JP2012202424A - Control device for continuously variable transmission - Google Patents
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Abstract
Description
この発明は無段変速機の車両の制御装置に関する。 The present invention relates to a vehicle control device for a continuously variable transmission.
従来、無段変速機においてはベルト(動力伝達要素)の滑りを防止するため、若干の増加分(余裕分)を加えて制御値を算出しており、その例として例えば下記の特許文献1記載の技術を挙げることができる。 Conventionally, in a continuously variable transmission, a control value is calculated by adding a slight increase (margin) in order to prevent the belt (power transmission element) from slipping. Can be mentioned.
特許文献1記載の技術においては、ベルトを介して入力される理論トルクを算出し、算出された理論トルクに余裕トルクを加算して第1保証トルクを算出すると共に、算出された理論トルクに安全率を乗じて第2保証トルクを算出し、第1、第2保証トルクのうちの小さい方を選択し、その選択値などに基づいて押圧力基準トルクを算出してプーリ圧を制御することが提案されている。
In the technique described in
特許文献1記載の技術は上記のように構成することでベルト(動力伝達要素)の滑りを防止しているが、増加分(余裕分)を一律に大きな値としていることから、ベルト・プーリの摩耗に対する耐久性を保証するためにベルト・プーリを必要以上の強度にする必要があり、重量、サイズが大きくなっていた。
The technique described in
この発明の目的は上記した課題を解決し、増加分(余裕分)を走行状態に応じて持ち替えることで、動力伝達要素の滑りを防止すると共に、プーリとの間の磨耗を防止し、プーリの小型・軽量化を可能にした無段変速機の制御装置を提供することにある。 The object of the present invention is to solve the above-mentioned problems and to change the increase (margin) according to the running state, thereby preventing slippage of the power transmission element and preventing wear between the pulley and the pulley. It is an object of the present invention to provide a control device for a continuously variable transmission that can be reduced in size and weight.
上記した課題を解決するために、請求項1にあっては、車両に搭載される駆動源に接続されると共に、第1油圧アクチュエータに作動油を供給されるとき軸方向に移動自在なドライブプーリと、駆動輪に接続されると共に、第2油圧アクチュエータに作動油を供給されるとき軸方向に移動自在なドリブンプーリと、前記ドライブプーリとドリブンプーリの間に掛け回される動力伝達要素とを備え、前記第1、第2油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御することで変速比を無段階に変更可能な無段変速機の制御装置において、前記無段変速機に入力される理論トルクを算出する理論トルク算出手段と、前記理論トルクが増加するほど増加するように設定された複数個の定数のうちのいずれかを前記算出された理論トルクに基づいて選択することで第1余裕トルクを算出する第1余裕トルク算出手段と、少なくとも前記車両の走行速度と前記駆動源の負荷とに基づき、前記車両が一定加速中で走行する安定加速走行状態にあるか否か判定する安定加速走行状態判定手段と、前記安定加速走行状態にあると判定されるとき、前記第1余裕トルクと理論トルクを加算して保証トルクを算出する保証トルク算出手段と、前記算出された保証トルクに基づいて前記第1、第2油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御する作動油供給制御手段とを備える如く構成した。
In order to solve the above-described problem, according to
請求項2に係る無段変速機の制御装置にあっては、前記算出された理論トルクに所定の係数を乗じて得た積を第2余裕トルクとして算出する第2余裕トルク算出手段と、少なくとも前記車両の走行速度と前記駆動源の負荷とに基づき、前記車両がクルーズ走行をするクルーズ走行状態にあるか否か判定するクルーズ走行状態判定手段と、前記クルーズ走行状態にあると判定されるとき、予め設定された余裕トルク下限値と前記第2余裕トルクのうち大きい方を第3の余裕トルクとして設定し、前記第1余裕トルクと第3余裕トルクのうちの小さい方を選択する余裕トルク選択手段とを備え、前記保証トルク算出手段は、前記選択された余裕トルクと理論トルクを加算して保証トルクを算出する如く構成した。 In the control device for a continuously variable transmission according to claim 2, a second margin torque calculating means for calculating a product obtained by multiplying the calculated theoretical torque by a predetermined coefficient as a second margin torque, and at least When it is determined that the vehicle is in a cruise traveling state in which the vehicle is in a cruise traveling state in which the vehicle is traveling based on the traveling speed of the vehicle and the load of the drive source; The larger one of the preset margin torque lower limit value and the second margin torque is set as the third margin torque, and the margin torque selection for selecting the smaller one of the first margin torque and the third margin torque. The guaranteed torque calculation means is configured to calculate the guaranteed torque by adding the selected margin torque and the theoretical torque.
請求項3に係る無段変速機の制御装置にあっては、前記保証トルク算出手段は、前記安定加速走行状態および前記クルーズ走行状態のいずれにもないと判定されるとき、前記複数個の定数のうちの最大値を選択して算出された前記第1余裕トルクと理論トルクとを加算して保証トルクを算出する如く構成した。 In the control device for a continuously variable transmission according to claim 3, when it is determined that the guaranteed torque calculation means is neither in the stable acceleration traveling state nor in the cruise traveling state, the plurality of constants The guaranteed torque is calculated by adding the first marginal torque calculated by selecting the maximum value of these and the theoretical torque.
