油圧作動式変速機の油圧制御装置を提供す
る。A second aspect of the present invention is the hydraulic control device for a hydraulically actuated transmission according to the first aspect of the present invention, in which the engine speed predicting means G is an engine speed after a time corresponding to a response delay of the hydraulic mechanism C. To provide a hydraulic control device for a hydraulically actuated transmission.

【００１０】第３の発明は、第１または第２の発明にか
かる油圧作動式変速機の油圧制御装置において、変速機
構Ｄがベルト式無段変速機であって、ライン圧目標値設
定手段Ｅが、トルクコンバータＢの出力トルクとベルト
式無段変速機の変速比とに基づいてライン圧目標値を設
定するようになっていることを特徴とする油圧作動式変
速機の油圧制御装置を提供する。A third aspect of the present invention is the hydraulic control device for a hydraulically actuated transmission according to the first or second aspect, wherein the speed change mechanism D is a belt type continuously variable transmission, and the line pressure target value setting means E is provided. Provides a hydraulic pressure control device for a hydraulically actuated transmission, wherein a line pressure target value is set based on the output torque of the torque converter B and the gear ratio of the belt type continuously variable transmission. To do.

【００１１】[0011]

【実施例】以下、本発明の実施例を具体的に説明する。
図２に示すように、自動車用のパワートレインＰＴは、
第１〜第４気筒＃１〜＃４を備えた４気筒エンジンＣＥ
と、油圧作動式の変速装置ＣＴとで構成されている。こ
こで、エンジンＣＥはエンジントルクをクランク軸１
(エンジン出力軸）を介して変速装置ＣＴ側に出力する
ようになっている。また、変速装置ＣＴは、エンジン出
力軸１と一体回転する変速機入力軸２のトルクを、運転
状態に応じて変速するとともにリバースレンジがセレク
トされているときには回転方向を逆転させて変速機出力
軸３に出力するようになっている。なお、変速機出力軸
３のトルクは、この後減速歯車機構４とディファレンシ
ャル装置５とを介して駆動輪（図示せず)に伝達され
る。EXAMPLES Examples of the present invention will be specifically described below.
As shown in FIG. 2, the power train PT for automobiles is
4-cylinder engine CE including first to fourth cylinders # 1 to # 4
And a hydraulically actuated transmission CT. Here, the engine CE outputs the engine torque to the crankshaft 1
Output is made to the transmission CT side via the (engine output shaft). Further, the transmission CT shifts the torque of the transmission input shaft 2 that rotates integrally with the engine output shaft 1 according to the operating state, and reverses the rotation direction when the reverse range is selected to change the transmission output shaft 2. It is designed to output to 3. The torque of the transmission output shaft 3 is then transmitted to drive wheels (not shown) via the reduction gear mechanism 4 and the differential device 5.

【００１２】変速装置ＣＴには、変速機入力軸２のトル
クを作動油を介して変速してタービンシャフト６に出力
するトルクコンバータ７と、リバースレンジがセレクト
されているときにはタービンシャフト６の回転を逆転さ
せて中間シャフト８に伝達する前後進切替機構９と、中
間シャフト８のトルクを無段変速して変速機出力軸３に
出力するベルト式の無段変速機１０(以下、これをＣＶ
Ｔ１０という)とが設けられている。The transmission CT includes a torque converter 7 that shifts the torque of the transmission input shaft 2 through hydraulic oil and outputs it to the turbine shaft 6, and the rotation of the turbine shaft 6 when the reverse range is selected. A forward / reverse switching mechanism 9 that reverses and transmits to the intermediate shaft 8 and a belt type continuously variable transmission 10 that continuously changes the torque of the intermediate shaft 8 and outputs it to the transmission output shaft 3 (hereinafter, referred to as CV
(T10) is provided.

【００１３】トルクコンバータ７は、ポンプカバー１１
を介して変速機入力軸２に連結されたポンプ１２と、連
結部材１３を介してタービンシャフト６に連結されポン
プ１２から吐出される作動油によって回転駆動されるタ
ービン１４と、タービン１４からポンプ１２に還流する
作動油をポンプ１２の回転を助勢する方向に整流するス
テータ１５とで構成され、ポンプ１２とタービン１４の
速度比(タービン回転数／ポンプ回転数)に対応する変速
比で、変速機入力軸２のトルクを変速するようになって
いる。ここで、ステータ１５はワンウェイクラッチ１６
を介して変速機ケース２５(固定部)に固定されている。The torque converter 7 includes a pump cover 11
A pump 12 connected to a transmission input shaft 2 via a turbine, a turbine 14 connected to a turbine shaft 6 via a connecting member 13 and driven to rotate by hydraulic fluid discharged from the pump 12, and a turbine 14 to a pump 12 And a stator 15 that rectifies the hydraulic oil that flows back to the pump 12 in a direction that assists the rotation of the pump 12. The transmission has a gear ratio corresponding to the speed ratio of the pump 12 and the turbine 14 (turbine rotation speed / pump rotation speed). The torque of the input shaft 2 is changed. Here, the stator 15 is a one-way clutch 16
It is fixed to the transmission case 25 (fixed portion) via the.

【００１４】また、トルクコンバータ７には、燃費性能
を高めるために所定の運転領域で変速機入力軸２とター
ビンシャフト６とを直結(ロックアップ)させるロックア
ップクラッチ１７が設けられている。このロックアップ
クラッチ１７は、後で説明する油圧機構ＦＳからリヤ油
室１７rに油圧がかけられたときにはロックアップ(オ
ン)される一方、フロント油室１７fに油圧がかけられた
ときにはロックアップが解除(オフ)されるようになって
いる。なお、トルクコンバータ７のやや後方(図２では
左側)には、連結軸１８を介してポンプ１２(ポンプシェ
ル４９)によって回転駆動されるオイルポンプ１９が配
設されている。Further, the torque converter 7 is provided with a lockup clutch 17 for directly connecting (locking up) the transmission input shaft 2 and the turbine shaft 6 in a predetermined operating region in order to improve fuel efficiency. The lockup clutch 17 is locked up (on) when hydraulic pressure is applied to the rear oil chamber 17r from a hydraulic mechanism FS, which will be described later, and released when hydraulic pressure is applied to the front oil chamber 17f. (Off). An oil pump 19 that is rotatably driven by the pump 12 (pump shell 49) via the connecting shaft 18 is disposed slightly behind (on the left side in FIG. 2) the torque converter 7.

