【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の制御装置に関
し、詳しくは、変速比の変化速度を制御対象どして変速
制御するものにおいて、セカンダリブーり回転数信号の
入力故障時のフェイルセーフに関する。
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号公報に示す油圧制御系の基本的／
７ものがある。これは、アクセルの踏込み量とエンジン
回転数の要素により変速比制御弁がバランスするように
動作して、エンジン回転数が常に一定になるように変速
比を定めるもので、変速比を制御対象にしている。
従って変速速度は、各変速比、プライマリ圧等により機
横十決定されることになり、変速速度を直接制御できな
なかった。そのため、運転域の過渡状態では変速比がハ
ンチング、オーバシュート等を生じてドライバビリティ
を悪化させることが指摘されている。
このことから、近年、無段変速機を変速制御する場合に
おいて、変速比の変化速度を加味して電子制御する傾向
にある。The present invention relates to a control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle, and more specifically, in a control device for controlling a speed change by controlling the speed of change of a gear ratio, the present invention relates to a control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle. Regarding safety. Regarding the speed change control of this type of continuously variable transmission, for example, the basic /
There are 7 things. In this system, the gear ratio control valve operates in a balanced manner depending on the amount of accelerator depression and engine speed, and determines the gear ratio so that the engine speed is always constant. ing. Therefore, the shifting speed is determined horizontally by each gear ratio, primary pressure, etc., and the shifting speed cannot be directly controlled. Therefore, it has been pointed out that in a transient state of the driving range, the gear ratio may cause hunting, overshoot, etc., which deteriorates drivability. For this reason, in recent years, when controlling continuously variable transmissions, there has been a tendency to electronically control the speed change of the gear ratio.
【従来の技術】[Conventional technology]
そこで従来、上記無段変速機で変速速度を加味して変速
制御するものに関しては、例えば特開昭５９−２０８２
５４号公報の先行技術があり、変速速度を車速の減少関
数とすることが示されている。また、入力信号の故障時
のフェイルセーフに関しては、例えば特開昭５９−１８
７１５３号公報があり、スロットル開度等のエンジン出
力センサが故障場合について示されている。Therefore, conventionally, regarding the continuously variable transmission that controls the speed change by taking the speed change into consideration, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 59-2082
There is a prior art disclosed in Japanese Patent No. 54, which indicates that the speed change speed is a decreasing function of the vehicle speed. Regarding fail-safe in case of input signal failure, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 59-18
