JP2653052B2 - Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles - Google Patents
Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehiclesInfo
- Publication number
- JP2653052B2 JP2653052B2 JP10405787A JP10405787A JP2653052B2 JP 2653052 B2 JP2653052 B2 JP 2653052B2 JP 10405787 A JP10405787 A JP 10405787A JP 10405787 A JP10405787 A JP 10405787A JP 2653052 B2 JP2653052 B2 JP 2653052B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- pressure
- speed ratio
- hydraulic
- line
- control
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Lifetime
Links
Landscapes
- Control Of Driving Devices And Active Controlling Of Vehicle (AREA)
- Control Of Transmission Device (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】 技術分野 本発明は車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置に
係り、特に、実際の速度比と目標速度比との速度比偏差
に基づいてライン油圧を制御するようにした油圧制御装
置の改良に関するものである。Description: TECHNICAL FIELD The present invention relates to a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle, and in particular, controls a line hydraulic pressure based on a speed ratio deviation between an actual speed ratio and a target speed ratio. The present invention relates to the improvement of the hydraulic control device.
従来技術 一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設けられ
た一対の一次側可変プーリおよび二次側可変プーリと、
それら一対の可変プーリに巻き掛けられて動力を伝達す
る伝動ベルトと、前記一対の可変プーリの有効径をそれ
ぞれ変更する一対の一次側油圧シリンダおよび二次側油
圧シリンダとを備えた車両用ベルト式無段変速機が知ら
れている。Prior artA pair of primary side variable pulleys and secondary side variable pulleys respectively provided on a primary rotation shaft and a secondary rotation shaft,
A transmission belt that is wound around the pair of variable pulleys to transmit power, and a pair of primary hydraulic cylinders and secondary hydraulic cylinders that change the effective diameter of the pair of variable pulleys, respectively. Continuously variable transmissions are known.
そして、かかる車両用ベルト式無段変速機の油圧制御
装置として、(a)油圧源から作動油が供給される第1
ライン油路内の油圧を第1ライン油圧に調圧する第1調
圧弁と、(b)前記第1ライン油路内の作動油を前記一
次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリンダの一方に供
給すると同時に他方内の作動油を第2ライン油路へ流出
させることにより、前記無段変速機の速度比を調節する
変速制御弁と、(c)前記第2ライン油路内の油圧を前
記第1ライン油圧よりも低い第2ライン油圧に調圧する
第2調圧弁と、(d)前記無段変速機の実際の速度比が
車両の運転状態に応じて求められた目標速度比と一致す
るように、比例動作の制御式に従って前記変速制御弁を
フィードバック制御する速度比制御手段とを有するもの
が考えられており、例えば本出願人が先に出願した特願
昭61−37571号等に記載されている。As a hydraulic control device for such a vehicle belt-type continuously variable transmission, (a) a first hydraulic fluid is supplied from a hydraulic source.
(B) supplying the hydraulic oil in the first line oil passage to one of the primary hydraulic cylinder and the secondary hydraulic cylinder; A control valve for simultaneously adjusting the speed ratio of the continuously variable transmission by causing the hydraulic oil in the other to flow to the second line oil passage; and (c) reducing the oil pressure in the second line oil passage to the first line oil passage. (D) adjusting the actual speed ratio of the continuously variable transmission to a target speed ratio determined in accordance with a driving state of the vehicle; A speed ratio control means for feedback-controlling the shift control valve in accordance with a control formula of a proportional operation has been considered. For example, Japanese Patent Application No. 61-37571 filed by the present applicant has been proposed. I have.
ところで、かかる油圧制御装置においては、前記変速
制御弁の出力油圧特性から前記実際の速度比と目標速度
比との間に偏差を生じることが避けられないが、この速
度比偏差が常にある値より小さくなるように制御しよう
とすると、無段変速機の個体差や経時変化,調圧弁の調
圧誤差等を考慮して前記第1ライン油圧を予め大き目に
設定しておく必要があり、車両の動力損失を低減する上
で必ずしも充分に満足し得るものではなかった。このた
め、本願出願人は、更に、特願昭61−172566号におい
て、前記実際の速度比と目標速度比との速度比偏差の予
め定められた一定の目標偏差値と一致させるための第1
ライン油圧が得られるように前記第1調圧弁をフィード
バック制御するようにした油圧制御装置を提案した。こ
のようにすれば、第1ライン油圧は、無段変速機の個体
差や経時変化,調圧弁の調圧誤差等に拘らず、目標偏差
値を含んだ速度比を実現するのに必要な最低限の油圧に
制御されるため、エンジンの動力損失が低減されて車両
の燃費が向上させられるとともに、調圧弁や変速制御弁
等に要求される精度が緩和される。By the way, in such a hydraulic control device, it is inevitable that a deviation occurs between the actual speed ratio and the target speed ratio from the output hydraulic pressure characteristic of the shift control valve, but this speed ratio deviation always exceeds a certain value. If the control is to be made smaller, it is necessary to set the first line hydraulic pressure to a large value in advance in consideration of individual differences and aging of the continuously variable transmission, a pressure adjustment error of the pressure control valve, and the like. It was not always satisfactory in reducing power loss. For this reason, the applicant of the present application further discloses in Japanese Patent Application No. 61-172566, a first method for matching the speed ratio deviation between the actual speed ratio and the target speed ratio with a predetermined constant target deviation value.
A hydraulic control device has been proposed in which the first pressure regulating valve is feedback-controlled so as to obtain a line hydraulic pressure. In this way, the first line hydraulic pressure is the minimum necessary for realizing the speed ratio including the target deviation value regardless of individual differences and aging of the continuously variable transmission, pressure adjustment errors of the pressure control valve, and the like. Since the hydraulic pressure is controlled to the minimum, the power loss of the engine is reduced, the fuel efficiency of the vehicle is improved, and the accuracy required for the pressure regulating valve, the shift control valve, and the like is reduced.
発明が解決しようとする問題点 しかしながら、かかる第1調圧弁のフィードバック制
御は、速度比が略一定の定常状態における速度比偏差を
目標偏差値と一致させるためのもので、定常状態若しく
は速度比が僅かに変化する準定常状態においては優れた
効果を発揮するものの、速度比が変化する変速時には実
際の速度比偏差と目標偏差値との差が定常時に比較して
遥かに大きくなるため、第1ライン油圧が必要以上に高
圧とされて、ポンプの駆動損失が増大したり急速な速度
比の変化に起因して運転操縦性が損なわれたりする問題
があった。このため、従来は定常時にのみ第1調圧弁の
フィードバック制御を行うようにしていたが、定常状態
と変速状態とで制御形式が変化するため必ずしも満足し
得るものではなかった。Problems to be Solved by the Invention However, the feedback control of the first pressure regulating valve is for making the speed ratio deviation in the steady state where the speed ratio is substantially constant equal to the target deviation value. Although excellent effects are exhibited in the quasi-stationary state where the speed changes slightly, the difference between the actual speed ratio deviation and the target deviation value becomes much larger in the speed change in which the speed ratio changes than in the steady state. There has been a problem that the line oil pressure is set to an unnecessarily high pressure, so that the drive loss of the pump increases and the driving maneuverability is impaired due to a rapid change in the speed ratio. For this reason, conventionally, the feedback control of the first pressure regulating valve is performed only at the time of steady state, but the control form changes between the steady state and the shift state, so that it is not always satisfactory.
問題点を解決するための手段 本発明は以上の事情を背景として為されたものであ
り、その目的とするところは、変速時でも第1調圧弁の
フィードバック制御によって適正な第1ライン油圧を得
られるようにすることにある。Means for Solving the Problems The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to obtain an appropriate first line oil pressure by feedback control of a first pressure regulating valve even during gear shifting. Is to be able to
そして、かかる目的を達成するため、本発明は、一次
側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設けられた一対
の一次側可変プーリおよび二次側可変プーリと、それ等
一対の可変プーリに巻き掛けられて動力を伝達する伝動
ベルトと、前記一対の可変プーリの有効径をそれぞれ変
更する一対の一次側油圧シリンダおよび二次側油圧シリ
ンダとを備えた車両用ベルト式無段変速機において、
(a)油圧源から作動油が供給される第1ライン油路内
の油圧を第1ライン油圧に調圧する第1調圧弁と、
(b)前記第1ライン油路内の作動油を前記一次側油圧
シリンダおよび二次側油圧シリンダの一方に供給すると
同時に他方内の作動油を第2ライン油路へ流出させるこ
とにより、前記無段変速機の速度比を調節する変速制御
弁と、(c)前記第2ライン油路内の油圧を前記第1ラ
イン油圧よりも低い第2ライン油圧に調圧する第2調圧
弁と、(d)前記無段変速機の実際の速度比が車両の運
転状態に応じて求められた目標速度比と一致するよう
に、比例動作の制御式に従って前記変速制御弁をフィー
ドバック制御する速度比制御手段と、(e)前記実際の
速度比と前記目標速度比との速度比偏差が予め定められ
た目標偏差値と一致するように、その速度比偏差と目標
偏差値との差を動作信号として、前記第1ライン油圧を
調圧する前記第1調圧弁をフィードバック制御する第1
ライン油圧制御手段とを有する油圧制御装置であって、
前記無段変速機の速度比変化率に基づいて前記第1ライ
ン油圧制御手段によるフィードバック制御の制御式の係
数を変更する係数変更手段を有することを特徴とする。In order to achieve the above object, the present invention provides a pair of primary variable pulleys and secondary variable pulleys provided on a primary rotary shaft and a secondary rotary shaft, respectively, and a pair of variable pulleys wound around the pair. In a vehicle belt-type continuously variable transmission including a transmission belt that is hung to transmit power, and a pair of a primary hydraulic cylinder and a secondary hydraulic cylinder that respectively change an effective diameter of the pair of variable pulleys,
(A) a first pressure regulating valve for regulating a hydraulic pressure in a first line oil passage to which hydraulic oil is supplied from a hydraulic pressure source to a first line hydraulic pressure;
(B) supplying the hydraulic oil in the first line oil passage to one of the primary hydraulic cylinder and the secondary hydraulic cylinder, and simultaneously causing the hydraulic oil in the other to flow to the second line oil passage, A shift control valve for adjusting the speed ratio of the stepped transmission, (c) a second pressure regulating valve for regulating the oil pressure in the second line oil passage to a second line oil pressure lower than the first line oil pressure, (d) Speed ratio control means for feedback-controlling the speed change control valve according to a proportional operation control formula such that an actual speed ratio of the continuously variable transmission matches a target speed ratio obtained according to a driving state of a vehicle; (E) using the difference between the speed ratio deviation and the target deviation value as an operation signal so that the speed ratio deviation between the actual speed ratio and the target speed ratio matches a predetermined target deviation value. The first adjustment for adjusting the first line hydraulic pressure; The feedback control of the valves 1
A hydraulic control device having line hydraulic control means,
A coefficient changing means for changing a coefficient of a control formula of feedback control by the first line hydraulic control means based on a speed ratio change rate of the continuously variable transmission is provided.
