JP2832602B2

JP2832602B2 - Hydraulic control method for continuously variable transmission

Info

Publication number: JP2832602B2
Application number: JP62310817A
Authority: JP
Inventors: 克明村埜; 佳宣山下; 定幸平野; 巧辰巳; 博明山本
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp; Suzuki Motor Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp; Suzuki Motor Corp
Priority date: 1987-12-10
Filing date: 1987-12-10
Publication date: 1998-12-09
Anticipated expiration: 2013-12-09
Also published as: JPH01153854A

Description

【発明の詳細な説明】［産業上の利用分野］この発明は連続可変変速機の油圧制御方法に係り、特
に油圧回路の油温状態に応じてレシオ固定値を切換える
ことにより、レシオ固定値を油温に応じて最適値に切換
えることができ、変速フィーリングの変化をなすととも
に、駆動周波数の切換え時のショックの低減を図る連続
可変変速機の油圧制御方法に関する。［従来の技術］車両において、内燃機関と駆動車輪間に変速機を介在
している。この変速機は、広範囲に変化する車両の走行
条件に合致させて駆動車輪の駆動力と走行速度とを変更
し、内燃機関の性能を充分に発揮させている。変速機に
は、例えば回転軸に固定された固定プーリ部片とこの固
定プーリ部片に接離可能に回転軸に装着された可動プー
リ部片とを有するプーリの両プーリ部片間に形成される
溝部の幅を油圧により減増することによりプーリに巻掛
けられたベルトの回転半径を減増させ動力を伝達し、変
速比（ベルトレシオ）を変える連続可変変速機がある。
この連続可変変速機としては、例えば特開昭57−186656
号公報、特開昭59−43249号公報、特開昭59−77159号公
報及び特開昭61−233256号公報に開示されている。［発明が解決しようとする問題点］ところで、上述の油圧を利用して変速比を変える連続
可変変速機の駆動制御は、油圧回路のライン圧（ライ
ン）、実際に変速比を変えるべく可動プーリ部片に作用
するプライマリ圧（レシオ）及び油圧クラッチに作用す
るクラッチ圧（クラッチ）を、ニュートラルモード、ホ
ールドモード、ノーマルスタートモード、スペシャルス
タートモードそしてドライブモードのコントロールモー
ドに分け、オープンループ、クローズドループそして出
力値が一定であるデューティ率で制御している。そし
て、このデューティ出力値の周波数、つまり油圧回路の
油圧を制御する電磁弁等からなる圧力制御弁手段は、油
圧クラッチの制御特性、油圧クラッチを滑らせて接続す
る際の振動を低く抑制するために、比較的高速な周波数
100Hzで駆動されている。そして、低温状態（例えば−1
0℃以下）において、圧力制御弁手段の駆動周波数を100
Hzから低くすべく切換え制御し、油圧回路中の油の粘性
が大となるのを防止し、圧力制御弁手段の変速制御弁を
駆動制御するのに十分な電磁弁の出力圧力を得て、クラ
ッチ圧等を適正状態とし、車両を円滑に発進させてい
る。また、油圧回路の油温により切換え制御される駆動周
波数には、第９図に示す如く、駆動周波数毎にレシオ固
定値（NULL値、ECUメモリ値）が決められている。しかし、このレシオ固定値は100Hzの駆動周波数であ
っても、５℃の低温時と100℃の高温時とでは、43〜56
％という13％の広い範囲を有している。このとき、第９
図から明かな如く、制御部が予め記憶するレシオ固定値
は55％である。この結果、低温時の駆動周波数の切換え制御の際に、
55％のレシオ固定値によって変速速度が変動し、アップ
シフト操作やダウンシフト操作の場合の変速フィーリン
グが変化し、運転者に違和感を与えるという不都合があ
る。［発明の目的］そこでこの発明の目的は、上述不都合を除去すべく、
給排油しない状態を達成するとともにデューティ率のレ
シオ固定値を油温状態に応じて切換え制御することによ
り、変速速度の変動を防止し、変速フィーリングへの影
響を阻止し得るとともに、駆動周波数の切換え制御時の
ショックを低減し得る連続可変変速機の油圧制御方法を
実現するにある。［問題点を解決するための手段］この目的を達成するためにこの発明は、固定プーリ部
片とこの固定プーリ部片に接離可能に装着された可動プ
ーリ部片との両プーリ部片間の溝幅を油圧により減増し
て前記両プーリに巻掛けられるベルトの回転半径を減増
させ変速比を変化させるべく変速制御する連続可変変速
機制御方法において、前記油圧を制御する圧力制御弁手
段を設け、この圧力制御弁手段を作動制御する制御部を
設け、この制御部により給排油しない状態を達成すると
ともにデューティ率のレシオ固定値を油温状態に応じて
切換え制御することを特徴とする。［作用］この発明の方法によれば、給排油しない状態を達成す
るとともにデューティ率のレシオ固定値を油温状態に応
じて切換え制御し、油温状態に応じた変速速度とし得
て、変速フィーリングへの影響を阻止しているととも
に、駆動周波数の切換え制御時のショックをも低減させ
ている。［実施例］以下図面に基づいてこの発明の実施例を詳細に説明す
る。第１〜９図はこの発明の実施例を示すものである。第
７、８図において、２はベルト駆動式連続可変変速機、
2Aはベルト、４は駆動側プーリ、６は駆動側固定プーリ
部片、８は駆動側可動プーリ部片、10は被駆動側プー
リ、12は被駆動側固定プーリ部片、14は被駆動側可動プ
ーリ部片である。前記駆動側プーリ４は、第７、８図に
示す如く、回転軸16に固定される駆動側固定プーリ部片
６と、回転軸16の軸方向に移動可能且つ回転不可能に前
記回転軸16に装着された駆動側可動プーリ部片８とを有
する。また、前記被駆動側プーリ10も、前記駆動側プー
リ４と同様に、被駆動側固定プーリ部片12と被駆動側可
動プーリ部片14とを有する。前記駆動側可動プーリ部片８と被駆動側可動プーリ部
片14とには、第１、第２ハウジング18、20が夫々装着さ
れ、第１、第２油圧室22、24が夫々形成される。このと
き、被駆動側の第２油圧室24内には、この第２油圧室24
の拡大方向に前記第２ハウジング20を付勢するばね等か
らなる付勢手段26を設ける。前記回転軸16にオイルポンプ28を設け、このオイルポ
ンプ28を前記第１、第２油圧室22、24に第１、第２オイ