No. 7153 discloses a case where an engine output sensor such as a throttle opening is out of order.
【発明が解決しようどする問題点）
ところで、上記先行技術の後者は、エンジン出力センサ
に関するものであるから、セカンダリプーリ回転数、即
ち車速の信号の入力故障には適用できない。
ここで、セカンダリプーリ回転数の信号が入力しなくな
ると、上記先行技術の前者のような車速に対する制御の
みならず、フィードバック制御が全（できなくなる。ま
た、変連速ｍを制御対象として制御する場合は、実変速
比ｉ、目標変速比ｉｓを算出しなければならず、プライ
マリプーリ、１ごカンダリブーりの各回転数Ｎｌｌ＋、
ＮＳおよびスロットル開度θを用いると、
１＝Ｎｐ ／Ｎｓ 、 ｉｓ＝ ｆ（θ、 ＮＳ ）
で示される。従って、ここでヒカンダリブーり回転数Ｎ
ｓの入力が故降りると、実変速比ｉ、目標変速比ＩＳを
定めることができず、変速不能となって車両の走行が不
可能になるという重大な問題を住する。
本発明は、このような点に鑑みてなされたしので、変速
速度を制御対象どして変速制御１ｉする制御系において
、セカンダリプーリ回転数信号の入力故障時に少なくと
も車両の走行を可能にづる無段変速機の制御装置を提供
することを目的としている。
【問題点を解決するための手段１
上記目的を達成するため、本発明は、スロットル開度と
セカンダリプーリ回転数で定まる目標変速比、プライマ
リとセカンダリのプーリ回転数で定まる実変速比の偏差
に基づいて求まる変速速度により変速制御ｉＩｌザるよ
うに構成し、上記セカンダリブーり回転数信号の入力状
態を検出し、入力故障時には変速比最大にホールドし、
ライン圧もその変速比に対処して最大に制御するように
構成されている。
［作 用］
１−記構成に工Ｊづき、目標変速比と実変速比から目標
どする変速速度を決め、それを制御対象として変速速度
制御するようになる。そしてセカンダリ！−り回転数信
号の入力故障時に変速速度が算出できない場合は、変速
比最大にホールドされることで、走行を続行しまたは停
止後再発進ずることが可能となる。
【実 施 例】
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を含む
１ム動系の概略について説明すると、エンジン１がクラ
ッチ２１前後進切換装置１３を介して無段変速機４の主
軸５に連結する。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にはプライマリプーリ１が、静
１軸６にはセカンダリプーリ８が設けられ、各プーリ７
．８には可動側に油１［シリンダ９．１０が装備される
と共に、駆動ベルト１１が轡付けられている。ここで、
プライマリシリンダ９の方が受圧面積を大きく設定され
、そのプライマリ圧により駆動ベルト１１のプーリ７゜
８に対する巻付は径の比率を変えて無段変速するように
なっている。
また副軸６は、１相のりダクションギャ１２を介して出
力軸１３に連結し、出力軸１３は、ファイナルギヤ１４
．ディファレンシャルギヤ１５を介して駆動輪１６に伝
りｊ構成されている。
次いで、無段変速機４の油圧制御系について説明すると
、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．変速速度
制御ブｔ２３に連通し、変速速度制御弁２３から油路２
４を介してプライマリシリンダ９に連通する。ライン圧
油路２１は更にレギュレータ弁２５に）す！通し、し１
！コレータ弁２５からの一定なレギュレータ圧の油路２
６が、ソレノイド弁２７．２８および変速速度制御弁２
３の一方に連通する。各ソレノイド弁２７．２８は制御
ユニット４０からのデユーティ信号によりｔｇλばオン
して徘ノ［シ、オフしてレギュレータ圧ＰＲを出力する
ものであり、このようなパルス状の制御圧を生成する。
そしてｙレノイド弁２７からのパルス状の制御圧は、ア
キュムレータ３０で平均化されてライン圧制御弁２２に
作用する。これに対しソレノイド弁２８からのパルス状
の制御圧は、そのまま変速速度制御系２３の使方に作用
する。なお、図中符＠２９はドレン油路、３１はオイル
パン、３２はオリフィスである。
ライン圧制御弁２２は、ソレノイド弁２７からの平均化
した制御圧によりライン圧ＰＬの四１す御を行う。
変速速度制御弁２３は、レギュレータ圧とソレノイド弁
２８からのパルス状の制御圧の関係により、ライン圧油
路２１．２４を接続する給油位置と、ライン圧油路２４
をドレンする用油位置とに動作する。
そして、デユーティ比により２位置の動作状態を変えて
プライマリシリンダ９への給油または抽油の流量Ｑを制
御し、変速速度ｄｉ／ｄｔにより変速制御するようにな
っている。
第２図において、電気制御系について説明する。
先ず、変速速度制御系について説明すると、ブラインリ
ブ−リフ、ｔ？カングリプーリ８．エンジン１の各回転
数センサ４１．４２．４３、およびスロットル間度セン
ザ４４を有する。そして制御ユニット４０において両プ
ーリ回転数センサ４１．４２からの回転信号Ｎｐ、Ｎｓ
は、実変速比算出部４５に入力して、：＝Ｎｐ／Ｎｓに
より実変速比ｉを求める。
また、セカンダリブーり回転数センサ４２からの信号Ｎ
Ｓとスロットル開度＋ごン（す４４の１３号θは、目標
変速比検索部４Ｇに入力し、ここで変速パターンに基づ