作用および発明の効果 このようにすれば、無段変速機の速度比変化率によっ
て第1ライン油圧制御手段によるフィードバック制御の
制御式の係数が変更されることにより、定常時は勿論、
速度比偏差と目標偏差値との差が増大する変速時におい
ても適正な第1ライン油圧が得られるように第1調圧弁
をフィードバック制御することが可能となり、第1ライ
ン油圧の過昇圧に起因するポンプの駆動損失の増大や運
転操縦性の低下が防止されるものである。In this way, the coefficient of the control formula of the feedback control by the first line hydraulic control means is changed according to the speed ratio change rate of the continuously variable transmission.
The first pressure regulating valve can be feedback-controlled so that an appropriate first line oil pressure can be obtained even during a shift in which the difference between the speed ratio deviation and the target deviation value increases. Therefore, it is possible to prevent an increase in the drive loss of the pump and a decrease in driving operability.
実施例 以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明
する。Embodiment Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
第1図において、車両に設けられたエンジン10の出力
はクラッチ12を介してベルト式無段変速機14の一次側回
転軸16へ伝達される。ベルト式無段変速機14は、一次側
回転軸16および二次側回転軸18と、それら一次側回転軸
16および二次側回転軸18に取りつけられた有効径が可変
な一次側可変プーリ20および二次側可変プーリ22と、そ
れら一次側可変プーリ20および二次側可変プーリ22に巻
き掛けられて動力を伝達する伝動ベルト24と、一次側可
変プーリ20および二次側可変プーリ22の有効径を変更す
る一次側油圧シリンダ26および二次側油圧シリンダ28と
を備えている。これら一次側油圧シリンダ26および二次
側油圧シリンダ28は同等の受圧面積となるように形成さ
れており、上記一次側可変プーリ20および二次側可変プ
ーリ22の外径が同等とされてベルト式無段変速機14が小
型となっている。そして、上記一次側可変プーリ20およ
び二次側可変プーリ22は、一次側回転軸16および二次側
回転軸18にそれぞれ固定された固定回転体31および32
と、上記一次側回転軸16および二次側回転軸18にそれぞ
れ相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられて前記
固定回転体31および32との間にV溝を形成する可動回転
体34および36とから成る。なお、ベルト式無段変速機14
の二次側回転軸18からの出力は、図示しない副変速機、
差動歯車装置などを経て車両の駆動輪へ伝達されるよう
になっている。In FIG. 1, an output of an engine 10 provided in a vehicle is transmitted to a primary rotation shaft 16 of a belt-type continuously variable transmission 14 via a clutch 12. The belt-type continuously variable transmission 14 includes a primary rotation shaft 16 and a secondary rotation shaft 18, and the primary rotation shaft
The primary variable pulley 20 and the secondary variable pulley 22 having variable effective diameters attached to the rotary shaft 16 and the secondary rotating shaft 18, and the power is wound around the primary variable pulley 20 and the secondary variable pulley 22. , A primary hydraulic cylinder 26 and a secondary hydraulic cylinder 28 for changing the effective diameter of the primary variable pulley 20 and the secondary variable pulley 22. The primary hydraulic cylinder 26 and the secondary hydraulic cylinder 28 are formed to have the same pressure receiving area, and the outer diameters of the primary variable pulley 20 and the secondary variable pulley 22 are made equal to each other, so that the belt type The continuously variable transmission 14 is small. The primary variable pulley 20 and the secondary variable pulley 22 are fixed rotating bodies 31 and 32 fixed to the primary rotating shaft 16 and the secondary rotating shaft 18, respectively.
A movable rotating body 34 which is provided on the primary rotating shaft 16 and the secondary rotating shaft 18 so as to be relatively non-rotatable and axially movable and forms a V groove between the fixed rotating bodies 31 and 32, respectively. And 36. The belt-type continuously variable transmission 14
The output from the secondary rotary shaft 18 is a sub-transmission (not shown)
The power is transmitted to driving wheels of the vehicle via a differential gear device or the like.
このように構成されたベルト式無段変速機14を作動さ
せるための油圧制御回路は以下に説明するように構成さ
れる。すなわち、図示しない還流路を経てオイルタンク
38に還流した作動油はストレーナ40および吸入油路41を
介して油圧源としてのオイルポンプ42に吸引され、変速
制御弁44の入力ポート46および第1調圧弁48と接続され
た第1ライン油路50へ圧送される。オイルポンプ42は、
図示しない駆動軸を介して前記エンジン10により駆動さ
れるようになっており、第1調圧弁48は、後述の第1駆
動信号VD1にしたがって第1ライン油路50内の作動油の
一部を第2ライン油路52へ流出させることにより、第1
ライン油路50内の油圧を第1ライン油圧Pl1に調圧す
る。また、第2ライン油路52は前記変速制御弁44の第1
の排出ポート54および第2排出ポート56と第2調圧弁58
とにそれぞれ接続されている。第2調圧弁58は、後述の
第2駆動信号VD2にしたがって第2ライン油路52内の作
動油の一部をドレン油路60へ流出させることにより、そ
の第2ライン油路52内の油圧を上記第1ライン油圧Pl1
よりも相対的に低い第2ライン油圧Pl2に調圧する。上
記第1調圧弁48および第2調圧弁58は、所謂電磁比例リ
リーフ弁から構成されている。The hydraulic control circuit for operating the belt-type continuously variable transmission 14 configured as described above is configured as described below. That is, the oil tank passes through a return path (not shown).
The hydraulic oil returned to 38 is sucked into an oil pump 42 as a hydraulic pressure source via a strainer 40 and a suction oil passage 41, and is connected to an input port 46 of a shift control valve 44 and a first pressure regulating valve 48 by a first line oil. Pumped to road 50. Oil pump 42
The engine 10 is driven by the engine 10 via a drive shaft (not shown). The first pressure regulating valve 48 controls a part of the hydraulic oil in the first line oil passage 50 in accordance with a first drive signal VD1 described later. By discharging to the second line oil passage 52, the first line
The hydraulic line fluid passage 50 pressure the first line pressure Pl 1 two tone. The second line oil passage 52 is connected to the first
Discharge port 54 and second discharge port 56 and second pressure regulating valve 58
And are respectively connected to. The second pressure regulating valve 58 causes a part of the hydraulic oil in the second line oil passage 52 to flow out to the drain oil passage 60 in accordance with a second drive signal VD2 described later, so that the hydraulic pressure in the second line oil passage 52 is increased. The above first line hydraulic pressure Pl 1
Relatively pressure lower second line pressure Pl 2 two tone than. The first pressure regulating valve 48 and the second pressure regulating valve 58 are constituted by so-called electromagnetic proportional relief valves.
前記変速制御弁44は、所謂比例制御用電磁弁であっ
て、前記入力ポート46,第1排出ポート54および第2排
出ポート56,前記一次側油圧シリンダ26および二次側油
圧シリンダ28に接続油路29および30を介してそれぞれ接
続された一対の第1出力ポート62および第2出力ポート
64にそれぞれ連通するようにバルブボデー65に形成され
たシリンダボア66と、そのシリンダボア66内に摺動可能
に嵌合された1本のスプール弁子68と、このスプール弁
子68の両端部から中立位置に向かって付勢することによ
りそのスプール弁子68を中立位置に保持する一対の第1
スプリング70および第2スプリング72と、上記スプール
弁子68の両端部にそれぞれ設けられてスプール弁子68を
第2スプリング72または第1スプリング70の付勢力に抗
して移動させる第1電磁ソレノイド74および第2電磁ソ
レノイド76とを備えている。上記スプール弁子68には4
つのランド78,80,82,84が一端から順次形成されている
とともに、中間部に位置する一対のランド80および82は
スプール弁子68が中立位置にあるときスプール弁子68の
軸方向において前記第1出力ポート62および第2出力ポ
ート64と同じ位置に形成されている。また、シリンダボ
ア66の内周面であって、スプール弁子68が中立位置にあ
るとき一対のランド80および82と対向する位置、すなわ
ち上記第1出力ポート62および第2出力ポート64がシリ
ンダボア66の内周面に開口する位置には、そのランド80
および82よりも僅かに大きい幅寸法の一対の第1環状溝
86および第2環状溝88が形成されている。この第1環状
溝86および第2環状溝88はランド80および82との間で作
動油の流通を制御するために連続的に流通断面積が変化
する絞りを形成している。The shift control valve 44 is a so-called proportional control solenoid valve, and is connected to the input port 46, the first discharge port 54 and the second discharge port 56, and is connected to the primary hydraulic cylinder 26 and the secondary hydraulic cylinder 28. A pair of first output port 62 and second output port respectively connected via paths 29 and 30
A cylinder bore 66 formed in the valve body 65 so as to communicate with each other, a single spool valve element 68 slidably fitted in the cylinder bore 66, and neutral from both ends of the spool valve element 68. Biasing the spool valve element 68 in the neutral position by biasing it toward the first position.