請求項1に係る無段変速機の制御装置にあっては、理論トルクが増加するほど増加するように設定された複数個の定数のうちのいずれかを算出された理論トルクに基づいて選択することで第1余裕トルクを算出し、少なくとも車両の走行速度と駆動源の負荷とに基づき、車両が一定加速中で走行する安定加速走行状態にあるか否か判定し、安定加速走行状態にあると判定されるとき、第1余裕トルクと理論トルクを加算して得た保証トルクに基づいて第1、第2油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御する如く構成したので、安定走行状態にあると判定されるときは、理論トルクの大きさに応じて算出される値を第1余裕トルクとすることで、動力伝達要素の滑りを防止できると共に、増加分(余裕分)が不要に増加することがないので動力伝達要素とプーリ間の磨耗も防止できると共に、ベルトリングの寿命を向上させることができる。またプーリの小型・軽量化を図ることができる。
In the continuously variable transmission control device according to
請求項2に係る無断変速機の制御装置にあっては、少なくとも車両の走行速度と駆動源の負荷とに基づき、車両がクルーズ走行をするクルーズ走行状態にあるか否か判定し、クルーズ走行状態にあると判定されるとき、算出された理論トルクに所定の係数を乗じて得た積を第2余裕トルクとして算出すると共に、予め設定された余裕トルク下限値と第2余裕トルクのうち大きい方を第3の余裕トルクとして設定し、第1余裕トルクと第3余裕トルクのうちのうちの小さい方を選択し、選択された余裕トルクと理論トルクを加算して得た保証トルクに基づいて第1、第2油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御する如く構成したので、クルーズ走行状態にあると判定されるときは、予め設定された余裕トルク下限値と第2余裕トルクのうち大きい方を第3の余裕トルクとして設定し、第1余裕トルクと第3余裕トルクのうちの小さい方を選択し、選択された余裕トルクと理論トルクを加算して得た保証トルクに基づいて第1、第2油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御することで、動力伝達要素の滑りを確実に防止できると共に、より小さい余裕トルクとすることが可能なので、燃費を向上させることができる。 In the continuously variable transmission control device according to claim 2, it is determined whether or not the vehicle is in a cruise traveling state in which the vehicle is traveling on a cruise basis based on at least the traveling speed of the vehicle and the load of the drive source. Is determined, the product obtained by multiplying the calculated theoretical torque by a predetermined coefficient is calculated as the second margin torque, and the larger one of the preset margin torque lower limit value and the second margin torque Is set as the third margin torque, the smaller one of the first margin torque and the third margin torque is selected, and the first margin torque is calculated based on the guaranteed torque obtained by adding the margin torque and the theoretical torque. 1. Since it is configured to control the supply of hydraulic oil to the second hydraulic actuator, when it is determined that the vehicle is in a cruise traveling state, the preset margin torque lower limit value and the second margin torque The threshold is set as the third margin torque, the smaller one of the first margin torque and the third margin torque is selected, and the first margin torque is calculated based on the guaranteed torque obtained by adding the margin torque and the theoretical torque. By controlling the supply of hydraulic oil to the first and second hydraulic actuators, it is possible to reliably prevent the power transmission element from slipping and to reduce the margin torque, thereby improving the fuel efficiency.
請求項3に係る無段変速機の制御装置にあっては、安定加速走行状態およびクルーズ走行状態のいずれにもないと判定されるとき、複数個の定数のうちの最大値を選択して算出された第1余裕トルクと理論トルクとを加算して保証トルクを算出する如く構成したので、上記した効果に加え、入力トルクが不安定な場合などであっても、動力伝達要素の滑りを一層確実に防止することができる。 In the continuously variable transmission control device according to claim 3, when it is determined that neither the stable acceleration traveling state nor the cruise traveling state is present, the maximum value of a plurality of constants is selected and calculated. Since the guaranteed torque is calculated by adding the first marginal torque and the theoretical torque, the slip of the power transmission element is further reduced even when the input torque is unstable in addition to the above-described effects. It can be surely prevented.
以下、添付図面を参照してこの発明に係る無段変速機の制御装置を実施するための形態について説明する。 DESCRIPTION OF EXEMPLARY EMBODIMENTS Hereinafter, an embodiment for carrying out a continuously variable transmission control device according to the invention will be described with reference to the accompanying drawings.
図1は、この実施例に係る無段変速機の制御装置を概略的に示す全体図である。 FIG. 1 is an overall view schematically showing a control device for a continuously variable transmission according to this embodiment.
図1において符号1は車両を示し、車両1にはベルト式の無段変速機(CVT。以下「CVT」という)10が搭載される。CVT10は駆動源(原動機)PMの出力を変速し、ディファレンシャル機構Dを介して左右の駆動輪(前輪)WL,WRに伝達する。
In FIG. 1,
駆動源PMは、エンジン(内燃機関)Eとモータ(電動機)MOTからなる。モータMOTはエンジンEの出力軸(クランク軸)に同軸に連結され、エンジンEを回転させる電動機とエンジンEによって回転されて回生電力を生じる発電機として機能する。 The drive source PM includes an engine (internal combustion engine) E and a motor (electric motor) MOT. The motor MOT is coaxially connected to the output shaft (crank shaft) of the engine E, and functions as an electric motor that rotates the engine E and a generator that is rotated by the engine E and generates regenerative power.