【００１５】前後進切替機構９はプラネタリギヤシステ
ムであって、この前後進切替機構９には、トルク入力部
材２０を介してタービンシャフト６に連結されたリング
ギヤ２１と、中間シャフト８に連結されたサンギヤ２２
と、リングギヤ２１及びサンギヤ２２と噛み合う複数の
ピニオンギヤ２３と、これらのピニオンギヤ２３を回転
(自転)可能に支持するキャリア２４とが設けられてい
る。そして、トルク入力部材２０とキャリア２４との間
にはフォワードクラッチ２６が設けられ、またキャリア
２４と変速機ケース２５との間にはリバースブレーキ２
７が設けられている。ここで、フォワードクラッチ２６
とリバースブレーキ２７とは、夫々、後で説明する油圧
機構ＦＳから油圧が供給されたときにオン(締結)され、
油圧がリリースされたときにオフ(解放)されるようにな
っている。The forward / reverse switching mechanism 9 is a planetary gear system. The forward / backward switching mechanism 9 includes a ring gear 21 connected to the turbine shaft 6 via a torque input member 20 and a sun gear connected to the intermediate shaft 8. 22
And a plurality of pinion gears 23 that mesh with the ring gear 21 and the sun gear 22, and rotate these pinion gears 23.
A carrier 24 that supports (rotatably) is provided. A forward clutch 26 is provided between the torque input member 20 and the carrier 24, and the reverse brake 2 is provided between the carrier 24 and the transmission case 25.
7 is provided. Here, the forward clutch 26
The reverse brake 27 is turned on (fastened) when hydraulic pressure is supplied from a hydraulic mechanism FS, which will be described later,
It is designed to be turned off (released) when the hydraulic pressure is released.

【００１６】かかる前後進切替機構９において、フォワ
ードクラッチ２６とリバースブレーキ２７とがともにオ
フされているときにはニュートラル状態となり、タービ
ンシャフト６から中間シャフト８へはトルクが伝達され
ない。フォワードクラッチ２６のみがオンされていると
きには、リングギヤ２１とキャリア２４とが互いに差動
することができなくなるので、前後進切替機構９は直結
状態となり、中間シャフト８はタービンシャフト６と同
一方向に一体回転し、駆動輪が前進方向に駆動される。In the forward / reverse switching mechanism 9, when both the forward clutch 26 and the reverse brake 27 are turned off, the neutral state is established and torque is not transmitted from the turbine shaft 6 to the intermediate shaft 8. When only the forward clutch 26 is turned on, the ring gear 21 and the carrier 24 cannot be differentiated from each other, so that the forward / reverse switching mechanism 9 is directly connected and the intermediate shaft 8 is integrated with the turbine shaft 6 in the same direction. It rotates and the drive wheels are driven in the forward direction.

【００１７】リバースブレーキ２７のみがオンされたと
きには、キャリア２４が変速機ケース２５に固定される
ので、リングギヤ２１とピニオンギヤ２３とサンギヤ２
２とが、この順に噛み合う固定的なギヤ列として機能す
る。このときサンギヤ２２はリングギヤ２１とは逆方向
に回転するので、中間シャフト８はタービンシャフト６
とは逆方向に回転し、駆動輪が後退方向に駆動される。
この場合、リングギヤ２１の歯数とサンギヤ２２の歯数
によって決定される変速比で変速されることになる。な
お、フォワードクラッチ２６とリバースブレーキ２７と
がともにオンされる場合はない。When only the reverse brake 27 is turned on, the carrier 24 is fixed to the transmission case 25, so that the ring gear 21, the pinion gear 23 and the sun gear 2 are provided.
2 and 2 function as a fixed gear train that meshes in this order. At this time, the sun gear 22 rotates in the opposite direction to the ring gear 21, so that the intermediate shaft 8 becomes the turbine shaft 6.
And the drive wheels are driven in the reverse direction.
In this case, the gear is changed at a gear ratio determined by the number of teeth of the ring gear 21 and the number of teeth of the sun gear 22. The forward clutch 26 and the reverse brake 27 are not both turned on.

【００１８】ＣＶＴ１０には、中間シャフト８と一体回
転するプライマリプーリ３１(駆動プーリ)と、変速機出
力軸３と一体回転するセカンダリプーリ３２(従動プー
リ)と、プライマリプーリ３１とセカンダリプーリ３２
との間でのトルク伝達を行うＶベルト３３とが設けられ
ている。なお、以下では便宜上、中間シャフト８の軸線
方向にみてエンジン側(図２では右側)を「前」または「フ
ロント」といい、これと反対側を「後」または「リヤ」とい
うことにする。The CVT 10 includes a primary pulley 31 (drive pulley) that rotates integrally with the intermediate shaft 8, a secondary pulley 32 (driven pulley) that rotates integrally with the transmission output shaft 3, and a primary pulley 31 and a secondary pulley 32.
And a V-belt 33 that transmits torque between and. Note that, hereinafter, for convenience, the engine side (right side in FIG. 2) when viewed in the axial direction of the intermediate shaft 8 is referred to as “front” or “front”, and the opposite side is referred to as “rear” or “rear”.

【００１９】プライマリプーリ３１は、中間シャフト８
に固定された第１固定円錐板３４と、この第１固定円錐
板３４の後側でこれと対向するように配置され前後方向
に移動できるようになった第１可動円錐板３５とで構成
されている。そして、第１可動円錐板３５の前後方向の
位置を制御するプライマリ油室３６が設けられている。
ここで、プライマリ油室３６に油圧がかけられるとプラ
イマリ油室３６内に作動油が供給され、第１可動円錐板
３５が前側に移動してＶベルト３３の保持位置が外周側
に変化し、プライマリプーリ３１の有効プーリ径が大き
くなる。逆に、該油圧をリリースすると、プライマリ油
室３６内の作動油がドレンされてプライマリプーリ３１
の有効プーリ径が小さくなる。つまり、プライマリ油室
３６への油圧ないし作動油の給排によってプライマリプ
ーリ３１の有効プーリ径を自在に変化させることができ
るわけである。The primary pulley 31 is the intermediate shaft 8
And a first movable conical plate 35 which is arranged on the rear side of the first fixed conical plate 34 so as to be opposed thereto and is movable in the front-rear direction. ing. A primary oil chamber 36 that controls the position of the first movable conical plate 35 in the front-rear direction is provided.
Here, when hydraulic pressure is applied to the primary oil chamber 36, hydraulic oil is supplied into the primary oil chamber 36, the first movable conical plate 35 moves to the front side, and the holding position of the V belt 33 changes to the outer peripheral side, The effective pulley diameter of the primary pulley 31 becomes large. Conversely, when the hydraulic pressure is released, the hydraulic oil in the primary oil chamber 36 is drained and the primary pulley 31
The effective pulley diameter becomes smaller. That is, the effective pulley diameter of the primary pulley 31 can be freely changed by supplying or discharging hydraulic pressure or hydraulic oil to or from the primary oil chamber 36.