A spring 70 and a second spring 72, and a first electromagnetic solenoid 74 provided at each end of the spool valve 68 to move the spool valve 68 against the urging force of the second spring 72 or the first spring 70. And a second electromagnetic solenoid 76. The spool valve 68 has 4
The two lands 78, 80, 82, and 84 are sequentially formed from one end, and the pair of lands 80 and 82 located at the middle portion are arranged in the axial direction of the spool valve element 68 when the spool valve element 68 is in the neutral position. It is formed at the same position as the first output port 62 and the second output port 64. Further, on the inner peripheral surface of the cylinder bore 66, a position facing the pair of lands 80 and 82 when the spool valve element 68 is in the neutral position, that is, the first output port 62 and the second output port 64 correspond to the cylinder bore 66. At the position that opens to the inner peripheral surface, the land 80
And a pair of first annular grooves slightly wider than 82
86 and a second annular groove 88 are formed. The first annular groove 86 and the second annular groove 88 form a restrictor whose flow sectional area continuously changes between the lands 80 and 82 in order to control the flow of hydraulic oil.
これにより、スプール弁子68が中立位置にあるときに
は、前記第1出力ポート62および第2出力ポート64が前
記入力ポート46および排出ポート54,56に僅かな流通面
積で均等に連通させられ、漏れを補充する程度の量の作
動油が一次側油圧シリンダ26および二次側油圧シリンダ
28に供給され、また、僅かな量の作動油が排出ポート5
4,56から流出させられる。Thus, when the spool valve 68 is in the neutral position, the first output port 62 and the second output port 64 are evenly communicated with the input port 46 and the discharge ports 54 and 56 with a small flow area, and Hydraulic fluid in an amount sufficient to replenish the primary hydraulic cylinder 26 and the secondary hydraulic cylinder
28 and a small amount of hydraulic oil
Spilled from 4,56.
しかし、スプール弁子68が中立位置からその一軸方
向、たとえば第2電磁ソレノイド76に接近する方向、す
なわち図の右方向へ移動させられるに伴って、第1出力
ポート62と第1排出ポート54との流通断面積が連続的に
増加させられる一方、第2出力ポート64と入力ポート46
との流通断面積が連続的に増加させられるので、第1出
力ポート62から一次側油圧シリンダ26へ出力する作動油
圧は、第2出力ポート64から二次側油圧シリンダ28へ出
力する作動油圧に比較して低くなる。このため、ベルト
式無段変速機14における一次側油圧シリンダ26および二
次側油圧シリンダ28の推力の平衡が崩れるので、二次側
油圧シリンダ28内へ作動油が流入する一方、一次側油圧
シリンダ26内の作動油が流出し、ベルト式無段変速機14
の速度比e(二次側回転軸18の回転速度Nout/一次側回
転軸16の回転速度Nin)が小さくなる。However, as the spool valve 68 is moved from the neutral position in one axial direction thereof, for example, in a direction approaching the second electromagnetic solenoid 76, that is, in the right direction in the drawing, the first output port 62 and the first discharge port 54 Of the second output port 64 and the input port 46 while the flow cross-sectional area of the
The working hydraulic pressure output from the first output port 62 to the primary hydraulic cylinder 26 is reduced to the working hydraulic pressure output from the second output port 64 to the secondary hydraulic cylinder 28. It is lower than the comparison. As a result, the balance between the thrust of the primary hydraulic cylinder 26 and the thrust of the secondary hydraulic cylinder 28 in the belt-type continuously variable transmission 14 is lost, so that the hydraulic oil flows into the secondary hydraulic cylinder 28, while the primary hydraulic cylinder The hydraulic oil in 26 leaks out and the belt-type continuously variable transmission 14
(The rotation speed N out of the secondary rotation shaft 18 / the rotation speed N in of the primary rotation shaft 16) becomes smaller.
反対に、スプール弁子68が中立位置から第1電磁ソレ
ノイド74に接近する方向、すなわち図の左方向へ移動さ
せられるに伴って、第1出力ポート62と入力ポート46と
の流通断面積が連続的に増加させられる一方、第2出力
ポート64と第2排出ポート56との流通断面積が増加させ
られるので、第1出力ポート62から一次側油圧シリンダ
26へ出力する作動油圧は、第2出力ポート64から二次側
油圧シリンダ28へ出力する作動油圧に比較して高くな
る。このため、ベルト式無段変速機14における一次側油
圧シリンダ26および二次側油圧シリンダ28の推力の平衡
が崩れるので、一次側油圧シリンダ26内へ作動油が流入
する一方、二次側油圧シリンダ28内の作動油が流出し、
ベルト式無段変速機14の速度比eが大きくなる。このよ
うに、上記変速制御弁44は、油圧シリンダ26および28の
一方へ高圧の作動油を供給し他方へ低圧の作動油を供給
する切換え弁機能と、連続的に作動油の流量を調節する
流量制御弁機能とを併有しているのである。Conversely, as the spool valve element 68 is moved from the neutral position toward the first electromagnetic solenoid 74, that is, to the left in the drawing, the flow cross-sectional area between the first output port 62 and the input port 46 becomes continuous. While the flow cross-sectional area between the second output port 64 and the second discharge port 56 is increased.
The working oil pressure output to 26 is higher than the working oil pressure output from second output port 64 to secondary hydraulic cylinder 28. As a result, the balance between the thrust of the primary hydraulic cylinder 26 and the thrust of the secondary hydraulic cylinder 28 in the belt-type continuously variable transmission 14 is lost, so that the hydraulic oil flows into the primary hydraulic cylinder 26 while the secondary hydraulic cylinder 26 Hydraulic oil in 28 leaks out,
The speed ratio e of the belt-type continuously variable transmission 14 increases. As described above, the shift control valve 44 functions as a switching valve that supplies high-pressure hydraulic oil to one of the hydraulic cylinders 26 and 28 and supplies low-pressure hydraulic oil to the other, and continuously adjusts the flow rate of hydraulic oil. It has a flow control valve function.
一方、前記第2ライン油路52と接続油路29,30との間
には、それぞれ作動油の流通を制限する絞り110,114を
備えた絞り油路112,116が接続されている。これによ
り、それ等の絞り油路112または116を通して高圧側(駆
動側)の油圧シリンダ26または28から第2ライン油路52
へ作動油が流されるので、変速制御弁44の出力油圧、す
なわち一次側油圧シリンダ26内の油圧Pinおよび二次側
油圧シリンダ28内の油圧Poutは、第2図に示されている
ようにスプール弁子68が中立位置に保持される状態(速
度比制御値V0=0)において第2ライン油圧Pl2に接近
させられ、低圧側(従動側)の油圧シリンダ26または28
内の油圧PinまたはPoutが第2ライン油圧Pl2と略一致さ
せられる。On the other hand, between the second line oil passage 52 and the connection oil passages 29 and 30, throttle oil passages 112 and 116 having throttles 110 and 114 for restricting the flow of hydraulic oil are connected. As a result, the hydraulic oil cylinder 26 or 28 on the high pressure side (drive side) passes through the throttle oil passage 112 or 116 and the second line oil passage 52
Since hydraulic oil flows into the hydraulic pressure P out of the output hydraulic pressure, i.e. the pressure P in and secondary side hydraulic cylinder 28 of the primary side hydraulic cylinder 26 of the shift control valve 44, as shown in Figure 2 In the state where the spool valve element 68 is held at the neutral position (speed ratio control value V 0 = 0), the spool valve 68 is brought close to the second line hydraulic pressure Pl 2 and the low pressure side (driven side) hydraulic cylinder 26 or 28
Hydraulic P in or P out of the inner is allowed to substantially coincide with the second line pressure Pl 2.
また、車両のベルト式無段変速機14には、一次側回転
軸16の回転速度Ninを検出するための第1回転センサ9
0、および二次側回転軸18の回転速度Noutを検出するた
めの第2回転センサ92が設けられており、それら第1回
転センサ90および第2回転センサ92からは回転速度Nin
を表す回転信号SR1および回転速度Noutを表す回転信号S
R2がコントローラ94へ出力される。また、エンジン10に
は、車両の要求出力を表す量としてスロットル弁開度θ
thを検出するためのスロットルセンサ96と、エンジン回
転速度Neを検出するためのエンジン回転センサ98が設け
られており、それらスロットルセンサ96およびエンジン
回転センサ98からはスロットル弁開度θthを表すスロッ
トル信号Sθおよびエンジン回転速度Neを表す回転信号
SEがコントローラ94へ出力される。The belt-type continuously variable transmission 14 of the vehicle has a first rotation sensor 9 for detecting the rotation speed N in of the primary rotation shaft 16.