CVT10は、互いに平行に設けられた入力軸12と出力軸14と中間軸16を有し、ディファレンシャル機構Dと共にCVT10のケース10a内に収容される。入力軸12は、駆動源PMの出力軸OSに(トルクコンバータなどの)カプリング機構CPを介して連結される。
The CVT 10 has an
入力軸12上にはCVT10のドライブプーリ20が設けられる。ドライブプーリ20は、入力軸12に相対回転自在で軸方向移動不能に設けられた固定プーリ半体20aと、入力軸12に対して相対回転不能で固定プーリ半体20aに対して軸方向移動自在に設けられた可動プーリ半体20bからなる。
A
可動プーリ半体20bの側方には、供給された作動油の圧力に応じてドライブプーリ20のプーリ幅を設定するドライブプーリ幅設定機構22が設けられる。
A drive pulley
ドライブプーリ幅設定機構22は、可動プーリ半体20bの側方に設けられたシリンダ壁22aと、シリンダ壁22aと可動プーリ半体20bとの間に形成されたシリンダ室22bと、シリンダ室22b内に設けられて可動プーリ半体20bを常時固定プーリ半体20aに近づける方向に付勢するリターンスプリング22cとを有する。
The drive pulley
シリンダ室22b内の作動油の圧力(油圧)が上昇されると、可動プーリ半体20bが固定プーリ半体20aに近づき、ドライブプーリ20のプーリ幅が狭められる一方、作動油の圧力が低下されると、可動プーリ半体20bが固定プーリ半体20aから離れてプーリ幅は広げられる。
When the hydraulic oil pressure (hydraulic pressure) in the
出力軸14にはドリブンプーリ24が設けられる。ドリブンプーリ24は、出力軸14に相対回転不能で軸方向移動不能に設けられた固定プーリ半体24aと、出力軸14に対して相対回転不能で固定プーリ半体24aに対して軸方向移動自在に設けられた可動プーリ半体24bからなる。
The
可動プーリ半体24bの側方には、供給された作動油の圧力に応じてドリブンプーリ24のプーリ幅を設定するドリブンプーリ幅設定機構26が設けられる。
A driven pulley
ドリブンプーリ幅設定機構26は、可動プーリ半体24bの側方に設けられたシリンダ壁26aと、シリンダ壁26aと可動側ドリブンプーリ半体24bとの間に形成されたシリンダ室26bと、シリンダ室26b内に設けられて可動プーリ半体24bを常時固定プーリ半体24aに近づける方向に付勢するリターンスプリング26cとを有する。
The driven pulley
シリンダ室26b内の作動油の圧力が上昇されると、可動プーリ半体24bが固定プーリ半体24aに近づき、ドリブンプーリ24のプーリ幅が狭められる一方、低下されると、可動プーリ半体24bが固定プーリ半体24aから離れてプーリ幅は広げられる。
When the pressure of the hydraulic oil in the
ドライブプーリ20とドリブンプーリ24との間には金属製のV字形状のベルト(動力伝達要素)30が巻き掛けられる。ベルト30は多数のエレメントが図示しないリング状部材により連結され、各エレメントに形成されたV字面がドライブプーリ20とドリブンプーリ24のプーリ面と接触し、両側から強く押圧された状態でエンジンEなどの動力をドライブプーリ20からドリブンプーリ24に伝達する。
A metal V-shaped belt (power transmission element) 30 is wound between the
入力軸12上には遊星歯車機構32が設けられる。遊星歯車機構32は、入力軸12にスプライン嵌合されて入力軸12と一体に回転するサンギヤ34と、ドライブプーリ20の固定プーリ半体20aと一体に形成されたリングギヤ36と、入力軸12に対して相対回転自在に設けられたプラネタリキャリヤ40と、プラネタリキャリヤ40に回転自在に支承された複数のプラネタリギヤ42とを有する。
A
各プラネタリギヤ42は、サンギヤ34とリングギヤ36の双方と常時噛合する。サンギヤ34とリングギヤ36との間にはFWD(前進)クラッチ44が設けられ、プラネタリキャリヤ40とケース10aとの間にはRVS(後進)ブレーキクラッチ46が設けられる。
Each
FWDクラッチ44は、シリンダ室44bに作動油が供給されるとき、クラッチピストン44aをリターンスプリング44cのばね力に抗して図1で左方に移動させることにより、サンギヤ34側の摩擦板とリングギヤ36側の摩擦板とを係合させてサンギヤ34とリングギヤ36とを結合することで係合(インギヤ)され、車両1を前進走行可能にする。
When the hydraulic oil is supplied to the cylinder chamber 44b, the FWD clutch 44 moves the
RVSブレーキクラッチ46は、シリンダ室46bに作動油が供給され、ブレーキピストン46aをリターンスプリング46cのばね力に抗して図1で左方に移動させることにより、ケース10a側の摩擦板とプラネタリキャリヤ40側の摩擦板とを係合させてケース10aとプラネタリキャリヤ40とを結合することで係合(インギヤ)され、車両1を後進走行可能にする。
The
出力軸14には、中間軸ドライブギヤ50と共に、発進クラッチ52が設けられる。発進クラッチ52はシリンダ室52bに作動油が供給され、クラッチピストン52aをリターンスプリング52cのばね力に抗して移動させることにより、出力軸14側の摩擦板と中間軸ドライブギヤ50側の摩擦板とを係合させて出力軸14と中間軸ドライブギヤ50とを結合する。
The
中間軸16には、中間軸ドリブンギヤ54とディファレンシャルドライブギヤ56とが設けられる。中間軸ドリブンギヤ54とディファレンシャルドライブギヤ56は共に中間軸16上に固定して設けられ、中間軸ドリブンギヤ54は中間軸ドライブギヤ50と常時噛合する。
The
ディファレンシャルドライブギヤ56は、ディファレンシャル機構DのディファレンシャルケースDcに固定されたディファレンシャルドリブンギヤ60と常時噛合する。
The