ル通路30、32によって夫々連通するとともに、第１オイ
ル通路30途中には入力軸シーブ圧たるプライマリ圧を制
御する変速制御弁たるプライマリ圧制御弁34を介設す
る。また、プライマリ圧制御弁34よりオイルポンプ28側
の第１オイル通路30には第３オイル通路36によってライ
ン圧（一般に５〜25kg/cm²）を一定圧（一般に４〜5kg/
cm²）に制御する定圧制御弁38を連通し、前記プライマ
リ圧制御弁34に第４オイル通路40によりプライマリ圧力
制御用第１三方電磁弁42を連通する。また、前記第２オイル通路32途中にはポンプ圧たるラ
イン圧を制御する逃し弁機能を有するライン圧制御弁44
を第５オイル通路46により連通し、このライン圧制御弁
44に第６オイル通路48によりライン圧力制御用第２三方
電磁弁50を連通する。更に、前記ライン圧制御弁４の連通する部位よりも第
２油圧室24側の第２オイル通路32途中にはクラッチ圧を
制御するクラッチ圧制御弁52を第７オイル通路54により
連通し、このクラッチ圧制御弁52に第８オイル通路56に
よりクラッチ圧制御用第３三方電磁弁58を連通する。また、前記プライマリ圧制御弁34及びプライマリ圧力
制御用第１電磁弁42、定圧制御弁38、第６オイル通路4
8、ライン圧力制御用第２電磁弁50、そしてクラッチ圧
制御弁52を第９オイル通路60によって夫々連通する。前記クラッチ圧制御弁52を油圧クラッチ62に第10オイ
ル通路64によって連通するともに、この第10オイル通路
64途中には第11オイル通路66により圧力センサ68を連通
する。この圧力センサ68はホールドおよびスタートモー
ド等のクラッチ圧を制御する際に直接油圧を検出するこ
とができ、この検出油圧を目標クラッチ圧とずく指令す
る際に寄与する。また、ドライブモード時にはクラッチ
圧がライン圧と等しくなるので、ライン圧制御にも寄与
するものである。前記第１ハウジング18外側に、第８図に示す如く、入
力軸回転検出歯車70を設け、この入力軸回転検出歯車70
の外周部位近傍に入力軸側の第１回転検出器72を設け
る。また、前記第２ハウジング20外側に出力軸回転検出
歯車74を設け、この出力軸回転検出歯車74の外周部位近
傍に出力軸側の第２回転検出器76を設ける。そして、前
記第１回転検出器72と第２回転検出器76との検出信号を
後述する制御部82に出力し、エンジン回転数とベルトレ
シオとを把握するものである。前記油圧クラッチ62には出力伝達用歯車78を設け、こ
の歯車78外周部位近傍に最終出力軸の回転を検出する第
３回転検出器80を設ける。つまり、この第３回転検出器
80は減速歯車および差動機、駆動軸、タイヤに直結する
最終出力軸の回転を検出するものであり、車速の検出が
可能である。また、前記第２回転検出器76と第３回転検
出器80とによって油圧クラッチ62前後の回転検出も可能
であり、クラッチスリップ量の検出に寄与する。更に、車両の図示しない気化器のスロットル開度や前
記第１〜第３回転検出器72、76、80からのエンジン回
転、車速等の種々条件を入力したデューティ率を変化さ
せ変速制御を行う制御部82を設け、この制御部82によっ
て前記プライマリ圧力制御用第１三方電磁弁42及び定圧
制御弁38、ライン圧力制御用第２三方電磁50、そしてク
ラッチ圧圧制御用第３三方電磁弁58の開閉動作を制御す
るとともに、前記圧力センサ68をも制御すべく構成され
ている。また、前記制御部82に入力される各種信号と入
力信号の機能について詳述すれば、、シフトレバー位置の検出信号 ……Ｐ、Ｒ、Ｎ、Ｄ、Ｌ等の各レンジ信号により各レン
ジに要求されるライン圧やレシオ、クラッチの制御、キャブレタスロットル開度の検出信号 ……予めプログラム内にインプットしたメモリからエン
ジントルクを検知、目標レシオあるいは目標エンジン回
転数の決定、キャブレタアイドル位置の検出信号 ……キャブレタスロットル開度センサの補正と制御にお
ける精度の向上、アクセルペダル信号 ……アクセルペダルの踏込み状態によって運転者の意志
を検知し、走行時あるいは発進時の制御方向を決定、ブレーキ信号 ……ブレーキペダルの踏込み動作の有無を検知し、クラ
ッチの切り離し等制御方向を決定、パワーモードオプション信号 ……車両の性能をスポーツ性（あるいはエコノミー性）
とするためのオプションとして使用、油圧信号 ……油圧回路の油温状態に応じた信号等がある。前記油圧信号は、例えば後述するオイルパン96内に設
置されて油温センサ84から出力されるものである。また、前記制御部82は、前記連続可変変速機２の油温
センサ84から油温信号を入力し油温状態に応じて給排油
しない状態を達成するとともにデューティ率のレシオ固
定値を油温状態に応じて切換え制御する構成を有する。詳述すれば、前記制御部82は、入力軸シーブ圧たるプ
ライマリ圧を制御、つまりプーリ圧制御を行うものであ
り、変速制御弁たるプライマリ圧制御弁34によって第１
油圧室22に給油・排油を行わない変速用ソレノイドデュ
ーティ値であるレシオ固定値を有している。ここで、レシオ固定値（第３図における変速急変点）
の温度による変化について説明する。レシオ固定値が温
度によって変化するのは、主として電磁弁の出力特性に
よるものであり、この電磁弁は圧力制御弁手段の例えば
前記第１、第２、第３三方電磁弁42、50、58である。そ
して、入力（制御圧）が一定状態で出力側と排出側（第
２図における×印部位）の開口時間比により、第４図に
示す如く、出力油圧をアナログ的に変化させている。しかし、出力側と排出側とは、形状や穴径が異なるた
めいわゆる流量係数が異なる。この流量係数は、流体の
粘度の変化に応じて変化するものであり、流体の粘度に
よって流量を変化させることができる。つまり、流量Ｑ
は式 C:流量係数、A:断面積、△P:圧力差、g:重力加速度によって求められる。また、流量係数が油温によって変化するこことなり、
出力油圧もまた油温によって変化する。第５図は前記電
磁弁たる圧力制御弁手段の油温による出力傾向を示した
ものであり、この結果、最適なレシオ変化点が変わる。第６図に油温とレシオ固定値、および前記制御部82内
のレシオ固定カーブを示し、この第６図において明かな
如く、レシオ固定値は温度変化による影響が大である。
そこで、前記制御部82に予め記憶させたレシオ固定値は
温度変化に応じたカーブとする。実際の前記制御部82は、車両の発進状態と、油圧回路
内の油温状態とに応じて、圧力制御弁手段の例えば第
１、第２、第３三方電磁弁42、50、58の駆動周波数を切
換え制御する機能と、油温センサ84から油温信号を入力
し、油温状態に応じた制御部82内のレシオ固定カーブに
沿ってレシオ固定値を切換え制御する機能とを有してい
る。ここで、駆動周波数の切換え制御について詳述すれ