0, and the secondary-side second rotation sensor 92 for detecting the rotational speed N out is provided in the rotary shaft 18, the rotational speed N in from their first rotation sensor 90 and the second rotation sensor 92
Rotation signal S representative of the rotation signal SR1 and the rotational speed N out represents the
R2 is output to the controller 94. The engine 10 has a throttle valve opening θ as an amount representing the required output of the vehicle.
a throttle sensor 96 for detecting the th, and the engine rotation sensor 98 is provided for detecting the engine rotational speed N e, representing the throttle valve opening theta th from those throttle sensor 96 and the engine rotation sensor 98 rotation signal representing the throttle signal Sθ and the engine rotational speed N e
SE is output to the controller 94.
上記コントローラ94は、CPU102,ROM104,RAM106などを
含む所謂マイクロコンピュータであって、CPU102は、RA
M106の記憶機能を利用しつつ予めROM104に記憶されたプ
ログラムにしたがって入力信号を処理し、第1調圧弁48
および第2調圧弁58へ第1駆動信号VD1および第2駆動
信号VD2をそれぞれ供給すると同時に、速度比eを制御
するために第1電磁ソレノイド74および第2電磁ソレノ
イド76を駆動するための速度比信号RA1およびRA2をそれ
らに供給する。The controller 94 is a so-called microcomputer including a CPU 102, a ROM 104, a RAM 106, and the like.
The input signal is processed according to a program previously stored in the ROM 104 while utilizing the storage function of the M106, and the first pressure regulating valve 48 is processed.
And a speed ratio for driving the first electromagnetic solenoid 74 and the second electromagnetic solenoid 76 for controlling the speed ratio e while supplying the first drive signal VD1 and the second drive signal VD2 to the second pressure regulating valve 58, respectively. Supply signals RA1 and RA2 to them.
以下、本実施例の作動を第3図のフローチャートに従
って説明する。Hereinafter, the operation of this embodiment will be described with reference to the flowchart of FIG.
先ず、ステップS1が実行されることにより、一次側回
転軸16の回転速度Nin,二次側回転軸18の回転速度
Nout,スロットル弁開度θth,およびエンジン回転速度
Neが回転信号SR1およびSR2,スロットル信号Sθ,回転
信号SEに基づいてRAM106に読み込まれる。次いで、ステ
ップS2では予めROM104に記憶された良く知られた関係か
らスロットル弁開度θthおよびエンジン回転速度Neに基
づいてエンジン10の実際の出力トルクTeが決定され、更
にステップS3ではスロットル弁開度θthなどに基づいて
一次側回転軸16の目標回転速度Nin *が決定される。目標
回転速度Nin *を決定するための関係は、例えば第4図に
示すものであって、第5図に示す最小燃費率曲線上でエ
ンジン10が専ら作動するように予め求められたものであ
る。First, by executing step S1, the rotation speed N in of the primary rotation shaft 16 and the rotation speed of the secondary rotation shaft 18 are set.
N out , throttle valve opening θ th , and engine speed
N e is the rotation signal SR1 and SR2, a throttle signal S.theta, are read into the RAM106 based on the rotation signal SE. Then, the determined actual output torque T e of the engine 10 on the basis of well-known relationship stored in advance at step S2 ROM 104 to the throttle valve opening theta th and the engine speed N e, the further step S3 the throttle The target rotation speed N in * of the primary rotation shaft 16 is determined based on the valve opening degree θ th and the like. The relationship for determining the target rotation speed N in * is, for example, that shown in FIG. 4, which is obtained in advance so that the engine 10 exclusively operates on the minimum fuel consumption rate curve shown in FIG. is there.
続くステップS4では回転速度NinおよびNoutから無段
変速機14の実差異の速度比eが算出され、ステップS5で
は回転速度Noutおよび前記目標回転速度Nin *から目標速
度比e*が算出される。そして、ステップS6においては、
上記速度比eが目標速度比e*と一致するように変速制御
弁44を作動させるための速度比制御値V0が、それ等の速
度比e,目標速度比e*および制御定数K0に基づいて比例動
作の制御式である次式(1)に従って算出される。後述
のステップS17においては、この速度比制御値V0が正で
ある場合にはスプール弁子68が左方向へ移動させられて
二次側回転軸18の回転速度Noutが増加するように前記速
度比信号RA2が出力され、負である場合にはスプール弁
子68が右方向へ移動させられて一次側回転軸16の回転速
度Ninが増加するように前記速度比信号RA1が出力され
る。また、速度比制御値V0の大きさは速度比信号RA1ま
たは速度比信号RA2の大きさ、すなわちスプール弁子68
の移動量に対応する。Subsequent step S4 rotational speed N in and N the speed ratio e of the real differences from out CVT 14 is calculated, from the rotational speed in step S5 N out and the target rotational speed N in * target speed ratio e * Is calculated. Then, in step S6,
Speed ratio control value V 0 which is for operating the shift control valve 44 so that the speed ratio e is equal to the target speed ratio e * is, it like the speed ratio e, the target speed ratio e * and the control constant K 0 It is calculated based on the following equation (1), which is a control equation for proportional operation, based on the following equation. In step S17 described later, the so rotational speed N out of the spool 68 is moved to the left secondary side rotary shaft 18 is increased when the speed ratio control value V 0 is positive The speed ratio signal RA2 is output, and when the speed ratio signal RA2 is negative, the spool valve element 68 is moved rightward to output the speed ratio signal RA1 such that the rotation speed N in of the primary rotation shaft 16 increases. . The speed ratio control value V magnitude of zero speed ratio signal RA1 or the speed ratio signal RA2 size, i.e. spool 68
Corresponding to the amount of movement.
V0=K0(e*−e)/e ・・・(1) そして、ステップS7では、無段変速機14の速度比変化
率として目標速度比e*の変化率de*/dtが次式(2)に従
って算出される。かかる(2)式において、e* (n)は最
新の目標速度比でe* (n-1)は1回前に求められた目標速
度比であり、hはそれ等の目標速度比が算出されるイン
タバル時間である。また、続くステップS8およびS9で
は、ROM104に予め記憶された関係から上記変化率de*/dt
に基づいて係数KPおよびKIがそれぞれ決定される。な
お、上記(2)式の替わりに(3)式等の他の演算式を
用いることもできる。V 0 = K 0 (e * −e) / e (1) Then, in step S7, the change rate de * / dt of the target speed ratio e * is calculated as the speed ratio change rate of the continuously variable transmission 14: It is calculated according to equation (2). In the equation (2), e * (n) is the latest target speed ratio, e * (n-1) is the target speed ratio obtained one time before, and h is the target speed ratio calculated. Is the interval time. Further, in the following steps S8 and S9, the rate of change de * / dt is determined from the relationship stored in the ROM 104 in advance.
Are determined based on the coefficients K P and K I , respectively. Note that other arithmetic expressions such as Expression (3) can be used instead of Expression (2).
de*/dt=(e* (n)−e* (n-1))/h ・・・(2) de*/dt=(−2e* (n-4)−e* (n-3))+e* (n-1)+2e* (n))
/10h ・・・(3) 続いてステップS10が実行され、エンジン10の実際の
出力トルクTeが正であるか否か、すなわちエンジン10か
ら動力が出力されている正トルク状態かあるいはエンジ
ンブレーキ状態であるかが判断される。このような判断
が必要な理由は、正トルク状態とエンジンブレーキ状態
とで動力伝達方向が異なるため、油圧シリンダ26,28の
速度比eに対する油圧変化特性が変化するからである。
そして、出力トルクTeが正であると判断された場合に
は、先ず、ステップS11が実行されることにより、伝動
ベルト24に対する挟圧力を必要かつ充分に発生させるた
めの二次側油圧シリンダ28内の油圧(目標油圧)Pout′
が得られるように、第2調圧弁58にて調圧すべき第2ラ
イン油圧Pl2が決定される。すなわち、先ず、予めROM10
4に記憶された次式(4)の関係からエンジン10の実際
の出力トルクTe,実際の速度比eに基づいて最適な二次
側油圧シリンダ28の推力(算出値)Wout′を算出し、次
式(5)から、この推力Wout′,二次側油圧シリンダ28
の受圧面積Aout,二次側回転軸18の回転速度Noutに基づ
いて第2ライン油圧Pl2を算出するのである。この
(5)式によって求められる油圧は、本来二次側油圧シ
リンダ28内の目標油圧Pout′であるが、本実施例では絞
り油路116を介して第2ライン油路52と油圧シリンダ28
とが接続されているため、この(5)式の油圧を第2ラ
イン油圧Pl2としても差支えないものである。de * / dt = (e * (n) −e * (n−1) ) / h ・ ・ ・ (2) de * / dt = (− 2e * (n−4) −e * (n−3) ) + E * (n-1) + 2e * (n) )
/ 10h ··· (3) followed by step S10 is executed, the actual output torque T whether e is positive, or positive torque condition or the engine brake is outputted power from the engine 10 of the engine 10 It is determined whether it is in the state. The reason why such a judgment is necessary is that the power transmission direction differs between the positive torque state and the engine brake state, so that the oil pressure change characteristic with respect to the speed ratio e of the hydraulic cylinders 26 and 28 changes.
When the output torque T e is determined to be positive, first, by the step S11 is executed, for generating a necessary and sufficiently squeezing force against the drive belt 24 secondary-side hydraulic cylinder 28 Hydraulic pressure (target hydraulic pressure) P out ′
Is determined, the second line oil pressure Pl 2 to be adjusted by the second pressure adjusting valve 58 is determined. That is, first, the ROM 10
Actual output torque T e of the engine 10 from the relationship 4 to the stored equation (4), the thrust (calculated value) of the optimum secondary side hydraulic cylinder 28 based on the actual speed ratio e calculated W out ' Then, from the following equation (5), this thrust W out ′, the secondary hydraulic cylinder 28
The second line hydraulic pressure Pl 2 is calculated based on the pressure receiving area A out and the rotation speed N out of the secondary rotation shaft 18. The hydraulic pressure determined by the equation (5) is originally the target hydraulic pressure P out 'in the secondary hydraulic cylinder 28, but in this embodiment, the second line hydraulic passage 52 and the hydraulic cylinder 28
Is connected, the hydraulic pressure of equation (5) can be used as the second line hydraulic pressure Pl 2 .