ディファレンシャル機構Dには左右のアクスルシャフトASL,ASRが固定されると共に、その端部には左右の駆動輪WL,WRが取り付けられる。ディファレンシャルドリブンギヤ60はディファレンシャルドライブギヤ56と常時噛合し、中間軸16の回転に伴ってディファレンシャルケースDc全体が左右のアクスルシャフトASL,ASRまわりに回転する。
Left and right axle shafts ASL and ASR are fixed to the differential mechanism D, and left and right drive wheels WL and WR are attached to the ends thereof. The differential driven
上記したプーリの両シリンダ室22b,26bに供給される作動油の圧力を制御し、ベルト30の滑りが発生することのない押圧力をドライブプーリ20のシリンダ室22bとドリブンプーリ24のシリンダ室26bとに与えた状態で入力軸12にエンジンEなどの回転を入力すると、その回転は、入力軸12→ドライブプーリ20→ベルト30→ドリブンプーリ24→出力軸14と伝達される。
The pressure of the hydraulic oil supplied to both the
このとき、ドライブプーリ20とドリブンプーリ24の両プーリの押圧力を増減させることによってプーリ幅を変化させ、ベルト30の両プーリ20,24に対する巻き掛け半径を変化させることにより、巻き掛け半径の比(プーリ比)に応じた所望の変速比を無段階で得ることができる。
At this time, the pulley width is changed by increasing / decreasing the pressing force of both the
上記したドライブプーリ20とドリブンプーリ24のプーリ幅と、FWDクラッチ44とRVSブレーキクラッチ46と発進クラッチ52の係合・非係合とは、油圧供給機構62を介してそれらのシリンダ室22b,26b,44b,46b,52bに供給される作動油の圧力(油圧)を制御することで行われる。
The pulley widths of the
油圧供給機構62は駆動源PMの出力軸OSで駆動されてリザーバ62aから作動油を汲み上げて油路62bに吐出する油圧ポンプ62cと、油路62bに配置されて作動油の流れと圧力を切り替える一群の制御弁22dを備える。
The
エンジンEにはDBW機構64が設けられる。即ち、エンジンEのスロットルバルブ(図示せず)と車両運転席床面に配置されたアクセルペダル(図示せず)との機械的な連結は断たれ、スロットルバルブはDBW機構64のアクチュエータ(電動モータなど。図示せず)によって開閉される。
The engine E is provided with a
エンジンEのカム軸(図示せず)付近などにはクランク角センサ66が設けられ、ピストンの所定クランク角度位置ごとにエンジン回転数NEを示す信号を出力する。 A crank angle sensor 66 is provided in the vicinity of a cam shaft (not shown) of the engine E and outputs a signal indicating the engine speed NE for each predetermined crank angle position of the piston.
また吸気系においてスロットルバルブの下流には絶対圧センサ70が設けられて吸気管内絶対圧(エンジン負荷)PBAに比例した信号を出力すると共に、DBW機構64のアクチュエータの付近にはスロットル開度センサ72が設けられてスロットル開度THに比例した信号を出力する。またスロットルバルブの上流の適宜位置は吸気温センサ74が設けられて吸気温に応じた出力を生じる。
In the intake system, an absolute pressure sensor 70 is provided downstream of the throttle valve to output a signal proportional to the intake pipe absolute pressure (engine load) PBA, and a
上記したクランク角センサ66などの出力は、エンジンコントローラ76に送られる。エンジンコントローラ76はマイクロコンピュータを備え、センサ出力に基づいてDBW機構64を介してのエンジンEの出力の制御などを実行する。
The output of the crank angle sensor 66 and the like described above is sent to the engine controller 76. The engine controller 76 includes a microcomputer and executes control of the output of the engine E via the
CVT10においてドライブプーリ20の付近の適宜位置にはNDRセンサ80が設けられてドライブプーリ20の回転数、即ち、CVTの入力回転数NDRに応じたパルス信号を出力すると共に、ドリブンプーリ24の付近の適宜位置にはNDNセンサ82が設けられ、ドリブンプーリ24の回転数、即ち、CVTの出力回転数NDNを示すパルス信号を出力する。
An NDR sensor 80 is provided at an appropriate position in the vicinity of the
中間軸16の中間軸ドリブンギヤ54の付近には車速センサ84が設けられ、中間軸ドリブンギヤ54の回転数を通じて車速(車両1の走行速度)Vを示すパルス信号を出力する。
A
また、セレクトレバー86の付近にはセレクトレバーポジションセンサ90が設けられ、運転者によって選択されたP,R,N,D,Sの中のポジションに応じた信号を出力する。 A select lever position sensor 90 is provided in the vicinity of the select lever 86 and outputs a signal corresponding to the position among P, R, N, D, and S selected by the driver.