ば、図示しないイグニションスイッチがONからエンジン
が始動後車両が初めて発進し油圧クラッチ62が完全に接
続するロックアップするまでは、図示しないスケジュー
ル１に従い、範囲を設定した油温状態に応じて第１、第
２、第３三方電磁弁42、50、58の駆動周波数を切換え制
御するとともに、最初の発進でない場合には、図示しな
いスケジュール２に従い、範囲を設定した油温状態に応
じて第１、第２、第３三方電磁弁42、50、58の駆動周波
数を切換え制御するものである。なお86は前記油圧クラッチ62のピストン、88は円環状
スプリング、90は第１圧力プレート、92はフリクション
プレート、94は第２圧力プレート、96はオイルパン、98
はオイルフィルタである。前記プライマリ圧制御弁34は、第２図に示す如く、ボ
ディ100内を往復動するスプール弁102に設け、このスプ
ール弁102のプライマリ側の径Ｄとクラッチ側の径ｄと
の関係をＤ＞ｄとする。前記ボディ100には第２図にお
いて左側から大気開口104、第１オイル通路30、第２オ
イル通路32、大気開口106、第９オイル通路60を夫々配
設するとともに、下部左側には第４オイル通路40を配設
する。また、前記ボディ100内には、前記スプール弁102
を左右側から夫々付勢し所定位置、つまり第２図の如く
各通路が連通しない状態に位置させるべく、第１、第２
スプリング108、110を夫々設ける。次に作用について説明する。前記ベルト駆動式連続可変変速機２は、第７、８図に
示す如く、回転軸16上に位置するオイルポンプ28が回転
軸16の駆動に応じて作動し、そのオイルは変速機底部の
オイルパン96からオイルフィルタ98を介して吸収され
る。このポンプ圧であるライン圧はライン圧制御弁44で
制御され、このライン圧制御弁44からの洩れ量、つまり
ライン圧制御弁44の逃し量が大であればライン圧は低く
なり、反対に少なければライン圧は高くなる。また、ライン圧制御弁44は、フルロー状態とフルオー
バトップ状態、及びレシオ固定状態において夫々ライン
圧を変化させ３段階の制御を行う変速制御特性を有して
いる（第３図参照）。前記ライン圧制御弁44の動作は専用の第２三方電磁弁
50により制御されるものであり、この第２三方電磁弁50
の動作に追従して前記ライン圧制御弁44が動作するもの
であり、第２三方電磁弁50は一定周波数のデューティ率
で制御される。即ち、デューティ率０％とは第２三方電
磁弁50が全く動作しない状態であり、出力側が大気側に
連通し出力油圧はゼロとなる。また、デューティ率100
％とは第２三方電磁弁50が動作して出力側が入力側に導
通し、制御圧力と同一の最大出力油圧となり、デューテ
ィ率によって出力油圧を可変させている。従って、第４
図に示す如く、前記第２三方電磁弁50の特性はアナログ
的に動作させることが可能となり、第２三方電磁弁50の
デューティ率を任意に変化させてライン圧を制御するこ
とができる。また、この第２三方電磁弁50の動作は前記
制御部82によって制御されている。変速制御用のプライマリ圧は前記プライマリ圧制御弁
34によって制御され、このプライマリ圧制御弁34も前記
ライン圧力制御弁44と同様に、専用の第１三方制御弁42
によって動作が制御されている。この第１三方制御弁42
は、プライマリ圧を前記ライン圧な導通、あるいはプラ
イマリ圧を大気側に導通させるために使用され、ライン
圧に導通させて弁留レシオをフルオーバードライブ
（４）側に移行、あるいは大気側に導通させてフルロー
（５）側に移行させるものである。クラッチ圧を制御するクラッチ圧制御弁52は、最大ク
ラッチ圧を必要とする際にライン圧側と導通させ、また
最低クラッチ圧とする際には大気側と導通させるもので
ある。このクラッチ圧制御弁52も前記ライン圧力制御弁
44やプライマリ圧制御弁34と同様に、専用の第３三方電
磁弁58によって動作が制御されており、説明を削除す
る。クラッチ圧は最低の大気圧（ゼロ）から最大のライ
ン圧までの範囲内で変化するものである。クラッチ圧の制御には後述する４つの基本パターンが
あり、この基本パターンは、（１）ニュートラルモード ……シフトレバー位置がＮあるいはＰでクラッチを完全
に切り離す場合、クラッチ圧は最低圧（ゼロ）（２）ホールドモード ……シフトレバー位置がＤ、ＬまたはＲでスロットルを
離して走行意志の無い場合、あるいは走行中に減速しエ
ンジントルクを切りたい場合、クラッチ圧はクラッチが
接触する程度の低いレベル（３）スタートモード ……発進時あるいはクラッチ切れの後に再びクラッチを
結合しようとする場合、クラッチ圧はエンジンの吹き上
がりを防止するとともに車両をスムースに動作できるエ
ンジン発生トルク（クラッチインプットトルク）に応じ
た適切なレベル（４）ドライブモード ……完全な走行状態に移行しクラッチが完全に結合した
場合、クラッチ圧はエンジントルクに充分に耐えるだけ
の余裕のある高いレベルの４つがある。この基本パターンの（１）はシフト操作
と連動する専用の図示しない切換バルブで行われ、他の
（２）、（３）、（４）は前記制御部82により第１〜第
３三方電磁弁42、50、58のデューティ率制御によって行
われている。特に（４）の状態においては、クラッチ圧
制御弁52によって第７オイル通路54と第10オイル通路64
とを連通させ、最大圧発生状態とし、クラッチ圧はライ
ン圧と同一となる。また、前記プライマリ圧制御弁34やライン圧力制御弁
44や、そしてクラッチ圧制御弁52は、第１〜第３三方電
磁弁42、50、58からの出力油圧によって夫々制御されて
いるが、これら第１〜第３三方電磁弁42、50、58を制御
するコントロール油圧は定圧制御弁38で造られる一定油
圧である。このコントロール油圧はライン圧より常に低
い圧力であるが、安定した一定の圧力である。また、コ
ントロール油圧は各制御弁34、44、52にも導入され、こ
れら制御弁34、44、52の安定化を図っている。次に前記ベルト駆動式連続可変変速機２の電子制御に
ついて説明する。連続可変変速機２は油圧制御されているとともに、制
御部82からの指令により、ベルト保持とトルク伝達のた
めの適切なライン圧や、変速比変更のためのプライマリ
圧、およびクラッチを確実に結合させるためのクラッチ
圧が夫々確保されている。第１図に沿って前記ベルト駆動式連続可変変速機２の
エンジン回転制御を説明する。先ず、キャブレタのスロットル開度（θ）の検出信号
によってシフト位置で変化しない第１テーブル200から
第１目標エンジン回転数N1を求めるとともに、第３回転
検出器80からの検出信号によって第２テーブル202から
第２目標エンジン回転数N2を求める。このとき、第２目
標エンジン回転数N2はシフト位置、例えばＤレンジ位置
では上限とし、またL2、L1レンジ位置では下限として結