【００２０】セカンダリプーリ３２も、基本的にはプラ
イマリプーリ３１と同様の構成であって、変速機出力軸
３に固定された第２固定円錐板３７と、この第２固定円
錐板３７の前側でこれと対向するように配置された第２
可動円錐板３８とで構成されている。そして、第２可動
円錐板３８の前後方向の位置を制御するために、セカン
ダリ油室３９が設けられている。The secondary pulley 32 has basically the same structure as the primary pulley 31, and includes a second fixed conical plate 37 fixed to the transmission output shaft 3 and a front side of the second fixed conical plate 37. The second which is arranged so as to face this
It is composed of a movable conical plate 38. A secondary oil chamber 39 is provided to control the position of the second movable conical plate 38 in the front-rear direction.

【００２１】かかるＣＶＴ１０においては、油圧機構Ｆ
Ｓからプライマリ油室３６に、設定すべき変速比に対応
する油圧(以下、これをプライマリ油圧という)がかけら
れる。他方、セカンダリ油室３９には、基本的には、Ｖ
ベルト３３の張力を適度に保持しうるだけの油圧、すな
わちベルトスリップを起こさずに駆動力を伝達すること
ができる最小限の油圧(以下、これをセカンダリ油圧と
いう)がかけられる。つまり、ＣＶＴ１０においては、
プライマリ油圧によって変速比が決定され、セカンダリ
油圧によってベルト張力が決定されるようになってい
る。なお、後で説明するように、セカンダリ油室３９に
は油圧機構ＦＳのライン圧が導入されるようになってい
るので、セカンダリ油圧は実質的にライン圧と同義であ
る。In the CVT 10, the hydraulic mechanism F
A hydraulic pressure (hereinafter, referred to as a primary hydraulic pressure) corresponding to the gear ratio to be set is applied from S to the primary oil chamber 36. On the other hand, the secondary oil chamber 39 basically has V
A hydraulic pressure sufficient to maintain the tension of the belt 33, that is, a minimum hydraulic pressure capable of transmitting the driving force without causing belt slip (hereinafter, referred to as secondary hydraulic pressure) is applied. That is, in CVT10,
The gear ratio is determined by the primary hydraulic pressure, and the belt tension is determined by the secondary hydraulic pressure. As will be described later, since the line pressure of the hydraulic mechanism FS is introduced into the secondary oil chamber 39, the secondary hydraulic pressure is substantially synonymous with the line pressure.

【００２２】具体的には、プライマリ油圧が上昇すると
これに伴ってプライマリプーリ３１の有効プーリ径が大
きくなる。このため、Ｖベルト３３の張力が高まろうと
するが、この張力を上昇させないようにセカンダリ油圧
(ライン圧)が調節され、セカンダリプーリ３２の有効プ
ーリ径が小さくなる。このようにプライマリプーリ３１
の有効プーリ径が大きくなる一方、セカンダリプーリ３
２の有効プーリ径が小さくなるので、ＣＶＴ１０の変速
比がで増速側(ＯＤ側)に変化する。他方、プライマリ油
圧が低下すると、上記の場合とは逆にＣＶＴ１０の変速
比が減速側(ＬＯＷ側)に変化する。Specifically, as the primary hydraulic pressure rises, the effective pulley diameter of the primary pulley 31 increases accordingly. For this reason, the tension of the V-belt 33 tries to increase, but the secondary hydraulic pressure is adjusted so as not to increase this tension.
(Line pressure) is adjusted, and the effective pulley diameter of the secondary pulley 32 is reduced. In this way, the primary pulley 31
While the effective pulley diameter of the secondary pulley 3 increases
Since the effective pulley diameter of No. 2 becomes small, the gear ratio of the CVT 10 changes to the speed increasing side (OD side). On the other hand, when the primary oil pressure decreases, the gear ratio of the CVT 10 changes to the deceleration side (LOW side) contrary to the above case.

【００２３】そして、変速装置ＣＴに対して油圧機構Ｆ
Ｓが設けられ、この油圧機構ＦＳはコントロールユニッ
トＣＵからの信号に従って、運転状態に応じて、ロック
アップクラッチ１７のフロント油室１７f及びリヤ油室
１７r、前後進切替機構９のフォワードクラッチ２６及
びリバースブレーキ２７、ＣＶＴ１０のプライマリ油室
３６及びセカンダリ油室３９等への作動油ないし制御油
圧の給排を行ない、所定の変速動作を行なわせるように
なっている。ここで、油圧機構ＦＳのライン圧(セカン
ダリ圧)も、コントロールユニットＣＵによって制御さ
れるようになっている。The hydraulic mechanism F is connected to the transmission CT.
S is provided, and this hydraulic mechanism FS responds to a signal from the control unit CU in accordance with the operating state, according to the operating state, the front oil chamber 17f and the rear oil chamber 17r of the lockup clutch 17, the forward clutch 26 of the forward / reverse switching mechanism 9 and the reverse clutch. The brake 27, the primary oil chamber 36 and the secondary oil chamber 39 of the CVT 10 are supplied with and discharged with operating oil or control oil pressure to perform a predetermined gear shift operation. Here, the line pressure (secondary pressure) of the hydraulic mechanism FS is also controlled by the control unit CU.

【００２４】以下、油圧機構ＦＳを説明する。図３に示
すように、油圧機構ＦＳへは、オイルポンプ１９から作
動油(元圧)が供給されるようになっている。そして、油
圧機構ＦＳには、ライン圧調整バルブ４１、減圧バルブ
４２、変速比制御バルブ４３、変速比固定バルブ４４、
油圧修正バルブ４５、クラッチバルブ４６、マニュアル
バルブ４７、リリーフバルブ４８、ロックアップバルブ
４９等が設けられている。ここで、変速比制御バルブ４
３は第１デューティソレノイド５１によって制御され、
変速比固定バルブ４４は第１オンオフソレノイド５２に
よって制御され、油圧修正バルブ４５は第２デューティ
ソレノイド５３によって制御され、クラッチバルブ４６
はクラッチデューティソレノイド５４によって制御さ
れ、ロックアップバルブ４９は第２オンオフソレノイド
５５によって制御されるようになっている。The hydraulic mechanism FS will be described below. As shown in FIG. 3, the hydraulic mechanism FS is supplied with operating oil (original pressure) from the oil pump 19. The hydraulic mechanism FS includes a line pressure adjusting valve 41, a pressure reducing valve 42, a gear ratio control valve 43, a gear ratio fixed valve 44,
A hydraulic pressure correction valve 45, a clutch valve 46, a manual valve 47, a relief valve 48, a lockup valve 49, etc. are provided. Here, the gear ratio control valve 4
3 is controlled by the first duty solenoid 51,
The fixed gear ratio valve 44 is controlled by the first on / off solenoid 52, the hydraulic pressure correction valve 45 is controlled by the second duty solenoid 53, and the clutch valve 46.
Is controlled by the clutch duty solenoid 54, and the lockup valve 49 is controlled by the second on / off solenoid 55.