また車両1の運転席のアクセルペダル付近にはアクセル開度センサ92が設けられ、運転者のアクセルペダル操作量に相当するアクセル開度APを示す信号を出力する。上記したセンサ出力はシフトコントローラ94に送られる。
An accelerator opening sensor 92 is provided near the accelerator pedal in the driver's seat of the
シフトコントローラ94もマイクロコンピュータを備え、エンジンコントローラ76には信号線で接続され、相互に通信自在に構成される。
The
シフトコントローラ94はセンサ出力に基づいてプーリ幅の制御における(余裕トルクなどからなる)押圧力基準トルクTxを算出し、油圧供給機構62の一群の制御弁62dの動作を制御してシリンダ室22b、24bに供給される作動油の圧力(油圧)を調整してプーリ圧を制御する。またシフトコントローラ94は、センサ出力に基づき、各種クラッチ44,46,52の係合・非係合を制御する。
The
図2、図3はシフトコントローラ94の動作のうちの上記した押圧力基準トルクTxの算出を示すフロー・チャートである。図示のプログラムはDレンジが選択されて車両1が発進したとき、実行される。
2 and 3 are flowcharts showing the calculation of the above-mentioned pressing force reference torque Tx in the operation of the
以下説明すると、S10において、検出されたブレーキ信号と、TH開度と、車速Vに基づいて車両1が加速中か否か判断し、否定されるときは以降の処理をスキップする一方、肯定されるときはS12に進み、CVTに入力される理論トルクTiを算出する。理論トルクTiは、駆動源PMのエンジントルク、モータトルク、慣性系のイナーシャトルク、油圧ポンプ62cの負荷などから算出される。
In the following, in S10, it is determined whether or not the
次いでS14に進み、算出された理論トルクTiが所定値1以下か否か判断し、否定されるときはS16に進み、算出された論理トルクTiが所定値2(所定値1より大きい値)以上か否か判断する。
Next, the process proceeds to S14, where it is determined whether or not the calculated theoretical torque Ti is equal to or less than a
S16で肯定されるときはS18に進み、第1余裕トルクT1を所定トルク1(動力伝達要素のすべりを確実に防止するように設定された最大トルク)とし、否定されるときはS20に進み、第1余裕トルクT1を所定トルク2(所定トルク1より小さく後述する所定トルク3より大きい値)とする。S14で肯定されるときはS22に進み、第1余裕トルクT1を所定トルク3(後述する余裕トルク下限値より大きい値)とする。
When the result in S16 is affirmative, the process proceeds to S18, and the first margin torque T1 is set to a predetermined torque 1 (maximum torque set so as to surely prevent slippage of the power transmission element), and when the result is negative, the process proceeds to S20. The first margin torque T1 is set to a predetermined torque 2 (a value smaller than the
図4は、この実施例におけるベルト30に入力されるトルクに対する余裕トルクの特性を示す。この実施例で「余裕トルク」はベルト(動力伝達要素)30の滑りを防止するために制御値の算出で加えられる増加分を意味し、「トルクマージンTMA」と総称する。
FIG. 4 shows the characteristics of the margin torque with respect to the torque input to the
前記した如く、特許文献1記載の技術のように余裕分を一律に大きな値に設定すると、ベルト30の滑りは確実に防止できるものの、例えば図4においてハッチングで示される領域においてベルト30とプーリ20,24の磨耗に対する耐久性を保証するためにベルト30とプーリ20,24を必要以上の強度に設定する必要があり、重量、サイズが大きくなっていた。
As described above, if the margin is uniformly set to a large value as in the technique described in
この実施例においてはその点に鑑み、(車両1が所定以上の負荷で安定して走行する安定走行状態にある限り)ベルト入力トルク(理論トルクTi)が所定の値(後述する所定値1)になるまでTMAを比較的低く止めると共に、ベルト入力トルクがそれを超えて増加したときはTMAを僅かに増加(後述する所定トルク2)し、よってベルト入力トルクが過大となるまで(後述する所定値2)TMAを低く設定(算出)するようにした。
In this embodiment, in view of this point, the belt input torque (theoretical torque Ti) is a predetermined value (predetermined
尚、上で触れたように、S18からS22で算出される所定トルク1,2,3からなる余裕トルクT1を「第1余裕トルク」、ベルト入力トルクが比較的低く、クルーズ走行状態にあるときに(後述のS38で)算出される余裕トルクT2を「第2余裕トルク」という。 As mentioned above, when the margin torque T1 consisting of the predetermined torques 1, 2, and 3 calculated in S18 to S22 is the “first margin torque”, the belt input torque is relatively low, and the vehicle is in a cruise traveling state. The surplus torque T2 calculated in step S38 (described later) is referred to as “second surplus torque”.
このように、第1余裕トルクT1は、理論トルクTiが増加するほど増加するように設定された3個の所定トルク(複数個の定数)のうちのいずれかを算出された理論トルクに基づいて選択することで算出される。 Thus, the first margin torque T1 is based on the theoretical torque calculated from any of the three predetermined torques (a plurality of constants) set to increase as the theoretical torque Ti increases. It is calculated by selecting.
次いでS24に進み、加速中TMA持ち替え入力回転数しきい値NETMA、加速中TMA持ち替えトルクTQTMA、加速中TMA持ち替えTH開度しきい値THTMAを算出すると共に、S26に進み、クルーズ中TMA算出入力回転数しきい値NETQM、クルーズ中TMA持ち替えトルクTQTQM、クルーズ中TMA算出TH開度しきい値THTQMを算出する。図5から図7にそれらの特性の例を示す。 Next, in S24, the TMA change input speed threshold value NETMA during acceleration, the TMA change torque TQTMA during acceleration, and the TMA change TH opening threshold value THTMA during acceleration are calculated, and the TMA calculation input rotation during cruise is executed. A numerical threshold value NETQM, a TMA change torque TQTQM during cruise, and a TMA calculation TH opening threshold value THTQM during cruise are calculated. Examples of these characteristics are shown in FIGS.
入力回転数しきい値NETMAは図5に示す如く、車速が所定車速に達するまで車速の増加に伴って増加すると共に、それに達した後は一定値に設定される。入力回転数は入力軸12の回転数を意味し、具体的にはエンジン回転数NEを意味する。
As shown in FIG. 5, the input rotational speed threshold value NETMA increases as the vehicle speed increases until the vehicle speed reaches a predetermined vehicle speed, and is set to a constant value after reaching the vehicle speed. The input rotational speed means the rotational speed of the
加速中TMA持ち替えTH開度しきい値THTMAは図6に示す如く、車速の増加に伴って段階的に増加するように設定される。また、クルーズ中TMA算出用のTH開度しきい値THTQMも図7に示される如く、同様の特性に設定される。 As shown in FIG. 6, the TMA change-over TH opening threshold value THTMA during acceleration is set so as to increase stepwise as the vehicle speed increases. Further, the TH opening threshold value THTQM for calculating the TMA during cruise is also set to the same characteristic as shown in FIG.