果的に第５図に示すエンジン回転範囲となり、特性が保
持される。詐欺に前記第１目標エンジン回転数N1と第２目標エン
ジン回転数N2とを比較し、シフト位置における回転数限
定指令に応じて上下のどちらか一方、あるいは双方のエ
ンジン回転数から適正なエンジン回転数を選出し、これ
を最適目標エンジン回転数N3とする（204）。この最適目標エンジン回転数N3にシフト位置に応じた
１次遅れ定数を作用させて第４目標エンジン回転数であ
る最終目標エンジン回転数N4を決定する（206）。ま
た、１次遅れ定数とは、最適目標エンジン回転数N3が最
終目標エンジン回転数N4まで到達するまでの時間をシフ
ト位置に応じて変化させるものであり、Ｄレンジ位置に
おける到達時間が最も遅くなるように設定されている。前記最終目標エンジン回転数N4と実際のエンジン回転
数N0との誤差を求め、この誤差を第１誤差E1とする（20
8）。このとき、第１誤差E1が大なる際には結果として
デューティ率が大となり、プライマリ圧制御弁34の開度
が大となって変速速度が速くなるものである。また、前記第１誤差E1に、実際のエンジン回転数N0に
対応する第３テーブル210から決定されるゲインを掛
け、第２誤差E2を求める（212）。そして、第２誤差E2に比例または積分制御（PI制御）
を行い、第３誤差E3を求める（214）。この第３誤差E3に、前記制御部82内のレシオ固定カー
ブたるマップ（216）により油温状態に応じたレシオ固
定値（Null値、RN）を加え、第４誤差E4を求める（21
8）。つまり、前記油温センサ84からの油温信号によっ
て駆動周波数を、第９図に示す如く、切換え制御する際
に、油温センサ84からの油温信号によってレシオ固定値
をも切換え制御するものである。ここでレシオ固定値と
は、プライマリ圧とライン圧とのバランス、給排油しな
い状態によって生ずるレシオの変化しない状態における
デューティ率を表している。前記第４誤差E4をデューティ率に変換し（220）、こ
の変換後のデューティ率によって各電磁弁を励磁させる
ものである。これにより、前記制御部82に油温センサからの油温信
号を入力させレシオ固定カーブたるマップにより油温状
態に応じた給排油しない状態を達成するとともにデュー
ティ率のレシオ固定値を油温状態に応じて切換え制御す
ることができ、油温状態に応じた最適なレシオ固定値と
し得て、変速速度の変動を防止することができ、変速フ
ィーリングへの影響を阻止し得て、運転者に違和感を与
えず、快適な乗車感を確保し得て、実用上有利である。また、油温状態に応じてレシオ固定値を切換え制御す
ることにより、駆動周波数の切換え時のショックをも低
減させることができ、変速フィーリングの向上に寄与し
得る。更に、データ量が小となって制御を円滑に行うことが
でき、実用上有利であるとともに、メモリ量を低減させ
ることができ、メモリ量の小なる機器を使用でき、コス
トを低廉とし得て、経済的にも有利である。なお、この発明は上述実施例に限定されるものではな
く、種々の応用改変が可能である。例えば、この発明の実施例においては、オイルパン内
に設置した油温センサの油温信号により油温状態を検知
し、この油温状態に応じてレシオ固定値を切換え制御し
たが、油温センサをオイルパン内に設置するのみでな
く、所望の位置に設置させ、油温状態を検知してレシオ
固定値の切換え制御を行うこともできる。［発明の効果］以上詳細に説明した如くこの発明によれば、給排油し
ない状態を達成するとともにデューティ率のレシオ固定
値を油温状態に応じて切換え制御するので、油温状態に
応じた最適なレシオ固定値とし得て、変速速度の変動を
防止し、変速フィーリングへの影響を阻止し得て、運転
者に違和感を与えず、快適な乗車感を確保し得て、実用
上有利である。また、油温状態に応じてレシオ固定値を
切換え制御することにより、駆動周波数の切換え時のシ
ョックをも低減させることができ、変速フィーリングの
向上に寄与し得る。更に、データ量が小となって制御を
円滑に行うことができ、実用上有利であるとともに、メ
モリ量を低減させることができ、メモリ量の小なる機器
を使用でき、コストを低廉とし得て、経済的にも有利で
ある。Description: BACKGROUND OF THE INVENTION The present invention relates to a hydraulic control method for a continuously variable transmission, and in particular, by switching a fixed ratio value in accordance with an oil temperature state of a hydraulic circuit, to set a fixed ratio value. The present invention relates to a hydraulic control method for a continuously variable transmission that can be switched to an optimum value in accordance with an oil temperature, changes a shift feeling, and reduces a shock at the time of switching a drive frequency. 2. Description of the Related Art In a vehicle, a transmission is interposed between an internal combustion engine and drive wheels. In this transmission, the driving force of the drive wheels and the traveling speed are changed in accordance with the traveling conditions of the vehicle which change over a wide range, and the performance of the internal combustion engine is sufficiently exhibited. The transmission is formed between both pulley parts of a pulley having, for example, a fixed pulley part fixed to a rotating shaft and a movable pulley part attached to the rotating shaft so as to be able to approach and separate from the fixed pulley part. There is a continuously variable transmission that changes the width of a groove portion by hydraulic pressure, thereby reducing the radius of rotation of a belt wound around a pulley, transmitting power, and changing a gear ratio (belt ratio).