Wout′=f(Te,e) ・・・(4) ここで、上記(4)式は伝動ベルト24の張力、すなわ
ち伝動ベルト24に対する挟圧力を必要かつ充分な値とす
るために予め求められたものであり、推力Wout′は出力
トルクTeおよび速度比eと関連して変化させられる。ま
た、(5)式の関係において、第2項は回転速度Noutと
ともに増大する遠心油圧を第1項から差し引いて第2ラ
イン油圧Pl2(Pout′)を補正するためのものである。
第2項のC2は遠心力補正係数であり、二次側油圧シリン
ダ28の諸元および作動油の比重から予め決定される。W out '= f (T e , e) (4) Here, the above equation (4) is obtained in advance in order to make the tension of the transmission belt 24, that is, the squeezing pressure on the transmission belt 24 a necessary and sufficient value, and the thrust W out ′ is equal to the output torque Te and It is varied in relation to the speed ratio e. In the relation of the expression (5), the second term is for correcting the second line oil pressure Pl 2 (P out ′) by subtracting the centrifugal oil pressure that increases with the rotation speed N out from the first term.
C 2 of the second term is the centrifugal force correction coefficient is predetermined from the specific gravity of the specifications and working oil in the secondary-side hydraulic cylinder 28.
続くステップS12においては、目標とする速度比を実
現できる推力を必要かつ充分に発生させるための一次側
油圧シリンダ26内の油圧(目標油圧)Pin′が得られる
ように、第1調圧弁48にて調圧すべき第1ライン油圧の
プリプログラム値Pl1(P)が決定される。すなわち、先
ず、予めROM104に記憶された次式(6)に示す関係から
エンジン10の実際の出力トルクTeおよび目標速度比e*に
基づいて正駆動時の推力比のγ+(二次側油圧シリンダ2
8の推力Wout/一次側油圧シリンダ26の推力Win)が算出
されるとともに、次式(7)から上記推力比γ+および
二次側油圧シリンダ28の推力Wout′から一次側油圧シリ
ンダ26の推力Win′が求められる。そして、次式(8)
から一次側油圧シリンダ26の推力Win′,一次側油圧シ
リンダ26の受圧面積Ain,一次側回転軸16の回転速度Nin
に基づいて油圧(算出値)Pin′を算出するとともに、
次式(9)から上記油圧Pin′および余裕油圧ΔPに基
づいて第1ライン油圧Pl1(P)を算出するのである。In the following step S12, the first pressure regulating valve 48 is set so that the hydraulic pressure (target hydraulic pressure) Pin ′ in the primary hydraulic cylinder 26 for generating necessary and sufficient thrust to achieve the target speed ratio is obtained. The pre-program value Pl 1 (P) of the first line oil pressure to be adjusted is determined. That is, first, the actual output torque T e and the target speed ratio e * positive drive propulsive force ratio on the basis of the gamma + (the secondary side of the engine 10 from the relationship shown in advance ROM104 the stored equation (6) Hydraulic cylinder 2
8 with thrust W in) thrust W out / primary-side hydraulic cylinder 26 is calculated in the following equation (7) from the thrust ratio gamma + and secondary side hydraulic primary hydraulic cylinder from the thrust W out 'of the cylinder 28 26 thrusts W in 'are required. Then, the following equation (8)
From the primary-side hydraulic cylinder 26 thrust W in ', the pressure receiving area A in the primary side hydraulic cylinder 26, the rotational speed N in the primary-side rotary shaft 16
The hydraulic pressure (calculated value) P in ′ is calculated based on
It is from the following equation (9) to calculate the first line pressure Pl 1 (P) based on the hydraulic P in 'and margin pressure [Delta] P.
γ+=f(Te,e*) ・・・(6) Pl1(P)=Pin′+ΔP ・・・(9) 上記(6)式は広範な運転条件範囲全域に亘って推力
比γ+を決定できるように予め求めた関係を示すもので
あって、この関係から目標速度比e*および実際の出力ト
ルクTeと関連して決定された推力比γ+が得られるよう
に、第1ライン油圧Pl1(P)を求めるためのものである。
また、上記(8)式の関係において、第2項は回転速度
Ninとともに増加する遠心油圧を第1項から差し引いて
補正するものであり、第2項のC1は一次側油圧シリンダ
26の諸元および作動油の比重から予め決定される。さら
に、上記(9)式は、(8)式により求められた油圧P
in′に余裕油圧ΔPを加えることにより第1ライン油圧
Pl1(P)が決定される。γ + = f (T e , e * ) (6) Pl 1 (P) = P in '+ ΔP (9) The above equation (6) shows a relationship obtained in advance so that the thrust ratio γ + can be determined over a wide range of operating conditions. , so that the target speed ratio e * and the actual thrust ratio which are determined in relation with the output torque T e gamma + is obtained from this relationship, is for obtaining a first line pressure Pl 1 (P).
In the relation of the above equation (8), the second term is the rotational speed.
The centrifugal oil pressure that increases with N in is corrected by subtracting it from the first term, and C 1 in the second term is the primary hydraulic cylinder.
It is determined in advance from the specifications of 26 and the specific gravity of the hydraulic oil. Further, the above equation (9) is equivalent to the hydraulic pressure P obtained by the equation (8).
in 'by adding the margin oil pressure ΔP to the first line oil pressure.
Pl 1 (P) is determined.
ここで、上記余裕油圧ΔPは速度比eと目標速度比e*
との速度比偏差|e*−e|/eを小さくする上で必要なもの
である。すなわち、本実施例の出力油圧特性は前記第2
図に示されているが、その速度比制御値V0は前記(1)
式にて表されるところから、速度比制御値V0が0の場合
には実際の速度比eと目標速度比e*とを完全に一致させ
ることができるものの、それ以外の場合には実際の速度
比eと目標速度比e*との間には速度比制御値V0に対応す
る大きさの速度比偏差|e*−e|/eが生じるのである。こ
の速度比偏差|e*−e|/eは、第1ライン油圧Pl1を大き
くすれば油圧特性の傾斜が急になるため小さくなり、第
1ライン油圧Pl1を小さくすれば油圧特性の傾斜が緩や
かになるため大きくなる。しかし、第1ライン油圧Pl1
を大きくするとそれだけポンプ42の駆動損失も増大する
ため、余裕油圧ΔPは、互いに相反する駆動損失と定常
偏差との均衡点において決定されることとなる。Here, the surplus oil pressure ΔP is determined by the speed ratio e and the target speed ratio e *.
This is necessary in order to reduce the speed ratio deviation | e * −e | / e. That is, the output hydraulic pressure characteristic of this embodiment is the second hydraulic pressure characteristic.
The speed ratio control value V 0 is shown in FIG.
From the expression, the actual speed ratio e and the target speed ratio e * can be completely matched when the speed ratio control value V 0 is 0, but otherwise the actual speed ratio e * is the is / e occurs | e * -e | magnitude of the speed ratio deviation corresponding to the speed ratio control value V 0 between the speed ratio e and the target speed ratio e *. The speed ratio deviation | e * −e | / e becomes smaller because the slope of the hydraulic characteristic becomes steeper when the first line oil pressure Pl 1 is increased, and becomes smaller when the first line oil pressure Pl 1 is decreased. Becomes large because it becomes moderate. However, the first line hydraulic pressure Pl 1
Is increased, the driving loss of the pump 42 increases accordingly, and the margin oil pressure ΔP is determined at the equilibrium point between the driving loss and the steady-state deviation that are opposite to each other.
一方、前記ステップS10において車両がエンジンブレ
ーキ状態であると判断された場合には、ベルト式無段変
速機14における動力伝達方向が逆となるので、前記ステ
ップS11およびS12と略同様なステップS13およびS14が実
行されることにより、第2ライン油圧Pl2および第1ラ
イン油圧のプリプログラム値Pl1(P)を決定する。すなわ
ち、ステップS13においては、予め記憶された次式(1
0)に示す関係から出力トルクTe,速度比eに基づいて
最適な一次側油圧シリンダ26の推力Win′が算出される
とともに、次式(11)から一次側油圧シリンダ26に供給
すべき油圧Pin′、すなわち第2ライン油圧Pl2が算出さ
れる。また、ステップS14においては、次式(12)から
出力トルクTe,目標速度比e*に基づいて推力比γ-を算
出するとともに、次式(13)から上記推力比γ-を得る
ための二次側油圧シリンダ28の推力Wout′を推力比γ-
および一次側油圧シリンダ26の推力Win′に基づいて求
め、更に、(14)式から二次側油圧シリンダ28内に必要
な油圧Pout′を求めるとともに、次式(15)から上記油
圧Pout′および余裕油圧ΔPに基づいて第1ライン油圧
Pl1(P)を算出する。On the other hand, when it is determined in step S10 that the vehicle is in the engine braking state, the power transmission directions in the belt-type continuously variable transmission 14 are reversed, so that steps S13 and S13 substantially similar to steps S11 and S12 are performed. By executing S14, the pre-program value Pl 1 (P) of the second line oil pressure Pl 2 and the first line oil pressure is determined. That is, in step S13, the following equation (1
0) in the output torque from the relationship shown T e, with thrust W in the optimal primary hydraulic cylinder 26 based on the speed ratio e 'is calculated, to be supplied from the following equation (11) on the primary side hydraulic cylinder 26 hydraulic P in ', that is, the second line pressure Pl 2 is calculated. In Step S14, the output torque T e from the following equation (12), the thrust ratio gamma based on the target speed ratio e * - calculates a, the following equation (13) above the thrust ratio gamma - to obtain The thrust W out ′ of the secondary hydraulic cylinder 28 is changed to the thrust ratio γ −
And 'determined based on, further, (14) Hydraulic P out needed in the secondary side hydraulic cylinder 28 from the expression' thrust W in the primary side hydraulic cylinder 26 with Request, the pressure P from the following equation (15) out 'and the first line oil pressure based on the margin oil pressure ΔP
Calculate Pl 1 (P) .