【００２５】かかる油圧機構ＦＳにおいて、オイルポン
プ１９から吐出された作動油は、まずライン圧調整バル
ブ４１によって所定のライン圧に調整され、ラインＬ１
(油圧通路)を通してセカンダリ油室３９に供給されると
ともに、ラインＬ２を通してクラッチバルブ４６に供給
される。クラッチバルブ４６は、ラインＬ２内の油圧を
クラッチデューティソレノイド５４によって所定の圧力
に調整した上で、この調整された油圧をラインＬ３を通
して介してマニュアルバルブ４７とロックアップバルブ
４９とに供給するようになっている。減圧バルブ４２
は、セカンダリ油室３９に供給されるライン圧を減圧し
て、油圧修正バルブ４５、変速比制御バルブ４３、変速
比固定バルブ４４及びクラッチバルブ４６のパイロット
圧を形成するようになっている。In the hydraulic mechanism FS, the hydraulic oil discharged from the oil pump 19 is first adjusted to a predetermined line pressure by the line pressure adjusting valve 41, and the line L1
The oil is supplied to the secondary oil chamber 39 through the (hydraulic passage) and to the clutch valve 46 through the line L2. The clutch valve 46 adjusts the hydraulic pressure in the line L2 to a predetermined pressure by the clutch duty solenoid 54, and then supplies the adjusted hydraulic pressure to the manual valve 47 and the lockup valve 49 via the line L3. Has become. Pressure reducing valve 42
Reduces the line pressure supplied to the secondary oil chamber 39 to form pilot pressure for the hydraulic pressure correction valve 45, the gear ratio control valve 43, the gear ratio fixed valve 44, and the clutch valve 46.

【００２６】ライン圧を制御するためのパイロット圧
は、第２デューティソレノイド５３のデューティ比を制
御することにより調整される。すなわち、第２デューテ
ィソレノイド５３によって制御された油圧が油圧修正バ
ルブ４５のパイロット室に導入され、この油圧に応じて
油圧修正バルブ４５が開閉され、この開閉状態に応じて
形成されたラインＬ４内の油圧がライン圧調整バルブ４
１のパイロット圧として導入されて、所望のライン圧が
得られるようになっている。なお、油圧修正バルブ４５
を設けず、ライン圧調整バルブ４１を直接デューティソ
レノイド等により制御するようにしてもよい。The pilot pressure for controlling the line pressure is adjusted by controlling the duty ratio of the second duty solenoid 53. That is, the hydraulic pressure controlled by the second duty solenoid 53 is introduced into the pilot chamber of the hydraulic pressure correction valve 45, the hydraulic pressure correction valve 45 is opened / closed according to this hydraulic pressure, and the line L4 in the line L4 formed according to this open / closed state is opened. Hydraulic pressure is line pressure adjustment valve 4
It is introduced as a pilot pressure of 1 to obtain a desired line pressure. The hydraulic pressure correction valve 45
Alternatively, the line pressure adjusting valve 41 may be directly controlled by a duty solenoid or the like.

【００２７】変速比制御バルブ４３は、第１デューティ
ソレノイド５１によって制御され、変速比制御バルブ４
３によって形成されたラインＬ６内の油圧は、変速比固
定バルブ４４を介してプライマリ油室３６に供給される
ようになっている。変速比固定バルブ４４は第１オンオ
フソレノイド５２によって制御され、第１オンオフソレ
ノイド５２がオン状態にあるときには、プライマリ油室
３６に接続されたラインＬ７がラインＬ６と連通する一
方、オフ状態にあるときには上記連通が遮断されるよう
になっている。換言すれば、第１ソレノイド５２をオフ
にすることによって、プライマリ油室３６にかかる油圧
を変速比制御バルブ４３の動作の如何にかかわらず現在
の値に固定し、これによって変速比を固定するようにな
っている。The gear ratio control valve 43 is controlled by the first duty solenoid 51, and the gear ratio control valve 4 is controlled.
The hydraulic pressure in the line L6 formed by 3 is supplied to the primary oil chamber 36 via the gear ratio fixed valve 44. The fixed gear ratio valve 44 is controlled by the first on / off solenoid 52. When the first on / off solenoid 52 is in the on state, the line L7 connected to the primary oil chamber 36 communicates with the line L6, while in the off state. The communication is cut off. In other words, by turning off the first solenoid 52, the hydraulic pressure applied to the primary oil chamber 36 is fixed to the current value irrespective of the operation of the gear ratio control valve 43, thereby fixing the gear ratio. It has become.

【００２８】変速比制御バルブ４３は、第１デューティ
ソレノイド５１によって制御され、この第１デューティ
ソレノイド５１がオン状態にあるときには、プライマリ
油室３６内の油圧が、順にラインＬ７とラインＬ６とラ
インＬ８とリリーフボール５８とを通してドレンされ、
プライマリ油室３６には油圧がかからない。他方、第１
デューティソレノイド５１がオフ状態にあるときには、
ラインＬ８(ドレン路)が閉止される一方、第１デューテ
ィソレノイド５１のデューティ比に応じた開口率で変速
比制御バルブ４３が開かれ、ライン圧がオリフィス５９
とラインＬ６とを介してプライマリ油室３６に導入され
る。なお、オリフィス５９が設けられているので、プラ
イマリ油室３６内の油室が急上昇することはない。The gear ratio control valve 43 is controlled by the first duty solenoid 51, and when the first duty solenoid 51 is in the ON state, the hydraulic pressure in the primary oil chamber 36 is in order of line L7, line L6 and line L8. And drained through the relief ball 58,
No oil pressure is applied to the primary oil chamber 36. On the other hand, the first
When the duty solenoid 51 is off,
While the line L8 (drain path) is closed, the transmission ratio control valve 43 is opened at an opening ratio according to the duty ratio of the first duty solenoid 51, and the line pressure is changed to the orifice 59.
And is introduced into the primary oil chamber 36 via the line L6. Since the orifice 59 is provided, the oil chamber in the primary oil chamber 36 does not suddenly rise.