As this continuously variable transmission, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 57-186656
Japanese Patent Application Laid-Open Nos. Sho 59-43249, Sho 59-77159, and Sho 61-233256. [Problems to be Solved by the Invention] By the way, the drive control of the continuously variable transmission that changes the gear ratio using the above-described hydraulic pressure is performed by changing the line pressure (line) of the hydraulic circuit and the movable pulley to actually change the gear ratio. The primary pressure (ratio) acting on the parts and the clutch pressure (clutch) acting on the hydraulic clutch are divided into neutral mode, hold mode, normal start mode, special start mode and drive mode control mode, open loop and closed loop. The control is performed with a duty ratio at which the output value is constant. The frequency of the duty output value, that is, the pressure control valve means including an electromagnetic valve for controlling the hydraulic pressure of the hydraulic circuit is used to reduce the control characteristics of the hydraulic clutch and the vibration when the hydraulic clutch is slid and connected. Relatively high frequency
It is driven at 100Hz. Then, in a low temperature state (for example, −1
0 ° C or less), the driving frequency of the pressure control valve
Switching control to lower from Hz, to prevent the viscosity of oil in the hydraulic circuit from increasing, and to obtain sufficient output pressure of the solenoid valve to drive and control the shift control valve of the pressure control valve means. The vehicle is started smoothly by setting the clutch pressure and the like to an appropriate state. Further, as shown in FIG. 9, a fixed ratio value (NULL value, ECU memory value) is determined for each drive frequency as the drive frequency that is switched and controlled by the oil temperature of the hydraulic circuit. However, this ratio fixed value is 43 to 56 at a low temperature of 5 ° C. and at a high temperature of 100 ° C. even at a driving frequency of 100 Hz.
It has a wide range of 13%. At this time, the ninth
As is clear from the figure, the fixed ratio value stored in advance by the control unit is 55%. As a result, at the time of drive frequency switching control at a low temperature,
The shift speed fluctuates due to the fixed ratio of 55%, and the shift feeling in the case of an upshift operation or a downshift operation changes, giving a disadvantage that the driver feels strange. [Object of the Invention] Therefore, an object of the present invention is to eliminate the above-mentioned disadvantages.