Win′=f(Te,e) ・・・(10) γ-=f(Te,e*) ・・・(12) Wout′=Win′・γ- ・・・(13) Pl1(P)=Pout′+ΔP ・・・(15) このようにして、第2ライン油圧Pl2および第1ライ
ン油圧Pl1(P)が算出されると、次のステップS15が実行
され、次式(16)にしたがって前記ステップS12またはS
14で算出された第1ライン油圧のプリプログラム値Pl
1(P)にフィードバック項が加えられ、速度比偏差|e*−
e|/eを予め定められた一定の目標偏差値εと一致させる
ように、第1調圧弁48にて調圧させるべき第1ライン油
圧Pl1が決定される。W in '= f (T e , e) (10) γ - = f (T e, e *) ··· (12) W out '= W in' · γ - ··· (13) Pl 1 (P) = P out '+ ΔP (15) When the second line pressure Pl 2 and the first line pressure Pl 1 (P) are calculated in this way, the next step S15 is executed. According to the following equation (16), step S12 or S
Pre-program value Pl of the first line hydraulic pressure calculated in 14
A feedback term is added to 1 (P) , and the speed ratio deviation | e * −
The first line pressure Pl 1 to be regulated by the first pressure regulating valve 48 is determined so that e | / e matches a predetermined constant target deviation value ε.
ここで、上記目標偏差値εは、例えば10モード走行な
どの車両の総合的な運転状態において最良の燃費が得ら
れる値として、実験またはシミュレーション等によって
求めたり、或いは種々の運転状態において燃費を最小と
するのに要求される定常偏差の最小値を目標偏差値εと
するなど、種々の手段によって設定される。そして、第
1ライン油圧Pl1は、速度比偏差|e*−e|/eをこの目標
偏差値εと一致させるように決定される。 Here, the target deviation value ε is determined by an experiment or a simulation as a value at which the best fuel efficiency is obtained in a comprehensive driving state of the vehicle such as, for example, 10-mode running, or the target fuel consumption is minimized in various driving states. For example, the minimum value of the steady-state deviation required for setting the target deviation value ε is set by various means. Then, the first line hydraulic pressure Pl 1 is determined so that the speed ratio deviation | e * −e | / e matches this target deviation value ε.
例えば、実際の第1ライン油圧が本来あるべき値より
小さい場合には、速度比偏差|e*−e|/eは大きくなって
いるため、|e*−e|/e−εは正の値となる。したがっ
て、第1ライン油圧Pl1(P)には正の動作信号に比例した
量が加算され、このようにして求められた第1ライン油
圧Pl1に基づいて後述のステップS16およびS17が実行さ
れることにより、実際の第1ライン油圧が上昇させられ
て速度比偏差|e*−e|/eは低下させられ、最終的に目標
偏差値εと一致させられる。また、実際の第1ライン油
圧が本来あるべき値より大きい場合には、定常偏差|e*
−e|/eは小さくなっているため、|e*−e|/e−εは負の
値となる。したがって、第1ライン油圧Pl1(P)から負の
動作信号に比例した量が減算され、このようにして求め
られた第1ライン油圧Pl1に基づいて後述のステップS16
およびS17が実行されることにより、実際の第1ライン
油圧が下降させられて速度比偏差|e*−e|/eは上昇させ
られ、最終的に目標偏差値εと一致させられる。そし
て、速度比偏差|e*−e|/eとが目標偏差値εと一致させ
られた時には、実際の第1ライン油圧は目標偏差値εを
含む速度比eを実現するのに必要な最低の油圧値とな
る。すなわち、このステップS15は、前記ステップS12ま
たはS14によって算出された第1ライン油圧Pl1(P)を、
速度比偏差|e*−e|/eに基づいて補正することにより、
実際の第1ライン油圧が必要最低の値となるように制御
するのである。これにより、ポンプ42の駆動損失が低減
され、車両の燃費が向上させられる。For example, when the actual first line hydraulic pressure is smaller than the value that should be, the speed ratio deviation | e * −e | / e is large, and | e * −e | / e−ε is positive. Value. Therefore, an amount proportional to the positive operation signal is added to the first line oil pressure Pl 1 (P) , and the following steps S16 and S17 are executed based on the first line oil pressure Pl 1 thus obtained. As a result, the actual first line hydraulic pressure is increased, the speed ratio deviation | e * -e | / e is reduced, and finally is made to coincide with the target deviation value ε. When the actual first line hydraulic pressure is larger than the value that should be, the steady-state error | e *
Since −e | / e is small, | e * −e | / e−ε has a negative value. Therefore, the amount proportional to the negative operation signal is subtracted from the first line oil pressure Pl 1 (P), and based on the thus obtained first line oil pressure Pl 1 , a later-described step S16 is performed.
By executing steps S17 and S17, the actual first line hydraulic pressure is decreased, the speed ratio deviation | e * -e | / e is increased, and finally matched with the target deviation value ε. Then, when the speed ratio deviation | e * −e | / e is matched with the target deviation value ε, the actual first line hydraulic pressure becomes the minimum necessary to realize the speed ratio e including the target deviation value ε. Oil pressure value. That is, in this step S15, the first line oil pressure Pl 1 (P) calculated in step S12 or S14 is
By correcting based on the speed ratio deviation | e * −e | / e,
The control is performed so that the actual first line hydraulic pressure becomes the minimum necessary value. As a result, the drive loss of the pump 42 is reduced, and the fuel efficiency of the vehicle is improved.
一方、上式(16)の比例動作項における係数KPおよび
積分動作項における係数KIには、前記ステップS8,S9で
決定された値がそれぞれ適用され、目標速度比e*の変化
率de*/dtに応じて第1ライン油圧Pl1は決定される。こ
れは、(16)式は本来速度比eが略一定の定常状態にお
ける速度比偏差|e*−e|/eを目標偏差値εと一致させる
ようにフィードバック制御するためのもので、係数KI,
KPも定常状態を基準として予め一定の値に設定されるも
のであるが、速度比eが変化する変速時には速度比偏差
|e*−e|/eと目標偏差値εとの差が非常に大きくなって
第1ライン油圧Pl1が過大となってしまうため、目標速
度比eの変化率de*/dtに基づいて係数KP,KIを変更する
のである。そして、前記ステップS8,S9においてこの係
数KP,KIを決定するためにROM104に予め記憶されている
関係は、例えば第6図に示されているようなもので、デ
ータマップ,演算式等により変化率de*/dtが大きくなる
のに伴って係数KP,KIを小さくするようになっている。
なお、第6図は変化率de*/dtが正、すなわち速度比eを
増加させる増速変速時の場合であるが、変化率de*/dtが
負となる減速変速時の場合にも、変化率de*/dtがマイナ
ス側へ大きくなるのに伴って係数KP,KIを小さくするよ
うになっている。On the other hand, the values determined in steps S8 and S9 are applied to the coefficient K P in the proportional operation term and the coefficient K I in the integral operation term in the above equation (16), and the rate of change de * of the target speed ratio e * * The first line oil pressure Pl 1 is determined according to / dt. This is because equation (16) is used for feedback control so that the speed ratio deviation | e * −e | / e in the steady state where the speed ratio e is substantially constant is equal to the target deviation value ε. I ,
K P is also set to a constant value in advance based on the steady state. However, at the time of gear shifting in which the speed ratio e changes, the difference between the speed ratio deviation | e * −e | / e and the target deviation value ε is extremely small. Therefore, the first line hydraulic pressure Pl 1 becomes excessively large, so that the coefficients K P and K I are changed based on the change rate de * / dt of the target speed ratio e. The relationship previously stored in the ROM 104 for determining the coefficients K P and K I in the steps S8 and S9 is, for example, as shown in FIG. Accordingly, the coefficients K P and K I are reduced as the rate of change de * / dt increases.
Incidentally, FIG. 6 is the rate of change de * / dt is positive, i.e. it is the case at acceleration speed of increasing the speed ratio e, even if during deceleration speed rate of change de * / dt is negative, As the rate of change de * / dt increases to the negative side, the coefficients K P and K I are reduced.