このように、加速中TMA持ち替え用のしきい値とクルーズ中TMA算出用のしきい値は、同じ傾向にあるが、加速中TMA持ち替え用のしきい値よりクルーズ中TMA算出用のしきい値は小さく設定され、加速中TMA持ち替え用のしきい値は、車両が一定の加速の走行である安定加速走行状態を判定するためのしきい値として設定し、クルーズ中TMA算出用のしきい値は、クルーズ走行をするクルーズ走行状態を判定するためのしきい値として設定される。 In this way, the threshold value for TMA change during acceleration and the threshold value for TMA calculation during cruise tend to be the same, but the threshold value for calculating TMA during cruise is higher than the threshold value for TMA change during acceleration. Is set to a small value, and the threshold value for changing the TMA during acceleration is set as a threshold value for determining a stable acceleration traveling state in which the vehicle is traveling at a constant acceleration. Is set as a threshold value for determining the cruise traveling state in which the cruise travels.
S24,S26では検出された車速から例えば、図5から図7に示す特性を検索してしきい値が算出される。尚、図5から図7において実線は図4のTMA低減制御に入るとき、破線はそれから抜けるときの値であり、それぞれのしきい値には、制御ハンチングを防止するためにヒステリシスを持たせることも可能である。 In S24 and S26, for example, the threshold values are calculated by searching the characteristics shown in FIGS. 5 to 7 from the detected vehicle speed. 5 to 7, the solid line is the value when entering the TMA reduction control of FIG. 4 and the broken line is the value when exiting from that, and each threshold value has hysteresis to prevent control hunting. Is also possible.
図2フロー・チャートの説明に戻ると、次いでS28に進み、クランク角センサ66で検出されたエンジン回転数NE(入力軸回転数)がTMA持ち替え入力回転数しきい値NETMA未満か否か判断し、肯定されるときはS30に進み、S12で求められた理論トルクTiがTMA持ち替えトルクTQTMA未満か否かを判断し、肯定されるときはS32に進み、スロットル開度センサ72で検出されたスロットル開度THがTMA持ち替えTH開度しきい値THTMA未満か否か判断する。 Returning to the description of the flow chart in FIG. 2, the process then proceeds to S28, in which it is determined whether the engine speed NE (input shaft speed) detected by the crank angle sensor 66 is less than the TMA change input speed threshold value NETMA. When the result is affirmative, the routine proceeds to S30, where it is determined whether or not the theoretical torque Ti obtained at S12 is less than the TMA transfer torque TQTMA. It is determined whether or not the opening TH is less than the TMA transfer TH opening threshold value THTMA.
S28からS32までの処理は車両1が一定の加速の走行である安定加速走行状態にあるか否か判定することに相当し、それらの全てで肯定されるときは安定加速走行状態にあると判定されてS34に進み、検出されたエンジン回転数NE(入力軸回転数)がTMA安全率算出入力回転数しきい値NETQM未満か否か判断し、肯定されるときはS36に進み、理論トルクTiがTMA安全率算出トルクTQTQM未満か否かを判断し、肯定されるときはS38に進み、検出されたスロットル開度THがTMA安全率算出用のTH開度しきい値THTQM未満か否か再び判断する。
The processing from S28 to S32 corresponds to determining whether or not the
S34からS38までの処理は車両1がクルーズ走行をするクルーズ走行状態を判定することに相当し、それらの全てで肯定されるときはクルーズ走行状態にあると判定され(B)、図3のS40に進み、タイマ1の値を所定量だけ減算し、S42に進み、タイマ1の値が零に達したか否か判断し、肯定されるときはS44に進み、(図2のS12で算出された)理論トルクTiに所定の係数K2を乗じて得た積を第2余裕トルクT2として算出し、算出された第2余裕トルクT2を予め設定された余裕トルク下限値(最低限必要な余裕トルク)と比較し大きい方を第3余裕トルクT3とする。第2余裕トルクは、図3においてベルト入力トルク(理論トルクTi)が比較的低く、1次関数で表わされるトルク増加分を意味する。尚、余裕トルク下限値は、図4において、余裕トルクT2の増加が始まる前の下限値を示す。
The processing from S34 to S38 corresponds to determining the cruise traveling state in which the
一方、S42で否定されるときは、後述するS60に進み、タイマ2の値が零に達したか否かを判断するが、S42で否定されてS60に進む場合、タイマ2は減算されないためS60は否定されてS54に進む。即ち、クルーズ走行状態の確定ができない間は不確定状態であるため第1余裕トルクT1を所定トルク1に変更する。
On the other hand, when the result in S42 is negative, the process proceeds to S60 to be described later, and it is determined whether or not the value of the timer 2 has reached zero. However, when the result in S42 is negative and the process proceeds to S60, the timer 2 is not subtracted. Is denied and the process proceeds to S54. That is, the first marginal torque T1 is changed to the
次いでS46に進み、設定された第3余裕トルクT3が第1余裕トルクT1より小さいか否か判断し、否定されるときはS48に進み、理論トルクTiに第1余裕トルクT1を加算した値を押圧力基準トルク(保証トルク)Txとする一方、肯定されるときはS50に進み、理論トルクTiに第3余裕トルクT3を加算した値を押圧力基準トルクTxとする。 Next, the process proceeds to S46, where it is determined whether or not the set third margin torque T3 is smaller than the first margin torque T1, and when the result is negative, the routine proceeds to S48, where a value obtained by adding the first margin torque T1 to the theoretical torque Ti is obtained. On the other hand, if the determination is affirmative, the process proceeds to S50, and the value obtained by adding the third margin torque T3 to the theoretical torque Ti is set as the pressing force reference torque Tx.