Achieving a state in which no oil supply and drainage is achieved, and by controlling switching of the fixed ratio of the duty ratio according to the oil temperature state, it is possible to prevent a change in the shift speed and prevent an influence on the shift feeling, and to reduce a drive frequency. It is an object of the present invention to realize a hydraulic control method for a continuously variable transmission that can reduce a shock at the time of switching control. [Means for Solving the Problems] In order to achieve this object, the present invention relates to a method for fixing a pulley between a fixed pulley and a movable pulley detachably attached to the fixed pulley. Pressure control valve means for controlling the oil pressure in a continuously variable transmission control method for controlling the gear shift so as to decrease the groove width of the belt wound around both pulleys by hydraulic pressure to increase and decrease the radius of rotation of the belt to change the gear ratio. A control unit for controlling the operation of the pressure control valve means is provided, and the control unit achieves a state in which no oil is supplied / discharged, and controls switching of a fixed ratio of the duty ratio in accordance with the oil temperature state. I do. According to the method of the present invention, it is possible to achieve a state in which no oil supply / discharge is achieved and control the switching of the fixed ratio of the duty ratio in accordance with the oil temperature state to obtain a shift speed in accordance with the oil temperature state. The effect on the feeling is prevented, and the shock at the time of drive frequency switching control is reduced. Embodiment An embodiment of the present invention will be described below in detail with reference to the drawings. 1 to 9 show an embodiment of the present invention. 7 and 8, reference numeral 2 denotes a belt-driven continuously variable transmission,
2A is a belt, 4 is a driving pulley, 6 is a driving fixed pulley piece, 8 is a driving movable pulley piece, 10 is a driven pulley, 12 is a driven fixed pulley piece, and 14 is a driven pulley. It is a movable pulley piece. As shown in FIGS. 7 and 8, the driving pulley 4 is fixed to the driving pulley piece 6 fixed to the rotating shaft 16 and the rotating shaft 16 is movable in the axial direction of the rotating shaft 16 and cannot rotate. And a drive-side movable pulley piece 8 attached to the motor. The driven pulley 10 also has a driven-side fixed pulley piece 12 and a driven-side movable pulley piece 14, similarly to the drive-side pulley 4. First and second housings 18 and 20 are mounted on the driving-side movable pulley piece 8 and the driven-side movable pulley piece 14, respectively, to form first and second hydraulic chambers 22 and 24, respectively. . At this time, the second hydraulic chamber 24 on the driven side
There is provided a biasing means 26 comprising a spring or the like for biasing the second housing 20 in the direction of enlargement. An oil pump 28 is provided on the rotating shaft 16. The oil pump 28 communicates with the first and second hydraulic chambers 22 and 24 via first and second oil passages 30 and 32, respectively. Is provided with a primary pressure control valve 34 as a shift control valve for controlling a primary pressure as an input shaft sheave pressure. Further, a line pressure (generally 5 to 25 kg / cm ² ) is applied to the first oil passage 30 on the oil pump 28 side of the primary pressure control valve 34 by a third oil passage 36 to a constant pressure (generally 4 to 5 kg / cm ² ).
cm ² ), and a first three-way solenoid valve 42 for primary pressure control is connected to the primary pressure control valve 34 via a fourth oil passage 40. In the middle of the second oil passage 32, a line pressure control valve 44 having a relief valve function for controlling a line pressure as a pump pressure is provided.
Through a fifth oil passage 46, and the line pressure control valve
The second oil passage 48 communicates with a second three-way solenoid valve 50 for line pressure control through a sixth oil passage 48. Further, a clutch pressure control valve 52 for controlling a clutch pressure is communicated with a seventh oil passage 54 in the middle of the second oil passage 32 closer to the second hydraulic chamber 24 than the portion where the line pressure control valve 4 communicates. An eighth oil passage 56 communicates with the clutch pressure control valve 52 with a third three-way solenoid valve 58 for clutch pressure control. The primary pressure control valve 34, the primary pressure control first solenoid valve 42, the constant pressure control valve 38, the sixth oil passage 4
8. The second solenoid valve 50 for line pressure control and the clutch pressure control valve 52 are connected to each other by a ninth oil passage 60. The clutch pressure control valve 52 communicates with the hydraulic clutch 62 through a tenth oil passage 64, and the tenth oil passage
A pressure sensor 68 communicates with the eleventh oil passage 66 in the middle of 64. The pressure sensor 68 can directly detect the hydraulic pressure when controlling the clutch pressure in the hold and start modes and the like, and contributes when giving an instruction to combine the detected hydraulic pressure with the target clutch pressure. In the drive mode, the clutch pressure becomes equal to the line pressure, which also contributes to line pressure control. An input shaft rotation detecting gear 70 is provided outside the first housing 18 as shown in FIG.
A first rotation detector 72 on the input shaft side is provided in the vicinity of the outer peripheral portion of the input shaft. Further, an output shaft rotation detection gear 74 is provided outside the second housing 20, and a second rotation detector 76 on the output shaft side is provided near an outer peripheral portion of the output shaft rotation detection gear 74. Then, detection signals from the first rotation detector 72 and the second rotation detector 76 are output to a control unit 82, which will be described later, to grasp the engine speed and the belt ratio. The hydraulic clutch 62 is provided with an output transmission gear 78, and a third rotation detector 80 for detecting the rotation of the final output shaft is provided near the outer periphery of the gear 78. That is, this third rotation detector
Numeral 80 detects the rotation of the reduction gear, the differential, the drive shaft, and the final output shaft directly connected to the tire, and can detect the vehicle speed. Further, the rotation of the hydraulic clutch 62 can be detected before and after the second rotation detector 76 and the third rotation detector 80, which contributes to the detection of the clutch slip amount. Further, control for changing gears by changing a duty ratio to which various conditions such as a throttle opening degree of a carburetor (not shown) of the vehicle and an engine rotation and a vehicle speed from the first to third rotation detectors 72, 76, 80 are input. The control unit 82 opens and closes the first three-way solenoid valve 42 for primary pressure control and the constant pressure control valve 38, the second three-way solenoid 50 for line pressure control, and the third three-way solenoid valve 58 for clutch pressure control. In addition to controlling the operation, the pressure sensor 68 is also controlled. The various signals input to the control unit 82 and the functions of the input signals will be described in detail. The shift lever position detection signal... P, R, N, D, L, etc. Required line pressure, ratio, clutch control, carburetor throttle opening detection signal ... Detects engine torque from memory previously input into the program, determines target ratio or target engine speed, and detects carburetor idle position Accuracy in correction and control of the carburetor throttle opening sensor and improvement in control, accelerator pedal signal ... Detects the driver's will based on the depression state of the accelerator pedal, determines the control direction when driving or starting, and brake signal ... Detects whether or not the brake pedal is depressed, determines the control direction such as disengaging the clutch, and power mode Performance sports of the options signal ...... vehicle (or the economy of)
Used as an option for the hydraulic pressure signal, such as a signal corresponding to the oil temperature state of the hydraulic circuit. The oil pressure signal is, for example, provided in an oil pan 96 described later and output from the oil temperature sensor 84. The control unit 82 receives an oil temperature signal from the oil temperature sensor 84 of the continuously variable transmission 2 to achieve a state in which oil supply and discharge are not performed according to the oil temperature state, and sets the duty ratio ratio fixed value to the oil temperature. It has a configuration for performing switching control according to the state. More specifically, the control unit 82 controls the primary pressure, which is the input shaft sheave pressure, that is, controls the pulley pressure, and the first pressure is controlled by the primary pressure control valve 34, which is the shift control valve.