そして、このようにして第1ライン油圧Pl1および第
2ライン油圧Pl2が決定されると、次にステップS16が実
行され、それ等の油圧Pl1およびPl2が得られるように第
1調圧弁48,第2調圧弁58を作動させるための第1ライ
ン油圧制御値V1および第2ライン油圧制御値V2がそれぞ
れ決定される。その後、最後のステップS17が実行され
ることにより、それ等の第1ライン油圧制御値V1,第2
ライン油圧制御値V2,および前記ステップS6において決
定された速度比制御値V0に基づいて、駆動信号VD1,VD2
および速度比信号RA1,RA2が出力される。これにより、
速度比e,第1ライン油圧Pl1および第2ライン油圧Pl
2が、変速制御弁44,第1調圧弁48および第2調圧弁58に
よって制御され、以後、ステップS1以下が繰返し実行さ
れる。When the first line oil pressure Pl 1 and the second line oil pressure Pl 2 are determined in this way, step S16 is executed next, and the first adjustment is performed so that the oil pressures Pl 1 and Pl 2 are obtained. valve 48, the first line pressure control value V 1 and the second line pressure control value V 2 for operating the second pressure regulating valve 58 are determined, respectively. Thereafter, by executing the last step S17, the first line hydraulic pressure control value V 1 and the second
Based on the line hydraulic pressure control value V 2 and the speed ratio control value V 0 determined in step S6, drive signals VD1, VD2
And speed ratio signals RA1 and RA2 are output. This allows
Speed ratio e, first line oil pressure Pl 1 and second line oil pressure Pl
2 is controlled by the shift control valve 44, the first pressure regulating valve 48, and the second pressure regulating valve 58, and thereafter, step S1 and subsequent steps are repeatedly executed.
このように、本実施例においては、速度比eと目標速
度比e*との速度比偏差|e*−e|/eが目標偏差値εと一致
するように第1調圧弁48がフィードバック制御されるた
め、その第1調圧弁48によって調圧される第1ライン油
圧は、その目標偏差値εを含む速度比を実現するのに必
要最低の油圧値とされ、ポンプ42の駆動損失、更にはエ
ンジン10の動力損失が低減されて、車両の燃費が向上さ
せられる。As described above, in the present embodiment, the first pressure regulating valve 48 performs the feedback control so that the speed ratio deviation | e * −e | / e between the speed ratio e and the target speed ratio e * matches the target deviation value ε. Therefore, the first line hydraulic pressure regulated by the first pressure regulating valve 48 is set to the minimum hydraulic pressure value necessary to realize the speed ratio including the target deviation value ε, and the drive loss of the pump 42 and the The power loss of the engine 10 is reduced, and the fuel efficiency of the vehicle is improved.
また、速度比偏差|e*−e|/eに基づいて第1ライン油
圧を調圧するようになっているため、第1調圧弁48,第
2調圧弁58を含む調圧システムにおいて第1ライン油
圧,第2ライン油圧の調圧誤差があったり、変速制御弁
44の特性にばらつきがあったりしても、実際の第1ライ
ン油圧は常に必要最低限の油圧値に制御される。すなわ
ち、第1ライン油圧制御値V1と実際の第1ライン油圧と
の間に一定の相関関係が確保されていれば、油圧の絶対
値はそれ程正確でなくても差支えないのである。したが
って、調圧システムや変速制御弁44として必ずしも高精
度のものを採用する必要がなく、それ等の製造コストの
低減を図ることができるのである。Further, since the first line oil pressure is adjusted based on the speed ratio deviation | e * −e | / e, the first line oil pressure in the pressure adjustment system including the first pressure adjustment valve 48 and the second pressure adjustment valve 58 is adjusted. If there is a pressure adjustment error of the hydraulic pressure or the second line hydraulic pressure,
The actual first line oil pressure is always controlled to the minimum necessary oil pressure value, even if the characteristics of 44 vary. That is, if a certain correlation is ensured between the actual first line pressure and the first line pressure control value V 1, the absolute value of the hydraulic pressure is not permissible even not very accurate. Therefore, it is not always necessary to employ a high-precision one as the pressure regulation system or the shift control valve 44, and it is possible to reduce the manufacturing cost of such a system.
一方、本実施例では前記フィードバック制御を行うた
めの制御式(16)の係数KP,KIが、目標速度比e*の変化
率de*/dtを考慮して決定され、定常時には充分なフィー
ドバック効果が得られる一方、変速時にはフィードバッ
ク効果が小さくなるようになっている。このため、速度
比偏差|e*−e|/eと目標偏差値εとの差が増大する変速
時においても第1ライン油圧Pl1が過大となることがな
く、第1ライン油圧Pl1の過昇圧に起因するポンプ42の
駆動損失の増大や運転操縦性の低下が防止されるととも
に、全ての運転条件下で制御式(16)を適用することが
可能となるのである。なお、変化率de*/dtが大きくなる
と係数KP,KIが0となり、フィードバックの作用が全く
なくなるが、この場合には定常時程厳密に第1ライン油
圧Pl1を制御する必要はないため、上述したように調圧
システム等の精度を低下させても何等問題はない。On the other hand, in the present embodiment, the coefficients K P and K I of the control equation (16) for performing the feedback control are determined in consideration of the rate of change de * / dt of the target speed ratio e * , and are sufficient in a steady state. While the feedback effect is obtained, the feedback effect is reduced during gear shifting. Therefore, the speed ratio deviation | e * -e | without / e and the first line pressure Pl 1 even during shifting the difference between the target deviation value ε is increased becomes excessive, the first line pressure Pl 1 It is possible to prevent an increase in drive loss of the pump 42 and a decrease in driving maneuverability due to excessive pressure increase, and to apply the control formula (16) under all operating conditions. When the rate of change de * / dt increases, the coefficients K P and K I become 0 and the feedback effect is completely eliminated. In this case, however, it is not necessary to control the first line pressure Pl 1 as strictly as in the steady state. Therefore, there is no problem even if the accuracy of the pressure regulation system or the like is reduced as described above.
また、本実施例では第6図に示されているように、係
数KP,KIが変化率de*/dtに従って連続的に変化させられ
るようになっているため、係数KP,KIを段階的に変更す
るようにしたり、従来のように定常時と変速時とで制御
形式を変えたりする場合に比較して、第1ライン油圧Pl
1を滑らかに制御することができる。Further, in the present embodiment shown in FIG. 6, the coefficient K P, since adapted K I is continuously changed according to the rate of change de * / dt, the coefficient K P, K I Of the first line hydraulic pressure Pl compared to a case where the control mode is changed stepwise or a control type is changed between a steady state and a shift as in the conventional case.
1 can be controlled smoothly.
なお、この実施例ではコントローラ94による一連の信
号処理のうち前記ステップS6およびS17が速度比制御手
段に相当し、ステップS15,S16およびS17が第1ライン油
圧制御手段に相当し、ステップS7,S8およびS9が係数変
更手段に相当する。In this embodiment, of the series of signal processing by the controller 94, steps S6 and S17 correspond to speed ratio control means, steps S15, S16 and S17 correspond to first line hydraulic pressure control means, and steps S7 and S8. And S9 correspond to coefficient changing means.
以上、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明
したが、本発明はその他の態様においても適用される。As mentioned above, although one Example of this invention was described in detail based on drawing, this invention is applied also in another aspect.
例えば、前記実施例の制御式(16)は、比例動作項と
積分動作項とを含んでいるが、何れか一方のみ、或いは
更に微分動作項を含んだ制御式を用いることも可能であ
る。For example, the control equation (16) of the embodiment includes a proportional operation term and an integral operation term, but it is also possible to use a control equation including only one of them or a differential operation term.
また、前記実施例では無段変速機14の速度比変化率と
してde*/dtが用いられているが、実際の速度比eの変化
率de/dtを用いることもできる。しかし、速度比eの変
化は目標速度比e*の変化に対して遅れをもつため、変速
開始時における第1ライン油圧Pl1の過昇圧を防止する
上ではde*/dtを用いる方が効果的である一方、変速途中
や変速終了付近の過昇圧防止にはde/dtの方が望まし
い。したがって、de*/dtおよびde/dtのうち大きい方を
選択的に用いることにより、理想的な制御を行うことが
できる。Further, in the above embodiment, de * / dt is used as the speed ratio change rate of the continuously variable transmission 14, but the actual change rate de / dt of the speed ratio e can be used. However, since the change in the speed ratio e has a delay with respect to the change in the target speed ratio e * , it is more effective to use de * / dt to prevent the first line oil pressure Pl 1 from being excessively boosted at the start of the shift. On the other hand, de / dt is more desirable for preventing an excessive pressure increase during the shift and near the end of the shift. Therefore, ideal control can be performed by selectively using the larger one of de * / dt and de / dt.
また、de*/dtの替わりに(1/e)de*/dtを用いたり、d
Nin */dt,(1/Nin *)dNin */dt,dNin/dt等を速度比変化率
として用いることも可能である。Also, or using a (1 / e) de * / dt instead of de * / dt, d
It is also possible to use N in * / dt, (1 / N in * ) dN in * / dt, dN in / dt, etc. as the speed ratio change rate.
また、前記実施例では第1ライン油圧のプリプログラ
ム値Pl1(P)が予め求められ、それにフィードバック項を
加算することによって最終的な第1ライン油圧Pl1を決
定するようになっているが、プリプログラム値Pl1(P)を
求めることなく、フィードバック項のみで第1ライン油
圧Pl1を決定するようにすることも可能である。Further, in the above-described embodiment, the pre-program value Pl 1 (P) of the first line oil pressure is obtained in advance, and the final first line oil pressure Pl 1 is determined by adding a feedback term thereto. It is also possible to determine the first line oil pressure Pl 1 only by the feedback term without obtaining the preprogram value Pl 1 (P) .
また、前記実施例では速度比偏差として|e*−e|/eが
用いられているが、|e*−e|に基づいてフィードバック
制御することもできる。また、二次側回転軸18の回転速
度Noutが定まれば速度比eと一次側回転軸16の回転速度
Nin(またはエンジン回転速度Ne)とは一定の関係にな
るため、その回転速度Ninと目標回転速度Nin *との偏差
|Nin−Nin *|/Nin *に基づいてフィードバック制御する
ことにより、速度比偏差|e*−e|/eを目標偏差値εと一
致させるようにすることも可能である。Further, in the above-described embodiment, | e * −e | / e is used as the speed ratio deviation, but feedback control can also be performed based on | e * −e |. If the rotation speed N out of the secondary rotation shaft 18 is determined, the speed ratio e and the rotation speed of the primary rotation shaft 16 are determined.