【００２９】クラッチバルブ４６の制御はクラッチデュ
ーティソレノイド５４によって行なわれ、クラッチデュ
ーティソレノイド５４によって調整されたライン圧は、
ラインＬ３を介して、マニュアルバルブ４７とロックア
ップ制御バルブ４９とに供給される。この調整されたラ
イン圧は、前進状態では、ラインＬ３とマニュアルバル
ブ４７とラインＬ１０とを介してフォワードクラッチ２
６に供給される一方、リバースブレーキ２７内の油圧が
ラインＬ１２を介して開放される。他方、後進状態で
は、ロックアップバルブ４９が非ロックアップ状態にあ
る場合に限り、上記ライン圧がラインＬ３とラインＬ１
３とラインＬ１２とを介してリバースブレーキ２７に供
給される。The clutch valve 46 is controlled by the clutch duty solenoid 54, and the line pressure adjusted by the clutch duty solenoid 54 is
It is supplied to the manual valve 47 and the lockup control valve 49 via the line L3. This adjusted line pressure is applied to the forward clutch 2 via the line L3, the manual valve 47 and the line L10 in the forward drive state.
6, while the hydraulic pressure in the reverse brake 27 is released through the line L12. On the other hand, in the reverse drive state, the line pressure is set to the line L3 and the line L1 only when the lockup valve 49 is in the non-lockup state.
3 is supplied to the reverse brake 27 via the line L12.

【００３０】ロックアップバルブ４９は第２オンオフソ
レノイド５５によって制御され、ロックアップ時には、
フロント油圧１７fに接続されたラインＬ１６がリリー
フラインＬ１５を介してリリーフバルブ４８と連通す
る。他方、ロックアップ解除時には、リヤ油室１７rに
接続されたラインＬ１７がリリーフラインＬ１５を介し
てリリーフバルブ４８と連通する。The lockup valve 49 is controlled by the second on / off solenoid 55, and at the time of lockup,
The line L16 connected to the front hydraulic pressure 17f communicates with the relief valve 48 via the relief line L15. On the other hand, when the lockup is released, the line L17 connected to the rear oil chamber 17r communicates with the relief valve 48 via the relief line L15.

【００３１】次に、変速装置ＣＴの制御機構を説明す
る。図４に示すように、変速装置ＣＴの制御機構には、
マイクロコンピュータからなるコントロールユニットＣ
Ｕが設けられている。そして、このコントロールユニッ
トＣＵには、シフト位置センサ６２によって検出される
シフト位置信号(Ｐ,Ｒ,Ｎ,Ｄ,２,１)、プライマリ回転
数センサ６３によって検出されるプライマリプーリ３１
の回転数(以下、これをプライマリ回転数という)、セカ
ンダリ回転数センサ６４によって検出されるセカンダリ
プーリ３２の回転数(以下、これをセカンダリ回転数と
いう)、スロットル開度センサ６５によって検出される
スロットル開度、エンジン回転数センサ６６によって検
出されるエンジン回転数、タービン回転数センサ６７に
よって検出されるタービン回転数、油温センサ６８によ
って検出される油温、油圧センサ６９によって検出され
る油圧等が制御情報として入力されるようになってい
る。Next, the control mechanism of the transmission CT will be described. As shown in FIG. 4, the control mechanism of the transmission CT includes:
Control unit C consisting of a microcomputer
U is provided. The control unit CU includes a shift position signal (P, R, N, D, 2, 1) detected by the shift position sensor 62 and a primary pulley 31 detected by the primary rotation speed sensor 63.
Rotation speed (hereinafter, referred to as primary rotation speed), the rotation speed of the secondary pulley 32 detected by the secondary rotation speed sensor 64 (hereinafter, referred to as secondary rotation speed), and the throttle detected by the throttle opening sensor 65. The opening degree, the engine speed detected by the engine speed sensor 66, the turbine speed detected by the turbine speed sensor 67, the oil temperature detected by the oil temperature sensor 68, the oil pressure detected by the oil pressure sensor 69, and the like. It is designed to be input as control information.

【００３２】コントロールユニットＣＵは、特許請求の
範囲に記載されたライン圧目標値設定手段、ライン圧制
御手段及びエンジン回転数予測手段を含む、変速装置Ｃ
Ｔの総合的な制御装置であって、上記の各種制御情報に
基づいて各ソレノイド５１〜５５等に対して所定の制御
信号を出力し、所定の制御を行うようになっているが、
以下では本願の要旨にかかわるライン圧制御についての
み説明する。The control unit CU includes the transmission C including the line pressure target value setting means, the line pressure control means, and the engine speed predicting means described in the claims.
It is a comprehensive control device of T, which outputs a predetermined control signal to each of the solenoids 51 to 55 and the like based on the above various control information to perform a predetermined control.
Only the line pressure control related to the gist of the present application will be described below.

【００３３】以下、図５に示すフローチャートに従っ
て、適宜図２〜図４を参照しつつコントロールユニット
ＣＵによるライン圧制御(油圧制御)の制御方法を説明す
る。ステップ＃１では、スロットル開度ＴＶＯ、エンジ
ン回転数Ｎe、タービン回転数Ｎt(タービンシャフト６
の回転数)等の各種制御情報が読み込まれる。The control method of the line pressure control (hydraulic pressure control) by the control unit CU will be described below with reference to the flow chart shown in FIG. In step # 1, throttle opening TVO, engine speed Ne, turbine speed Nt (turbine shaft 6
Various kinds of control information such as the number of revolutions) are read.

【００３４】ステップ＃２では、スロットル開度ＴＶＯ
とエンジン回転数Ｎeとに基づいてエンジントルクＥtq
が演算される。一般に、エンジントルクは、エンジン回
転数とスロットル開度とによって決まる。そこで、例え
ば図６に示すような、エンジントルクＥtqをエンジン回
転数Ｎe及びスロットル開度ＴＶＯに対してあらわした
所定のマップを用いて、Ｎe及びＴＶＯに対応するエン
ジントルクＥtqが演算される。At step # 2, the throttle opening TVO
And the engine torque Etq based on the engine speed Ne
Is calculated. Generally, the engine torque is determined by the engine speed and the throttle opening. Therefore, for example, as shown in FIG. 6, the engine torque Etq corresponding to Ne and TVO is calculated using a predetermined map that represents the engine torque Etq with respect to the engine speed Ne and the throttle opening TVO.