即ち、第1余裕トルクT1と第3余裕トルクT3のうちの小さい方を選択し、選択された余裕トルクと理論トルクTiを加算して押圧力基準トルクTx(保証トルク)を算出する。 That is, the smaller one of the first margin torque T1 and the third margin torque T3 is selected, and the pressing force reference torque Tx (guaranteed torque) is calculated by adding the selected margin torque and the theoretical torque Ti.
他方、図2のS28からS32のいずれかで否定されて安定加速走行状態にないと判定されるとき(A)は図3のS52に進み、タイマ1、タイマ2(ダウンカウンタ)に所定値をセットして、S54に進み、第1余裕トルクT1を前記した所定トルク1に変更する。
On the other hand, when it is determined in S28 to S32 in FIG. 2 that it is determined that the vehicle is not in the stable acceleration traveling state (A), the process proceeds to S52 in FIG. In step S54, the first marginal torque T1 is changed to the
即ち、安定加速走行状態にないと判定されるとき、図2のS14からS22の処理(第1余裕トルク算出手段)によって算出された第1余裕トルクT1を複数個の定数の中の最大値(所定トルク1)に変更する。次いでS48に進む。 That is, when it is determined that the vehicle is not in the stable acceleration running state, the first margin torque T1 calculated by the processing from S14 to S22 (first margin torque calculation means) in FIG. The torque is changed to the predetermined torque 1). Next, the process proceeds to S48.
また、図2のS34からS38で否定されるとき(C)は図3のS56に進み、タイマ1に所定値をセットして、次いでS58に進み、タイマ2の値を所定量だけ減算し、S60に進み、タイマ2の値が零に達したか否か判断し、否定されるときはS54に進む。即ち、安定加速走行状態の確定ができない間は不確定状態であるため第1余裕トルクT1を所定トルク1に変更する。
When the result in S34 to S38 in FIG. 2 is negative (C), the process proceeds to S56 in FIG. 3, a predetermined value is set in the
一方、S60で肯定されるときはS48に進み、理論トルクTiに第1余裕トルクT1を加算した値を押圧力基準トルク(保証トルク)Txとする。従って、安定加速走行状態が所定時間継続し、確定した場合に、理論トルクTiが大きい領域の余裕トルクを理論トルクTiに応じて下げる(より具体的には、理論トルクTiに応じて所定トルク1,2,3のいずれかが余裕トルクとして選択される)ため、ベルトリングの寿命を向上させることに寄与することができる。
On the other hand, when the result in S60 is affirmative, the program proceeds to S48, and a value obtained by adding the first margin torque T1 to the theoretical torque Ti is set as the pressing force reference torque (guaranteed torque) Tx. Accordingly, when the stable acceleration running state continues for a predetermined time and is determined, the marginal torque in the region where the theoretical torque Ti is large is reduced according to the theoretical torque Ti (more specifically, the
次いでS62に進み、算出された押圧力基準トルクTx(保証トルク)に基づいて油圧供給機構62の制御弁62dを制御し、ドライブプーリ20とドリブンプーリ24のプーリ圧(プーリ幅)を制御する。
Next, in S62, the
図8はこの実施例の効果を示すシミュレーションデータ図である。 FIG. 8 is a simulation data diagram showing the effect of this embodiment.
特許文献1記載の技術のように余裕分を一律に大きな値に設定した場合を従来技術とすると、本願の実施例にあっては上記の如く構成したので、シミュレーションで確認したところ、リング寿命を6%程度延長することができた。これによって、ベルト30の寿命を向上させることができる。
Assuming that the prior art is a case where the margin is uniformly set to a large value as in the technique described in
上記した如く、この実施例にあっては、車両1に搭載される駆動源PMに接続されると共に、第1油圧アクチュエータ(ドライブプーリ幅設定機構22のシリンダ室22b)に作動油を供給されるとき軸方向に移動自在なドライブプーリ20と、駆動輪WL,WRに接続されると共に、第2油圧アクチュエータ(ドリブンプーリ幅設定機構26のシリンダ室26b)に作動油を供給されるとき軸方向に移動自在なドリブンプーリ22と、前記ドライブプーリとドリブンプーリの間に掛け回される動力伝達要素(ベルト)30とを備え、前記第1、第2油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御することで変速比を無段階に変更可能な無段変速機(CVT)10の制御装置(シフトコントローラ94)において、前記無段変速機10に入力される理論トルクTiを算出する理論トルク算出手段(S12)と、前記理論トルクが増加するほど増加するように設定された複数個の定数(所定トルク1,2,3)のうちのいずれかを前記算出された理論トルクに基づいて選択することで第1余裕トルク(余裕トルクT1)を算出する第1余裕トルク算出手段(S14からS22)と、少なくとも前記車両1の走行速度(速度V)と前記駆動源の負荷(スロットル開度TH)とに基づき、前記車両が一定加速中で走行する安定加速走行状態にあるか否か判定する安定加速走行状態判定手段(S28からS32)と、前記安定加速走行状態にあると判定されるとき、前記第1余裕トルクと理論トルクを加算して保証トルク(押圧力基準トルク)Txを算出する保証トルク算出手段(S46からS50)と、前記算出された保証トルクに基づいて前記第1、第2油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御(プーリ圧を制御)する作動油供給制御手段(S62)とを備える如く構成したので、車両1が安定走行状態にあると判定されるときは、理論トルクTiの大きさに応じて算出される値を第1余裕トルクT1とすることで、ベルト(動力伝達要素)30の滑りを防止できると共に、増加分(余裕分)が不要に増加することがないので、動力伝達要素とプーリの摩耗も防止できると共に、ベルト30のベルトリング寿命を向上させることができる。またプーリの小型・軽量化も図ることができる。