＜ＮＳ−〇のテーブルから目標変速比ｉｓを検索する。
スロットル間度センサ４４の信号θは加速検出部５１に
人力し、ｄθ／ｄｔによりス１１ットル聞庶変化θを算
出し、これに基づき係数設定部４７で係数ｋがθの関数
どして設定される。実変速比算出部４５の実変速比ｉ、
目標変速比検索部４Ｇの定常での目標変速比ｉｓおＪ、
び係数設定部４７の係数には、変速速度算出部４８に入
力し、
ｄｉ／ｄｔ＝ ｋ （Ｉｓ −ｉ ）
により変速速度ｄｉ／ｄｔを算出し、その符号が正の場
合はシフトダウン、負の場合はジットアップに定める。
変速速度算出部４８と実変速比算出部４５の信号旧／ｄ
ｔ、 ｉは、更にデユーティ比検索部４９に入力する。
ここで、デユーティ比Ｄ−ｆ＜旧／ｄｉ、 ｉ ）の関
係により、±ｄｉ／ｄｔとｉのテーブルが設定されてお
り、シフトアップの一旧／ｄｔと１のテーブルではデユ
ーティ比りが例えば５０％以上の値に、シフトダウンの
旧／ｄｔとｉのテーブルではデユーティ比りが５０％以
下の値に振り分けである。そしてシフトアップのデープ
ルではデユーティ比りがｉに対して減少関数で、−旧／
ｄｔに対して増大関数で設定され、シフトダウンのテー
ブルではデユーティ比りが逆にｉに対して増大関数で、
ｄｉ／ｄｔに対しては減少関数で設定されている。そこ
で、かかるテーブルを用いてデユーティ比りが検索され
る。そ１ノで上記デユーティ比検索部４９からのデユー
ティ比りの信号が、駆動部５０を介してソレノイド弁２
８に入力するようになっている。
続いて、ライン圧制御系について説明すると、スロット
ル開度センサ４４の信号θ、エンジン回転数センサ４３
の信号Ｎｅがエンジントルク算出部５２に入力して、θ
−ＮｅのテーブルからエンジントルクＴを求める。一方
、実変速比算出部４５からの実変速比１に基づき必要ラ
イン圧設定部５３において、単位トルク当りの必要ライ
ン圧Ｐ Ｌ １．１を求め、これと上記エンジントルク
算出部５２のエンジン１ヘルクＴが目標ライン圧算出部
５４に入ノ〕して、ＰＬ＝ＰＬＬｌ −Ｔにより目標ラ
イン圧ＰＬを算出する。
目標ライン圧算出部５４の出力ＰＬは、デユーティ比設
定部５５に入力して目標ライン圧ＰＬに相当するデユー
ティ比りを設定する。そしてこのデユーティ比りの信号
が、駆動部５Ｇを介してソレノイド弁２１に入カリ゛る
ようになっている。
一方、上記制御系において、セカンダリプーリ回転数セ
ンサ４２の故障等に伴うその信号の入力故障時のフェイ
ルセーフ手段として、プライマリとセカンダリの各ブー
り回転数センサ４１．４２の信号Ｎｐ、Ｎｓが入力する
故障判定部６０を有し、信号Ｎｌ＋が入力するにもかか
わらず信号Ｎｓが入力しない場合に故障と判断する。こ
の故障判定部６０の故障信号は変速固定部６１に入力し
、この変速固定部６１により変速制御系のデユーティ比
検索部４９においてデユーティ比りを略Ｏ％にセットし
、ライン圧Ｍ御系のデユーティ比ｊＱ定部５５ではデユ
ーティ比りを略１００％にセットする。
次いで、このように構成された無段変速機の制御装置の
作用について説明する。
先ず、エンジン１からのアクセルの踏込みに応じた動力
が、クラッチ２．切換装置３を介して無段変速機４のプ
ライマリプーリ７に入力し、駆動ベルト１１．セカンダ
リプーリ８により変速した動力が出力し、これが駆動輪
１６側に伝達することで走行する。
そして上記走行中において、実変速比１の値が大きい低
速段においてエンジントルクＴが大きいほど目標ライン
圧が大きく設定され、これに相当するデユーティ比の大
きい信号がソレノイド弁２７に入力して制御圧を小さく
生成し、その平均化した圧力でライン圧制御弁２２を動
作することで、ライン圧油路２１のライン圧ＰＬを高く
する。そして変速比ｉが小さくなり、−Ｌンジントルク
Ｔも小さくなるに従いデユーティ比を減じて制御珪をｊ
（１人することで、ライン圧ＰＬはドレン量の増大によ
りＩＩｃ Ｆするように制御されるのであり、こう１）
で常に駆動ベルト１１での伝達Ｉ−ルクに相当するプー
リ押イ・１０力を作用する。
上記ライン圧ＰＬは、常にセカンダリシリンダ１０に供
給されており、変速速度制御弁２３によりプライマリシ
リンダ９に給排油づることで、変速速度制御されるので
あり、これを以下に説明する。
先ず、各センサ４１．４２および４４からの信号Ｎｐ。
ＮＳ、θが読込まれ、制御ユニット４０の変速速度算出
部４５で実変速比１を、目Ｍ変速比検索部４６で１１標
変速比１８を求め、これらど係数ｋを用いて変速速度算
出部４８で変３！！速度ｄｉ／ｄｔを求める。そこでＩ
Ｓ〈１の関係にあるシフトアップとｉｓ＞ ｌの関係の
シフトダウンで、±ｄｉ／ｄｔと１によりデユーティ比
検索部４９でテーブルを用いてデユーティ比りが検索さ
れる。
上記デユーティ信号は、ソレノイド弁２８に入力してパ
ルス状の制御圧を生成し、これにより変速速度制御９２
３を給油と排油の２位置で繰返し動作する。
ここでシフトアップでは、給油と排油とがバランス１゛
るデユーティ比り以上の値でソレノイド弁２８によるパ
ルス状の制御圧は、オンの零圧時間の方がオフのレギュ
ーレータ圧ＰＲ時間より長くなり、変速速度制御弁２３
は給油位置での動作時間が長（なって、ブライマリシン
ダ９に排油以上に給油してシフトアップ作用する。そし
てｉの大きい低速段側で−ｄｉ／ｄｔが小さい場合は、
Ｄの値が小さいことで給油量が少なく変速スピードが遅
いが、ｉの小さい高速段側に移行し、−ｄｉ／ｄｔが大