【００３５】ステップ＃３では、エンジンＣＥの角加速
度Ａefが演算されるとともに、この角加速度Ａefに基づ
いて、所定時間Ｔeだけ後のエンジン回転数Ｎefが演算
される。ここで、角加速度Ａefは、ステップ＃２で演算
されたエンジントルクＥtqに基づいて、例えば次の式２
を用いて一般に知られた方法で演算される。At step # 3, the angular acceleration Aef of the engine CE is calculated, and the engine speed Nef after a predetermined time Te is calculated based on the angular acceleration Aef. Here, the angular acceleration Aef is calculated based on the engine torque Etq calculated in step # 2, for example, by the following equation 2
Is calculated by a generally known method.

【数２】 Ａef＝α・(Ｅtq−Ｐtq−Ｃtq)／Ｉ……………………………………式２ α……比例定数 Ｐtq…ポンプロス Ｃtq…ポンプ駆動力 Ｉ……エンジン〜ポンプ間のイナーシャ[Equation 2] Aef = α · (Etq-Ptq-Ctq) / I …………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… ~ Inertia between pumps

【００３６】また、所定時間Ｔeだけ後のエンジン回転
数Ｎef、すなわち現時点からＴe経過後にそうなるであ
ろうと予測されるエンジン回転数は、次の式３によりエ
ンジンＣＥの角加速度Ａefを時間について積分すること
によって演算される。Further, the engine speed Nef after the predetermined time Te, that is, the engine speed expected to be after Te has passed from the present time, is calculated by integrating the angular acceleration Aef of the engine CE with respect to time by the following expression 3. It is calculated by

【数３】 Ｎef＝∫(Ａef)dt………………………………………………………式３ ここで、所定時間Ｔeは、油圧機構ＦＳの油圧応答遅れ
時間Ｔhよりは長い所定の値に設定されるが、Ｔe＝Ｔh
としてもよい。[Equation 3] Nef = ∫ (Aef) dt ……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………… 3 It is set to a predetermined value that is longer than Th, but Te = Th
May be

【００３７】ステップ＃４では、ステップ＃３で演算さ
れたエンジン回転数演算値Ｎefが記憶される。このよう
なエンジン回転数演算値Ｎefは、ライン圧制御ルーチン
(ステップ＃１〜ステップ＃９)が実行される毎に演算さ
れる。したがって、コントロールユニットＣＵのメモリ
内には、今回演算されたＮefiのほか、前回で演算され
たＮefi-1、前々回で演算されたＮefi-2…が記憶されて
いる。しかしながら、あるエンジン回転数演算値Ｎefが
演算された後、時間がＴeだけ経過したときには、かか
る演算値Ｎefはエンジン回転数予測値としての意味を失
うのでデリートされる。In step # 4, the engine speed calculation value Nef calculated in step # 3 is stored. Such an engine speed calculation value Nef is used in the line pressure control routine.
It is calculated every time (step # 1 to step # 9) is executed. Therefore, in the memory of the control unit CU, in addition to Nefi calculated this time, Nefi −1 calculated in the previous time, Nefi −2 ... However, after a certain engine speed calculation value Nef is calculated, when the time Te has elapsed, the calculation value Nef loses its meaning as an engine speed prediction value and is therefore deleted.

【００３８】したがって、例えば所定時間Ｔeを、ライ
ン圧制御ルーチンの演算周期Ｔa(例えば、２０ms)の６
倍の値(１２０ms)に設定したものとすれば、図７に示す
ように、現時点からＴe後までの間に複数のエンジン回
転数演算値(予測値)が、Ｔaの間隔で記憶されることに
なる(メモリＭ２〜メモリＭ７)。なお、メモリＭ１に
は、現時点における実際のエンジン回転数Ｎeiが記憶さ
れている。したがって、コントロールユニットＣＵは、
メモリＭ１〜Ｍ７に記憶された現時点からＴe後までの
エンジン回転数ないしはエンジン回転数演算値を、任意
の目的で自由に利用することができることになる。Therefore, for example, the predetermined time Te is set to 6 of the operation cycle Ta (for example, 20 ms) of the line pressure control routine.
If the double value (120 ms) is set, as shown in FIG. 7, a plurality of engine speed calculation values (predicted values) should be stored at intervals of Ta from the present time to after Te. (Memory M2 to memory M7). The actual engine speed Nei at the present time is stored in the memory M1. Therefore, the control unit CU
The engine speed from the present time to the time after Te stored in the memories M1 to M7 or the engine speed calculation value can be freely used for any purpose.

【００３９】ステップ＃５では、コントロールユニット
ＣＵのメモリ内に記憶されている複数のエンジン回転数
演算値の中から、現時点よりは油圧機構ＦＳの油圧応答
遅れ時間Ｔhだけ後のエンジン回転数演算値、例えば図
７に示す例ではメモリＭ４に記憶されているＮefi
-3と、現時点でのタービン回転数Ｎtとに基づいてター
ビントルクＴinが演算される。このように、現時点より
Ｔhだけ後のエンジン回転数演算値Ｎefi-3を用いている
ので、ここで得られるタービントルクＴinは、ほぼＴh
後にそうなるであろうと予測されるタービントルクとな
る。つまり、このステップ＃５では、現時点よりＴhだ
け後のタービントルクが予測されることになる。In step # 5, from the plurality of engine speed calculation values stored in the memory of the control unit CU, the engine speed calculation value after the hydraulic response delay time Th of the hydraulic mechanism FS from the present time is calculated. , The Nefi stored in the memory M4 in the example shown in FIG. 7, for example.
-3 and the turbine speed Nt at the present time, the turbine torque Tin is calculated. As described above, since the engine speed calculation value Nefi -3 which is Th after the present time is used, the turbine torque Tin obtained here is approximately Th.
Later on the turbine torque is expected to be so. That is, in step # 5, the turbine torque after Th from the present time is predicted.

【００４０】具体的には、タービントルクＴinは、エン
ジン回転数演算値Ｎefとタービン回転数Ｎtとに基づい
て、次の式４により演算される。Specifically, the turbine torque Tin is calculated by the following equation 4 based on the engine speed calculation value Nef and the turbine speed Nt.