As described above, in this embodiment, the hydraulic oil is connected to the drive source PM mounted on the
また、前記算出された理論トルクに所定の係数(K2)を乗じて得た積を第2余裕トルク(T2)として算出する第2余裕トルク算出手段(S44)と、少なくとも前記車両1の走行速度(速度V)と前記駆動源の負荷(スロットル開度TH)とに基づき、前記車両がクルーズ走行をするクルーズ走行状態にあるか否か判定するクルーズ走行状態判定手段(S34からS38)と、前記クルーズ走行状態にあると判定されるとき、予め設定された余裕トルク下限値(所定トルク4)と前記第2余裕トルクT2のうち大きい方を第3の余裕トルク(余裕トルクT3)として設定(S44)し、前記第1余裕トルクT1と第3余裕トルクT3のうちの小さい方を選択する余裕トルク選択手段(S46)とを備え、前記保証トルク算出手段は、前記選択された余裕トルクと理論トルクを加算して保証トルクを算出する如く構成したので、クルーズ走行状態にあると判定されるときは、予め設定された余裕トルク下限値と第2余裕トルクのうち大きい方を第3の余裕トルクとして設定し、第1余裕トルクと第3余裕トルクのうちのうちの小さい方を選択し、選択された余裕トルクと理論トルクを加算して得た保証トルクに基づいて第1、第2油圧アクチュエータへの作動油の供給を制御することで、動力伝達要素の滑りを確実に防止できると共に、より小さい余裕トルクとすることが可能なので、燃費を向上させることができる。
A second margin torque calculating means (S44) for calculating a product obtained by multiplying the calculated theoretical torque by a predetermined coefficient (K2) as a second margin torque (T2); and at least the traveling speed of the
また、前記保証トルク算出手段は、前記安定加速走行状態および前記クルーズ走行状態のいずれにもないと判定されるとき、前記複数個の定数のうちの最大値(所定トルク1)を選択して算出された前記第1余裕トルクT1(S54)と前記理論トルクTiとを加算して保証トルクを算出する(S48)如く構成したので、上記した効果に加え、入力トルクが不安定な場合などであっても、ベルト(動力伝達要素)30の滑りを確実に防止することができる。 Further, the guaranteed torque calculation means selects and calculates the maximum value (predetermined torque 1) among the plurality of constants when it is determined that neither the stable acceleration traveling state nor the cruise traveling state exists. Since the guaranteed torque is calculated by adding the first margin torque T1 (S54) and the theoretical torque Ti (S48), in addition to the above effects, the input torque is unstable. However, the slippage of the belt (power transmission element) 30 can be reliably prevented.
尚、上記において駆動源PMがエンジンEと電動機MOTからなる構成を示したが、この発明はそれに限られるものではなく、駆動源PMはエンジンEのみであっても良く、あるいは電動機のみであっても良い。 In the above description, the drive source PM is composed of the engine E and the motor MOT. However, the present invention is not limited to this, and the drive source PM may be only the engine E or only the motor. Also good.
また、CVT10の動力伝達要素としてベルト30を用いたが、チェーンであっても良い。
Further, although the
さらに、CVT10の構造も図示のものに限られるものではない。例えば発進クラッチ52を除去しても良い。
Further, the structure of the
1 車両、10 CVT(無段変速機)、12 入力軸、14 出力軸、16 中間軸、20 ドライブプーリ、22 ドライブプーリ幅設定機構、22b シリンダ室、24 ドリブンプーリ、26 ドリブンプーリ幅設定機構、26b シリンダ室、30 ベルト、44 FWDクラッチ、44b シリンダ室、46 RVSブレーキクラッチ、52 発進クラッチ、52b シリンダ室、62 油圧供給機構、62d 制御弁、64 DBW機構、66 クランク角センサ、70 絶対圧センサ、72 吸気温センサ、76 エンジンコントローラ、80 NDRセンサ、82 NDNセンサ、84 車速センサ、92 アクセル開度センサ、94 シフトコントローラ、PM 駆動源、E 内燃機関(エンジン)、MOT 電動機、WL,WR 駆動輪 1 vehicle, 10 CVT (continuously variable transmission), 12 input shaft, 14 output shaft, 16 intermediate shaft, 20 drive pulley, 22 drive pulley width setting mechanism, 22b cylinder chamber, 24 driven pulley, 26 driven pulley width setting mechanism, 26b Cylinder chamber, 30 belt, 44 FWD clutch, 44b Cylinder chamber, 46 RVS brake clutch, 52 Start clutch, 52b Cylinder chamber, 62 Hydraulic supply mechanism, 62d Control valve, 64 DBW mechanism, 66 Crank angle sensor, 70 Absolute pressure sensor , 72 Intake air temperature sensor, 76 Engine controller, 80 NDR sensor, 82 NDN sensor, 84 Vehicle speed sensor, 92 Accelerator opening sensor, 94 Shift controller, PM drive source, E Internal combustion engine (engine), MOT motor, WL, WR drive ring
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