きくなるにつれてＤの値が大きくなり、給油ｍが増して
変速スピードが速くなる。一方、シフトダウンでは、給
油と排油とがバランスするデユーティ比り以下の値であ
るため、制御圧は上述と逆になり、変速速度制御弁２３
は排油位置での動作時間が長くなり、ブライマリシンダ
９を給油以上に排油としてシフトダウン作用する。そし
てこの場合は、１の大きい低速段側でｄｉ／ｄｔが小さ
い場合にＤの値が大きいことで、１１油量が少なくて変
速スピードが遅く、１の小さい高速段側に移行し、ｄｉ
／ｄｔが大きくなるにつれてＤの値が小さくなり、排油
■が増して変速スピードが速くなる。こうして低速段と
高速段の全域において、変速速度を変えながらシフトア
ップまたはシフトダウンして無段階に変速づることにな
る。
一方、上記ライン圧および変速速度の制御において、故
障判定部６０で常にセカンダリプーリ回転数信号ＮＳの
入力状態が検出されており、その入力故障時には故障出
力を生じる。そこで変速固定部６１が、デユーティ比検
索部４９のデユーティ比りを略Ｏ％にセットするように
なり、このためソレノイド弁２８による制御圧は一定の
レギュレータ圧ρＲになって変速速度制御弁２３を排油
位置に固定する。そこで、直ちにシフトダウンして変速
比最大にホールドされ、この変速比で走行を続行するこ
とが可能となる。
またこのとき、変速固定部６１がデユーティ比設定部５
５のデユーディ比りを略１００％にセットすることで、
ソレノイド弁２７による制御圧は最小になり、このため
ライン圧制御弁２２によるライン圧は最大にホールドさ
れる。こうして、上記変速比最大の場合の伝達トルクに
対して、ベルトスリップを生じないようなプーリ押付（
ブカを保つ。
以上、本発明の一実施例について述べたが、故障判断ｄ
３よびその場合のデユーティ比のセットは、上記実施例
のみに限定されるものではない、また、プライマリプー
リ回転数、スロットル開度の入力故障にも適用しくｑる
。
［発明の効果）
以上述べてきたように、本発明によれば、変速速度を制
卸対象とした変速制御において、目標および実変速比の
弊出に用いるセカンダリプーリ回転数信号の入力が故障
しても、変速比最大の低速段にホールドされることで走
行を続行し、停止後再発進することが可能となる。
電気制御系のデユーティ比を変更するだけであるから、
構造が筒中である。[Problems to be Solved by the Invention] Incidentally, since the latter of the above-mentioned prior art relates to an engine output sensor, it cannot be applied to an input failure of a signal of the secondary pulley rotation speed, that is, the vehicle speed. Here, when the signal of the secondary pulley rotation speed is no longer input, not only the control over the vehicle speed as in the former case of the above-mentioned prior art, but also the feedback control becomes impossible. In this case, the actual gear ratio i and the target gear ratio is must be calculated, and each rotation speed of the primary pulley and secondary pulley Nll+,
Using NS and throttle opening θ, 1=Np/Ns, is=f(θ, NS)
It is indicated by. Therefore, here the number of rotations N
If s is inputted incorrectly, the actual speed ratio i and the target speed ratio IS cannot be determined, and a serious problem arises in that the speed cannot be changed and the vehicle cannot run. The present invention has been made in view of the above points, and therefore, in a control system that performs speed change control 1i by using the speed change speed as a control object, there is a method that enables at least the running of the vehicle when the input failure of the secondary pulley rotation speed signal occurs. The object of the present invention is to provide a