【数４】 Ｔin＝β・Ｋc・Ｋt・Ｎef2……………………………………………式４ なお、式４中で、βは所定の比例定数である。Ｋcはト
ルクコンバータ７のトルク容量係数であって、トルクコ
ンバータ７の速度比e(＝Ｎt／Ｎef)に対して図８中の曲
線Ｇ1のような特性をもつ。また、Ｋtはトルクコンバー
タ７のトルク比であって、上記速度比eに対して図８中
の曲線Ｇ2のような特性をもつ。ここで、トルク容量係
数あるいはトルク比は、速度比eをパラメータとしてマ
ップ化してコントロールユニットＣＵ内に記憶されてい
るので、このステップ＃５では、まずＮtとＮefとに基
づいて、かかるマップからＫcとＫtとが読みとられ、か
かるＫc及びＫtと、βと、Ｎefとに基づいて式４により
タービントルクＴinが演算される。## EQU00004 ## Tin = .beta..multidot.Kc.multidot.Kt.multidot.Nef 2 Equation 4 In Equation 4, β is a predetermined proportional constant. Kc is a torque capacity coefficient of the torque converter 7, and has a characteristic like a curve G 1 in FIG. 8 with respect to the speed ratio e (= Nt / Nef) of the torque converter 7. Further, Kt is a torque ratio of the torque converter 7, and has a characteristic as shown by a curve G 2 in FIG. 8 with respect to the speed ratio e. Here, since the torque capacity coefficient or the torque ratio is stored in the control unit CU as a map using the speed ratio e as a parameter, in step # 5, based on Nt and Nef, Kc is calculated from the map. And Kt are read, and the turbine torque Tin is calculated by Equation 4 based on Kc and Kt, β, and Nef.

【００４１】ステップ＃６では、ステップ＃５で演算さ
れたタービントルクＴinと、ＣＶＴ１０の変速比とに基
づいて目標ライン圧Ｐsoが演算される。ここで、目標ラ
イン圧Ｐsoは、基本的にはＣＶＴ１０にベルトスリップ
を生じさせないような範囲内のほぼ最小限の圧に設定さ
れている。けだし、ライン圧を必要以上に高めるとポン
プロスが増加し、燃費性を低下させるからである。な
お、目標ライン圧Ｐsoの、タービントルクＴin及び変速
比に対する特性は例えば図９のように設定されている。
なお、かかる関係はマップ化されてコントロールユニッ
トＣＵ内に記憶されている。At step # 6, the target line pressure Pso is calculated based on the turbine torque Tin calculated at step # 5 and the gear ratio of the CVT 10. Here, the target line pressure Pso is basically set to a substantially minimum pressure within a range that does not cause belt slip in the CVT 10. This is because if the line pressure is increased more than necessary, pump loss will increase and fuel efficiency will be reduced. The characteristics of the target line pressure Pso with respect to the turbine torque Tin and the gear ratio are set as shown in FIG. 9, for example.
The relationship is mapped and stored in the control unit CU.

【００４２】前記したとおり、タービントルクＴinが、
現時点より油圧機構ＦＳの応答遅れ時間Ｔhだけ後にそ
うなるであろうと予測される値、すなわちＴhだけ先を
見越したタービントルクとなっているので、かかるター
ビントルクＴinに基づいて演算される目標ライン圧Ｐso
も、ほぼＴhだけ先を見越した値となっている。したが
って、油圧機構ＦＳではＴhだけ油圧応答遅れが生じる
が、このように目標ライン圧ＰsoがＴhだけ先を見越し
て設定されているので、上記応答遅れがほぼ完全に補償
され、応答遅れのないライン圧制御が行なわれ、ライン
圧制御の精度が高められる。As described above, the turbine torque Tin is
Since the turbine torque is a value that is predicted to be after the response delay time Th of the hydraulic mechanism FS from the present time, that is, the turbine torque is proactive by Th, the target line pressure calculated based on the turbine torque Tin. Pso
However, it is a value that is about Th ahead. Therefore, in the hydraulic mechanism FS, a hydraulic response delay is caused by Th. However, since the target line pressure Pso is set proactively by Th in this way, the response delay is almost completely compensated, and there is no response delay in the line. Pressure control is performed, and the accuracy of line pressure control is improved.

【００４３】ステップ＃７では、ステップ＃６で演算さ
れた目標ライン圧Ｐsoに対応するデューティ比が演算さ
れ、ステップ＃８ではこのデューティ比に従って第２デ
ューティソレノイド５３が駆動され、ステップ＃９で目
標ライン圧Ｐso通りのライン圧が形成され、この後ステ
ップ＃１に復帰する。かかるライン圧制御によれば、例
えば図１０に示すように時刻t0で加速が開始されたよう
な場合には、ライン圧Ｈ2がスロットル開度変化Ｈ1に対
してほとんど応答遅れなく追従し、変速応答性が極めて
良好となる。なお、従来のライン圧制御によれば、図１
０中の破線Ｈ3のように、時刻t1まではライン圧が変化
せず、したがって(t1−t0)の応答遅れが生じることにな
る。At step # 7, the duty ratio corresponding to the target line pressure Pso calculated at step # 6 is calculated, at step # 8 the second duty solenoid 53 is driven according to this duty ratio, and at step # 9 the target is obtained. A line pressure equal to the line pressure Pso is formed, and thereafter, the process returns to step # 1. According to such line pressure control, for example, when acceleration is started at time t 0 as shown in FIG. 10, the line pressure H 2 follows the throttle opening change H 1 with almost no response delay. The shift response becomes extremely good. In addition, according to the conventional line pressure control, as shown in FIG.
As indicated by the broken line H 3 in 0, the line pressure does not change until time t 1 , and therefore a response delay of (t 1 −t 0 ) occurs.

【００４４】[0044]

【発明の作用・効果】第１の発明によれば、所定時間だ
け先を見越したエンジン回転数に基づいてトルクコンバ
ータの出力トルクが演算されるので、この出力トルク演
算値も所定時間だけ先を見越したものとなる。したがっ
て、かかる出力トルクに基づいて設定されるライン圧目
標値も所定時間だけ先を見越したものとなり、これによ
って油圧機構の応答遅れが補償され、ライン圧制御の精
度が高められる。According to the first aspect of the invention, the output torque of the torque converter is calculated on the basis of the engine speed that anticipates a predetermined time ahead. It will be foreseeable. Therefore, the line pressure target value set on the basis of the output torque becomes anticipatory for a predetermined time, thereby compensating for the response delay of the hydraulic mechanism and improving the accuracy of the line pressure control.