The hydraulic chamber 22 has a fixed ratio value that is a duty ratio of a solenoid for shifting that does not supply or drain oil. Here, a fixed ratio value (a sudden change point of the shift in FIG. 3)
The change due to temperature will be described. The reason that the fixed ratio changes with temperature is mainly due to the output characteristics of the solenoid valve. This solenoid valve is controlled by the first, second and third three-way solenoid valves 42, 50 and 58 of the pressure control valve means. is there. Then, as shown in FIG. 4, the output oil pressure is changed in an analog manner by the opening time ratio between the output side and the discharge side (the portion marked with X in FIG. 2) while the input (control pressure) is constant. However, the output side and the discharge side have different shapes and hole diameters, and therefore have different so-called flow coefficients. This flow coefficient changes according to the change in the viscosity of the fluid, and the flow rate can be changed by the viscosity of the fluid. That is, the flow rate Q
Is the expression C: flow coefficient, A: cross-sectional area, ΔP: pressure difference, g: gravitational acceleration. Also, here is where the flow coefficient changes depending on the oil temperature,
The output oil pressure also changes depending on the oil temperature. FIG. 5 shows the output tendency of the pressure control valve means as the solenoid valve depending on the oil temperature. As a result, the optimum ratio change point changes. FIG. 6 shows an oil temperature and a fixed ratio value, and a fixed ratio curve in the control unit 82. As is apparent from FIG. 6, the fixed ratio value is greatly affected by a change in temperature.
Therefore, the fixed ratio value stored in the control unit 82 in advance is a curve corresponding to a temperature change. The actual control unit 82 drives, for example, the first, second, and third three-way solenoid valves 42, 50, and 58 of the pressure control valve means according to the starting state of the vehicle and the oil temperature state in the hydraulic circuit. It has a function of switching and controlling the frequency and a function of receiving an oil temperature signal from the oil temperature sensor 84 and switching and controlling a fixed ratio value along a fixed ratio curve in the control unit 82 according to the oil temperature state. I have. Here, the drive frequency switching control will be described in detail. From an ignition switch (not shown) is turned ON, the vehicle starts for the first time after the engine starts and locks up so that the hydraulic clutch 62 is completely connected. The drive frequency of the first, second, and third three-way solenoid valves 42, 50, and 58 is switched and controlled according to the oil temperature state for which the range has been set. The switching frequency of the first, second and third three-way solenoid valves 42, 50 and 58 is controlled in accordance with the set oil temperature state. 86 is a piston of the hydraulic clutch 62, 88 is an annular spring, 90 is a first pressure plate, 92 is a friction plate, 94 is a second pressure plate, 96 is an oil pan, 98
Is an oil filter. As shown in FIG. 2, the primary pressure control valve 34 is provided on a spool valve 102 which reciprocates in the body 100, and the relationship between the primary side diameter D of the spool valve 102 and the clutch side diameter d is expressed as D> d. The body 100 is provided with an air opening 104, a first oil passage 30, a second oil passage 32, an air opening 106, and a ninth oil passage 60 from the left side in FIG. A passage 40 is provided. The spool valve 102 is provided in the body 100.
Are biased from the left and right sides, respectively, so that the first and second passages are positioned at a predetermined position, that is, in a state where the passages are not communicated as shown in FIG.
Springs 108 and 110 are provided, respectively. Next, the operation will be described. In the belt-driven continuously variable transmission 2, as shown in FIGS. 7 and 8, an oil pump 28 located on the rotating shaft 16 operates in response to the driving of the rotating shaft 16, and the oil is supplied to the oil at the bottom of the transmission. It is absorbed from the pan 96 via the oil filter 98. The line pressure, which is the pump pressure, is controlled by the line pressure control valve 44.If the amount of leakage from the line pressure control valve 44, that is, the amount of relief of the line pressure control valve 44, is large, the line pressure becomes low. If it is less, the line pressure will be higher. Further, the line pressure control valve 44 has a shift control characteristic of performing a three-stage control by changing the line pressure in a full low state, a full overtop state, and a fixed ratio state, respectively (see FIG. 3). The operation of the line pressure control valve 44 is a dedicated second three-way solenoid valve.
The second three-way solenoid valve 50
The line pressure control valve 44 operates following the above operation, and the second three-way solenoid valve 50 is controlled at a constant frequency duty ratio. That is, when the duty ratio is 0%, the second three-way solenoid valve 50 does not operate at all, the output side communicates with the atmosphere side, and the output oil pressure becomes zero. Also, duty ratio 100
The percentage means that the second three-way solenoid valve 50 is operated, the output side is connected to the input side, the maximum output oil pressure is the same as the control pressure, and the output oil pressure is varied according to the duty ratio. Therefore, the fourth
As shown in the figure, the characteristics of the second three-way solenoid valve 50 can be operated in an analog manner, and the line pressure can be controlled by arbitrarily changing the duty ratio of the second three-way solenoid valve 50. The operation of the second three-way solenoid valve 50 is controlled by the control unit 82. The primary pressure for shifting control is the primary pressure control valve.