control device for a step-change transmission. [Means for Solving the Problems 1] In order to achieve the above object, the present invention provides a target gear ratio determined by the throttle opening and the rotation speed of the secondary pulley, and a deviation between the actual gear ratio determined by the rotation speed of the primary and secondary pulleys. The system is configured to control the speed change based on the speed change speed determined based on the speed change, detect the input state of the secondary boot rotation speed signal, and hold the speed ratio at the maximum in the event of an input failure.
The line pressure is also configured to be controlled to the maximum in accordance with the gear ratio. [Function] 1- Based on the configuration described above, the target speed change speed is determined from the target speed change ratio and the actual speed change ratio, and the speed change speed is controlled using this as the control target. And secondary! - If the gear change speed cannot be calculated when the input failure of the rotational speed signal occurs, the gear ratio is held at the maximum, making it possible to continue traveling or restart after stopping. [Embodiments] Hereinafter, embodiments of the present invention will be described based on the drawings. In FIG. 1, an outline of a one-wheel drive system including a continuously variable transmission to which the present invention is applied will be explained. An engine 1 is connected to a main shaft 5 of a continuously variable transmission 4 via a clutch 21 and a forward/reverse switching device 13. do. The continuously variable transmission 4 has a subshaft 6 relative to the main shaft 5.
are arranged in parallel, a primary pulley 1 is provided on the main shaft 5, a secondary pulley 8 is provided on the static shaft 6, and each pulley 7
．． 8 is equipped with oil cylinders 9 and 10 on the movable side, and a drive belt 11 is attached thereto. here,
The primary cylinder 9 is set to have a larger pressure-receiving area, and due to the primary pressure, the winding of the drive belt 11 around the pulleys 7.8 changes the ratio of diameters so that the speed is continuously variable. Further, the subshaft 6 is connected to an output shaft 13 via a one-phase transmission gear 12, and the output shaft 13 is connected to a final gear 14.