【００４５】第２の発明によれば、基本的には第１の発
明と同様の作用・効果が得られる。さらに、油圧機構の
応答遅れに対応する時間だけ後のエンジン回転数に基づ
いてトルクコンバータの出力トルクが演算され、この出
力トルク演算値に基づいてライン圧目標値が設定される
ので、ライン圧目標値がちょうど油圧機構の応答遅れ時
間だけ先を見越したものとなり、油圧機構の応答遅れが
ほぼ完全に補償される。このため、ライン圧制御の精度
が一層高められる。According to the second invention, basically, the same operation and effect as those of the first invention can be obtained. Furthermore, the output torque of the torque converter is calculated based on the engine speed after a time corresponding to the response delay of the hydraulic mechanism, and the line pressure target value is set based on this output torque calculation value. The value is just ahead of the response delay time of the hydraulic mechanism, and the response delay of the hydraulic mechanism is almost completely compensated. Therefore, the accuracy of line pressure control is further enhanced.

【００４６】第３の発明によれば、基本的には第１また
は第２の発明と同様の作用・効果が得られる。さらに、
無段変速機が比較的油圧応答遅れの大きいベルト式無段
変速機であるので、応答遅れの改善効果が一層有効とな
る。According to the third invention, basically, the same action and effect as those of the first or second invention can be obtained. further,
Since the continuously variable transmission is a belt type continuously variable transmission having a relatively large hydraulic response delay, the effect of improving the response delay becomes more effective.

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

【図１】 請求項１〜請求項３に対応する第１〜第３の
発明の構成を示すブロック図である。FIG. 1 is a block diagram showing a configuration of first to third inventions corresponding to claims 1 to 3.

【図２】 本発明にかかる油圧制御装置を備えたパワー
トレインのシステム構成図である。FIG. 2 is a system configuration diagram of a power train including a hydraulic control device according to the present invention.

【図３】 油圧機構のシステム構成図である。FIG. 3 is a system configuration diagram of a hydraulic mechanism.

【図４】 制御機構のシステム構成図である。FIG. 4 is a system configuration diagram of a control mechanism.

【図５】 ライン圧制御の制御方法を示すフローチャー
トである。FIG. 5 is a flowchart showing a control method of line pressure control.

【図６】 エンジントルクの、エンジン回転数及びスロ
ットル開度に対する特性を示す図である。FIG. 6 is a diagram showing characteristics of engine torque with respect to engine speed and throttle opening.

【図７】 コントロールユニット内に記憶されるエンジ
ン回転数演算値の配列を示す図である。FIG. 7 is a diagram showing an array of engine speed calculation values stored in a control unit.

【図８】 トルク比及びトルク容量係数の、速度比に対
する特性を示す図である。FIG. 8 is a diagram showing characteristics of a torque ratio and a torque capacity coefficient with respect to a speed ratio.

【図９】 目標ライン圧の、タービントルク及び変速比
に対する特性を示す図である。FIG. 9 is a diagram showing a characteristic of a target line pressure with respect to a turbine torque and a gear ratio.

【図１０】 加速時におけるスロットル開度及びライン
圧の経時変化を示す図である。FIG. 10 is a diagram showing changes over time in throttle opening and line pressure during acceleration.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

ＣＥ…エンジン ＣＴ…変速装置 ＣＵ…コントロールユニット ＦＳ…油圧機構 ６…タービンシャフト ７…トルクコンバータ １０…ベルト式無段変速機(ＣＶＴ） CE ... Engine CT ... Transmission CU ... Control unit FS ... Hydraulic mechanism 6 ... Turbine shaft 7 ... Torque converter 10 ... Belt type continuously variable transmission (CVT)

Claims (3)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 エンジンの出力トルクを変速するトルク
コンバータと、該トルクコンバータの出力トルクを、油
圧機構から供給される油圧に基づいて変速する油圧作動
式変速機とを備えた変速装置における油圧作動式変速機
の油圧制御装置において、 トルクコンバータの入力軸回転数と出力軸回転数とに基
づいてトルクコンバータの出力トルクを演算し、該出力
トルクに基づいてライン圧目標値を設定するライン圧目
標値設定手段と、 上記ライン圧目標値に追従するように、ライン圧を制御
するライン圧制御手段と、 エンジン負荷とエンジン回転数とからエンジンの出力ト
ルクを演算し、該出力トルクに基づいて所定時間だけ後
のエンジン回転数を予測するエンジン回転数予測手段と
が設けられ、 かつ、上記ライン圧目標値設定手段が、エンジン回転数
予測手段によって予測されたエンジン回転数予測値を用
いてライン圧目標値を設定するようになっていることを
特徴とする油圧作動式変速機の油圧制御装置。1. A hydraulic operation in a transmission including a torque converter for shifting an output torque of an engine, and a hydraulically operated transmission for shifting an output torque of the torque converter based on a hydraulic pressure supplied from a hydraulic mechanism. In a hydraulic control device for a variable speed transmission, a line pressure target for calculating an output torque of a torque converter based on an input shaft speed and an output shaft speed of a torque converter and setting a line pressure target value based on the output torque. A value setting means, a line pressure control means for controlling the line pressure so as to follow the line pressure target value, an engine output torque is calculated from the engine load and the engine speed, and a predetermined value is calculated based on the output torque. An engine speed predicting means for predicting an engine speed after a lapse of time is provided, and the line pressure target value setting means is Hydraulic control apparatus for a hydraulically operated transmission, characterized in that gin is adapted to set the line pressure target value using the predicted engine speed predicted value by the rotation speed prediction means. 【請求項２】 請求項１に記載された油圧作動式変速機
の油圧制御装置において、 エンジン回転数予測手段が、油圧機構の応答遅れに対応
する時間だけ後のエンジン回転数を予測するようになっ
ていることを特徴とする油圧作動式変速機の油圧制御装
置。2. The hydraulic control device for a hydraulically actuated transmission according to claim 1, wherein the engine speed predicting means predicts the engine speed after a time corresponding to the response delay of the hydraulic mechanism. A hydraulic control device for hydraulically actuated transmissions. 【請求項３】 請求項１または請求項２に記載された油
圧作動式変速機の油圧制御装置において、 変速機構がベルト式無段変速機であって、ライン圧目標
値設定手段が、トルクコンバータの出力トルクとベルト
式無段変速機の変速比とに基づいてライン圧目標値を設
定するようになっていることを特徴とする油圧作動式変
速機の油圧制御装置。3. The hydraulic control device for a hydraulically actuated transmission according to claim 1, wherein the speed change mechanism is a belt type continuously variable transmission, and the line pressure target value setting means is a torque converter. A hydraulic pressure control device for a hydraulically actuated transmission, characterized in that the line pressure target value is set based on the output torque of the above and the gear ratio of the belt type continuously variable transmission.
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Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
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KR100394687B1 (en) * 2001-10-29 2003-08-14 현대자동차주식회사 Methold of controlling line pressure in an automatic transmission for vehicles
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