N in (or the engine speed N e ) has a fixed relationship, so feedback is performed based on the deviation | N in −N in * | / N in * between the speed N in and the target speed N in *. By controlling, the speed ratio deviation | e * −e | / e can be made to coincide with the target deviation value ε.
その他一々例示はしないが、本発明はその精神を逸脱
することなく当業者の知識に基づいて種々の変更,改良
を加えた態様で実施することができる。Although not specifically exemplified, the present invention can be embodied in various modified and improved forms based on the knowledge of those skilled in the art without departing from the spirit thereof.
第1図は本発明の一実施例である車両用ベルト式無段変
速機の油圧制御装置の構成図である。第2図は第1図の
変速制御弁の出力油圧特性を示す図である。第3図は第
1図の装置の作動を説明するためのフローチャートであ
る。第4図は第1図の装置における一次側回転軸の目標
回転速度とスロットル弁開度との関係を示す図である。
第5図は第1図のエンジンの最小燃費率曲線を示す図で
ある。第6図は第3図のフローチャートにおいて係数
KP,KIを決定するために予め定められた変化率de*/dtと
の関係を示す図である。 14:ベルト式無段変速機 16:一次側回転軸、18:二次側回転軸 20:一次側可変プーリ、22:二次側可変プーリ 24:伝動ベルト 26:一次側油圧シリンダ 28:二次側油圧シリンダ 44:変速制御弁 48:第1調圧弁、58:第2調圧弁 94:コントローラ Pl1:第1ライン油圧、Pl2:第2ライン油圧 KP,KI:係数 ステップS7,S8,S9:係数変更手段、ステップS6,S17:速度
比制御手段、ステップS15,S16,S17:第1ライン油圧制御
手段FIG. 1 is a configuration diagram of a hydraulic control device of a vehicle belt-type continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention. FIG. 2 is a diagram showing output hydraulic pressure characteristics of the transmission control valve of FIG. FIG. 3 is a flowchart for explaining the operation of the apparatus shown in FIG. FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the target rotation speed of the primary rotation shaft and the throttle valve opening in the apparatus shown in FIG.
FIG. 5 is a diagram showing a minimum fuel consumption rate curve of the engine of FIG. FIG. 6 shows the coefficients in the flowchart of FIG.
FIG. 9 is a diagram showing a relationship between a predetermined change rate de * / dt for determining K P and K I. 14: Belt-type continuously variable transmission 16: Primary rotating shaft, 18: Secondary rotating shaft 20: Primary variable pulley, 22: Secondary variable pulley 24: Power transmission belt 26: Primary hydraulic cylinder 28: Secondary Side hydraulic cylinder 44: Transmission control valve 48: First pressure regulating valve, 58: Second pressure regulating valve 94: Controller Pl 1 : First line hydraulic pressure, Pl 2 : Second line hydraulic pressure K P , K I : Coefficient Steps S7, S8 , S9: coefficient changing means, steps S6, S17: speed ratio control means, steps S15, S16, S17: first line hydraulic pressure control means
Claims (3)
れ設けられた一対の一次側可変プーリおよび二次側可変
プーリと、該一対の可変プーリに巻き掛けられて動力を
伝達する伝動ベルトと、前記一対の可変プーリの有効径
をそれぞれ変更する一対の一次側油圧シリンダおよび二
次側油圧シリンダとを備えた車両用ベルト式無段変速機
において、 油圧源から作動油が供給される第1ライン油路内の油圧
を第1ライン油圧に調圧する第1調圧弁と、 前記第1ライン油路内の作動油を前記一次側油圧シリン
ダおよび二次側油圧シリンダの一方に供給すると同時に
他方内の作動油を第2ライン油路へ流出させることによ
り、前記無段変速機の速度比を調節する変速制御弁と、 前記第2ライン油路内の油圧を前記第1ライン油圧より
も低い第2ライン油圧に調圧する第2調圧弁と、 前記無段変速機の実際の速度比が車両の運転状態に応じ
て求められた目標速度比と一致するように、比例動作の
制御式に従って前記変速制御弁をフィードバック制御す
る速度比制御手段と、 前記実際の速度比と前記目標速度比との速度比偏差が予
め定められた目標偏差値と一致するように、前記第1ラ
イン油圧を調圧する前記第1調圧弁をフィードバック制
御する第1ライン油圧制御手段と を有する油圧制御装置であって、 前記無段変速機の速度比変化率に基づいて前記第1ライ
ン油圧制御手段によるフィードバック制御の制御式の係
数を変更する係数変更手段を有することを特徴とする車
両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。1. A pair of primary variable pulleys and a secondary variable pulley provided on a primary rotary shaft and a secondary rotary shaft, respectively, and a transmission belt wound around the pair of variable pulleys to transmit power. And a pair of primary hydraulic cylinders and secondary hydraulic cylinders for respectively changing the effective diameters of the pair of variable pulleys, wherein the hydraulic oil is supplied from a hydraulic source. A first pressure regulating valve for regulating the oil pressure in the one-line oil passage to the first line oil pressure, and supplying the hydraulic oil in the first line oil passage to one of the primary hydraulic cylinder and the secondary hydraulic cylinder while simultaneously supplying the other. A shift control valve for adjusting a speed ratio of the continuously variable transmission by causing hydraulic oil in the second line to flow out to the second line oil passage; and a hydraulic pressure in the second line oil passage lower than the first line oil pressure. 2nd lie A second pressure regulating valve that regulates hydraulic pressure; and the shift control valve according to a proportional operation control formula such that an actual speed ratio of the continuously variable transmission matches a target speed ratio obtained according to a driving state of a vehicle. Speed ratio control means for feedback-controlling the first line hydraulic pressure so that a speed ratio deviation between the actual speed ratio and the target speed ratio matches a predetermined target deviation value. A first line hydraulic pressure control unit that performs feedback control of the pressure regulating valve, wherein a coefficient of a control formula of feedback control by the first line hydraulic pressure control unit based on a speed ratio change rate of the continuously variable transmission. A hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle, comprising: a coefficient changing means for changing the coefficient.
ドバック制御の制御式は、前記第1調圧弁により調圧さ
せるべき第1ライン油圧をPl1,予め算出された第1ラ
イン油圧のプリプログラム値をPl1(P),前記実際の速度
比をe,目標速度比をe*,目標偏差値をε,比例動作項の
係数をKP,積分動作項の係数をK1としたとき、次式 で表されるものである特許請求の範囲第1項に記載の車
両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。2. The control expression of feedback control by said first line pressure control means is: a first line pressure to be regulated by said first pressure regulating valve is Pl 1 , a pre-programmed first line pressure pre-program value. Where Pl 1 (P) , the actual speed ratio is e, the target speed ratio is e * , the target deviation value is ε, the coefficient of the proportional action term is K P , and the coefficient of the integral action term is K 1 , formula 2. The hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1, wherein the hydraulic control device is represented by:
増加時にはその変化率de*/dtが大きくなるのに伴って前
記制御式の係数KP,KIを小さくするものである特許請求
の範囲第2項に記載の車両用ベルト式無段変速機の油圧
制御装置。3. The coefficient changing means decreases the coefficients K P and K I of the control formula as the rate of change de * / dt increases when the target speed ratio e * increases. The hydraulic control device for a vehicle belt-type continuously variable transmission according to claim 2.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP10405787A JP2653052B2 (en) | 1987-04-27 | 1987-04-27 | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP10405787A JP2653052B2 (en) | 1987-04-27 | 1987-04-27 | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS63269745A JPS63269745A (en) | 1988-11-08 |
JP2653052B2 true JP2653052B2 (en) | 1997-09-10 |
Family
ID=14370560
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP10405787A Expired - Lifetime JP2653052B2 (en) | 1987-04-27 | 1987-04-27 | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP2653052B2 (en) |
Families Citing this family (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP4687096B2 (en) * | 2004-02-10 | 2011-05-25 | トヨタ自動車株式会社 | Control device for belt type continuously variable transmission |
-
1987
- 1987-04-27 JP JP10405787A patent/JP2653052B2/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPS63269745A (en) | 1988-11-08 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP4690255B2 (en) | Control device for belt type continuously variable transmission | |
JP5403164B2 (en) | Control device for continuously variable transmission for vehicle | |
US20060069486A1 (en) | Belt type continuously variable transmission | |
JPS62116320A (en) | Control unit for continuously variable transmission | |
JPH0359297B2 (en) | ||
JP2699322B2 (en) | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles | |
JPH0554588B2 (en) | ||
US4794819A (en) | Control system for a continuously variable transmission | |
JP2653052B2 (en) | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles | |
JP2012052619A (en) | Control device of belt type continuously variable transmission for vehicle | |
JP2653054B2 (en) | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles | |
JP3275709B2 (en) | Transmission control device for continuously variable transmission | |
JP2699343B2 (en) | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles | |
JP3102723B2 (en) | Pulley side pressure control device for belt type continuously variable transmission | |
JP2699323B2 (en) | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles | |
JP5477305B2 (en) | Shift control device for belt type continuously variable transmission for vehicle | |
JPH0359296B2 (en) | ||
JPH0359299B2 (en) | ||
JPH0548383B2 (en) | ||
JP2699339B2 (en) | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles | |
JP2699327B2 (en) | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles | |
JP2794689B2 (en) | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles | |
JP2699337B2 (en) | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles | |
JPH0359298B2 (en) | ||
JP2699326B2 (en) | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
EXPY | Cancellation because of completion of term |