．． It is transmitted to the driving wheels 16 via the differential gear 15. Next, the hydraulic control system of the continuously variable transmission 4 will be described. It has an oil pump 20 driven by the engine 1, and a line pressure oil passage 21 on the discharge side of the oil pump 20 is connected to the secondary cylinder 10. Line pressure control valve 22. It communicates with the gear change speed control valve t23, and the oil passage 2 is connected from the gear change speed control valve 23.
4 to the primary cylinder 9. The line pressure oil passage 21 is further connected to the regulator valve 25)! Through, Shi1
! Oil line 2 with constant regulator pressure from collator valve 25
6 is the solenoid valve 27, 28 and the speed change control valve 2
Connects to one side of 3. Each of the solenoid valves 27 and 28 is turned on at tgλ and turned off at tgλ in response to a duty signal from the control unit 40, and outputs the regulator pressure PR, and generates such a pulse-like control pressure. The pulsed control pressure from the y-lenoid valve 27 is averaged by the accumulator 30 and acts on the line pressure control valve 22. On the other hand, the pulse-like control pressure from the solenoid valve 28 directly affects the use of the speed change control system 23. Note that the symbol @29 in the figure is a drain oil passage, 31 is an oil pan, and 32 is an orifice. The line pressure control valve 22 controls the line pressure PL using the averaged control pressure from the solenoid valve 27. The gear change speed control valve 23 has a refueling position connecting the line pressure oil passage 21.24 and a line pressure oil passage 24 depending on the relationship between the regulator pressure and the pulse-like control pressure from the solenoid valve 28.
To drain the oil position and operate. Then, the operating states of the two positions are changed by the duty ratio to control the flow rate Q of oil supply or oil extraction to the primary cylinder 9, and the speed change is controlled by the speed change speed di/dt. Referring to FIG. 2, the electrical control system will be explained. First, let me explain about the speed change control system: Brine Rib-Riff, t? Kangri Puri 8. It has respective rotational speed sensors 41, 42, 43 of the engine 1, and a throttle angle sensor 44. Then, in the control unit 40, rotation signals Np and Ns from both pulley rotation speed sensors 41 and 42 are output.
is input to the actual gear ratio calculating section 45, and the actual gear ratio i is determined by :=Np/Ns. In addition, a signal N from the secondary boolean rotation speed sensor 42
S and throttle opening + Gon (No. 13 θ of S44 are input to the target gear ratio search section 4G, where the target gear ratio IS is searched from the table <NS-〇 based on the gear shift pattern. Throttle The signal θ from the engine speed sensor 44 is inputted to the acceleration detection unit 51, and the throttle torque change θ is calculated from dθ/dt.Based on this, the coefficient k is set by the coefficient setting unit 47 as a function of θ. The actual gear ratio i of the actual gear ratio calculation unit 45,
Target speed ratio search unit 4G's steady state target speed ratio isoJ,
The coefficients of the shift coefficient setting section 47 are input to the shift speed calculation section 48, and the shift speed di/dt is calculated by di/dt=k (Is - i), and if the sign is positive, the shift down is In the case of , it is determined by JIT-UP. Signal old/d of the gear shift speed calculation unit 48 and the actual gear ratio calculation unit 45
t and i are further input to the duty ratio search section 49. Here, due to the relationship of duty ratio D-f<old/di, i), a table of ±di/dt and i is set, and in the table of shift-up old/dt and 1, the duty ratio is, for example, In the table of old /dt and i of shift down, the duty ratio is assigned to a value of 50% or more. In the shift-up daple, the duty ratio is a decreasing function with respect to i, and −old/
It is set as an increasing function for dt, and in the shift down table, the duty ratio is set as an increasing function for i,
A decreasing function is set for di/dt. Therefore, the duty ratio is searched using such a table. At step 1, the duty ratio signal from the duty ratio search section 49 is sent to the solenoid valve 2 via the drive section 50.
8. Next, the line pressure control system will be explained. The signal θ of the throttle opening sensor 44, the engine rotation speed sensor 43
The signal Ne of θ is input to the engine torque calculation unit 52, and θ
Find the engine torque T from the -Ne table. On the other hand, based on the actual gear ratio 1 from the actual gear ratio calculation unit 45, the required line pressure setting unit 53 calculates the required line pressure P L 1.1 per unit torque, and combines this with the engine 1 of the engine torque calculation unit 52. Herc T enters the target line pressure calculating section 54 and calculates the target line pressure PL by PL=PLLl-T. The output PL of the target line pressure calculation section 54 is input to a duty ratio setting section 55 to set a duty ratio corresponding to the target line pressure PL. A signal corresponding to this duty ratio is input to the solenoid valve 21 via the drive section 5G. On the other hand, in the above control system, the signals Np and Ns of each of the primary and secondary pulley rotation speed sensors 41 and 42 are input as a fail-safe means in the event of an input failure of the signal due to a failure of the secondary pulley rotation speed sensor 42, etc. If the signal Ns is not input even though the signal Nl+ is input, it is determined that there is a failure. The failure signal from the failure determination section 60 is input to the speed change fixing section 61, which sets the duty ratio to approximately 0% in the duty ratio search section 49 of the speed change control system, and controls the line pressure M control system. The duty ratio jQ determining section 55 sets the duty ratio to approximately 100%. Next, the operation of the continuously variable transmission control device configured as described above will be explained. First, the power from the engine 1 in response to the depression of the accelerator is transferred to the clutch 2. It is input to the primary pulley 7 of the continuously variable transmission 4 via the switching device 3, and the drive belt 11. The power that has been shifted by the secondary pulley 8 is output, and this is transmitted to the drive wheels 16 to drive the vehicle. Then, during the above-mentioned driving, the target line pressure is set larger as the engine torque T is larger in the lower speed gear where the value of the actual gear ratio 1 is larger, and a signal with a corresponding larger duty ratio is input to the solenoid valve 27 to control the control pressure. By generating a small amount of pressure and operating the line pressure control valve 22 with the averaged pressure, the line pressure PL of the line pressure oil passage 21 is increased. As the gear ratio i becomes smaller and the -L engine torque T also becomes smaller, the duty ratio is reduced and the control ratio j
(With one person working, the line pressure PL can be controlled to IIcF due to the increase in the amount of drain. This is how 1)
At this time, a pulley pushing force corresponding to the I-lux transmitted by the drive belt 11 is always applied. The line pressure PL is always supplied to the secondary cylinder 10, and the speed change speed is controlled by supplying and discharging oil to the primary cylinder 9 by the speed change control valve 23. This will be explained below. First, the signal Np from each sensor 41, 42 and 44. NS and θ are read, the actual gear ratio 1 is determined by the shift speed calculation unit 45 of the control unit 40, the target gear ratio 18 is determined by the target M gear ratio search unit 46, and the shift speed calculation unit calculates the actual gear ratio 18 using the coefficient k. Weird 3 at 48! ! Find the speed di/dt. So I
For an upshift having a relationship of S<1 and a downshift having a relationship of is>l, the duty ratio is searched by the duty ratio search unit 49 using a table based on ±di/dt and 1. The duty signal is input to the solenoid valve 28 to generate a pulse-like control pressure, thereby controlling the speed change speed 92.
Repeat step 3 at two positions: oil supply and oil drain. When shifting up, the pulse-like control pressure by the solenoid valve 28 is longer than the regulator pressure PR time when it is turned on and the pulse-like control pressure is controlled by the solenoid valve 28 when the oil supply and oil drainage are equal to or higher than the duty ratio that balances 1. , the speed change speed control valve 23
The operating time at the refueling position is long (as a result, the briquetting cylinder 9 is refilled with more oil than the oil drained, causing a shift-up effect.And if -di/dt is small on the low gear side where i is large,
If the value of D is small, the amount of oil supplied is small and the shifting speed is slow, but as the gear shifts to a high speed gear with a small i and -di/dt increases, the value of D increases, the amount of oil supplied m increases, and the shifting speed increases. It gets faster. On the other hand, in a downshift, the value is less than the duty ratio that balances oil supply and oil discharge, so the control pressure is opposite to the above, and the shift speed control valve 23
The operating time at the oil draining position becomes longer, and the bristle cylinder 9 is shifted down by draining oil more than refueling. In this case, when di/dt is small on the low gear side with a large number 1, the value of D is large, so the amount of oil in
As /dt increases, the value of D decreases, the amount of drained oil increases, and the shift speed increases. In this way, the gears can be shifted steplessly by shifting up or down while changing the gear speed in the entire range between the low gear and the high gear. On the other hand, in controlling the line pressure and shifting speed, the input state of the secondary pulley rotation speed signal NS is always detected in the failure determination section 60, and a failure output is generated when the input failure occurs. Therefore, the speed change fixing section 61 comes to set the duty ratio of the duty ratio search section 49 to approximately 0%, so that the control pressure by the solenoid valve 28 becomes a constant regulator pressure ρR, and the speed change speed control valve 23 is controlled. Fix it in the oil drain position. Therefore, the gear ratio is immediately downshifted and held at the maximum gear ratio, and it becomes possible to continue driving at this gear ratio. Also, at this time, the speed change fixing section 61 is connected to the duty ratio setting section 5.
By setting the duty ratio of 5 to approximately 100%,
The control pressure by the solenoid valve 27 becomes the minimum, and therefore the line pressure by the line pressure control valve 22 is held at the maximum. In this way, the pulley is pressed (
Keep Buka. Above, one embodiment of the present invention has been described.
3 and the set of duty ratios in that case are not limited to the above-described embodiments, and may also be applied to input failures of the primary pulley rotation speed and throttle opening. [Effects of the Invention] As described above, according to the present invention, the input of the secondary pulley rotation speed signal used to determine the target and actual gear ratios is prevented from malfunctioning in gear shift control that targets the gear shift speed. However, by holding the gear ratio in the lowest gear, which has the maximum gear ratio, it is possible to continue driving and restart the vehicle after coming to a stop. Since all you have to do is change the duty ratio of the electrical control system,
The structure is inside the cylinder.
【図面の簡単な説明】[Brief explanation of drawings]
第１図は本発明の制御装置の実施例を示す構成図、第２
図は電気制御系のブロック図である。
４・・・無段変速機、２３・・・変速速度制御弁、４０
・・・制御ユニツ１〜．４１・・・プライマリプーリ回
転数センサ、４２・・・レカンダリプーリ回転数センサ
、４４・・・スロットル開度センサ、４５・・・実変速
比算出部、４６・・・目標変速比検索部、４８・・・変
速速度算出部、６０・・・故障判定部、Ｇ１・・・変速
固定部。FIG. 1 is a configuration diagram showing an embodiment of the control device of the present invention, and FIG.
The figure is a block diagram of the electrical control system. 4...Continuously variable transmission, 23...Shift speed control valve, 40
...Control unit 1~. 41... Primary pulley rotation speed sensor, 42... Secondary pulley rotation speed sensor, 44... Throttle opening sensor, 45... Actual gear ratio calculation unit, 46... Target gear ratio search unit, 48. . . . Shift speed calculation section, 60 . . . Failure determination section, G1 . . . Shift fixing section.