The primary pressure control valve 34 is also controlled by a dedicated first three-way control valve 42, like the line pressure control valve 44.
The operation is controlled by. This first three-way control valve 42
Is used to conduct the primary pressure to the line pressure or to conduct the primary pressure to the atmosphere side, and to conduct the line pressure to shift the valve retention ratio to the full overdrive (4) side or to the atmosphere side. Then, it is shifted to the full low (5) side. The clutch pressure control valve 52 for controlling the clutch pressure is connected to the line pressure side when the maximum clutch pressure is required, and is connected to the atmosphere side when the minimum clutch pressure is required. This clutch pressure control valve 52 is also the line pressure control valve.
Like the 44 and the primary pressure control valve 34, the operation is controlled by a dedicated third three-way solenoid valve 58, and the description is omitted. The clutch pressure varies within a range from a minimum atmospheric pressure (zero) to a maximum line pressure. There are four basic patterns for controlling the clutch pressure, which will be described later. These basic patterns are as follows: (1) Neutral mode: When the shift lever position is N or P and the clutch is completely disengaged, the clutch pressure becomes the minimum pressure (zero). (2) Hold mode: When the shift lever position is D, L or R and the throttle is released and there is no driving intention, or when it is desired to reduce the engine torque during running and cut off the engine torque, the clutch pressure is low enough to make the clutch contact. Level (3) Start mode: When attempting to re-engage the clutch at the time of starting or after disengagement of the clutch, the clutch pressure is set to the engine-generated torque (clutch input torque) that prevents the engine from rising and allows the vehicle to operate smoothly. The appropriate level (4) drive mode according to ... If the latch has fully engaged, There are four high-level clutch pressure having a margin to withstand sufficiently the engine torque. The basic pattern (1) is performed by a dedicated switching valve (not shown) interlocked with the shift operation, and the other (2), (3), and (4) are performed by the control unit 82 with the first to third three-way solenoid valves. It is performed by the duty ratio control of 42, 50 and 58. Particularly in the state (4), the seventh oil passage 54 and the tenth oil passage 64 are operated by the clutch pressure control valve 52.
To make the maximum pressure generation state, and the clutch pressure becomes the same as the line pressure. Further, the primary pressure control valve 34 and the line pressure control valve
44 and the clutch pressure control valve 52 are controlled by output hydraulic pressures from the first to third three-way solenoid valves 42, 50 and 58, respectively. Is a constant oil pressure generated by the constant pressure control valve 38. This control oil pressure is always lower than the line pressure, but is a stable and constant pressure. The control oil pressure is also introduced into the control valves 34, 44, and 52 to stabilize the control valves 34, 44, and 52. Next, the electronic control of the belt-driven continuously variable transmission 2 will be described. The continuously variable transmission 2 is hydraulically controlled, and in accordance with a command from the control unit 82, an appropriate line pressure for belt holding and torque transmission, a primary pressure for gear ratio change, and a clutch are securely connected. The clutch pressures for the engagement are secured respectively. The engine rotation control of the belt-driven continuously variable transmission 2 will be described with reference to FIG. First, the first target engine speed N1 is obtained from the first table 200 which does not change at the shift position by the detection signal of the carburetor throttle opening (θ), and the second table 202 is obtained by the detection signal from the third rotation detector 80. To obtain a second target engine speed N2. At this time, the second target engine speed N2 is set as the upper limit in the shift position, for example, the D range position, and as the lower limit in the L2 and L1 range positions, resulting in the engine rotation range shown in FIG. 5, and the characteristics are maintained. The first target engine speed N1 and the second target engine speed N2 are compared for fraud, and an appropriate engine speed is determined from one or both of the upper and lower engine speeds according to the speed limit command at the shift position. The number is selected, and this is set as the optimum target engine speed N3 (204). The final target engine speed N4, which is the fourth target engine speed, is determined by applying a first-order lag constant corresponding to the shift position to the optimum target engine speed N3 (206). The first-order lag constant changes the time required for the optimal target engine speed N3 to reach the final target engine speed N4 according to the shift position, and the arrival time at the D range position is the slowest. It is set as follows. An error between the final target engine speed N4 and the actual engine speed N0 is determined, and this error is defined as a first error E1 (20
8). At this time, when the first error E1 becomes large, the duty ratio becomes large as a result, the opening of the primary pressure control valve 34 becomes large, and the shift speed becomes high. Further, the second error E2 is obtained by multiplying the first error E1 by a gain determined from the third table 210 corresponding to the actual engine speed N0 (212). Then, proportional or integral control (PI control) is performed on the second error E2.
To obtain a third error E3 (214). A ratio fixed value (Null value, RN) according to the oil temperature state is added to the third error E3 according to the ratio fixed curve map (216) in the control unit 82 to obtain a fourth error E4 (21).
8). That is, when the drive frequency is switched by the oil temperature signal from the oil temperature sensor 84 as shown in FIG. 9, the ratio fixed value is also switched by the oil temperature signal from the oil temperature sensor 84. is there. Here, the fixed ratio value represents a balance between the primary pressure and the line pressure, and a duty ratio in a state where the ratio does not change due to a state where no oil supply and drainage is performed. The fourth error E4 is converted into a duty ratio (220), and each solenoid valve is excited by the converted duty ratio. This allows the control unit 82 to input an oil temperature signal from an oil temperature sensor to achieve a state in which oil supply and discharge is not performed according to the oil temperature state by using a map as a ratio fixed curve, and to change the fixed ratio of the duty ratio to the oil temperature state. Switching can be controlled according to the oil temperature condition, the optimal ratio fixed value can be obtained according to the oil temperature state, the fluctuation of the shift speed can be prevented, and the influence on the shift feeling can be prevented. Therefore, it is possible to secure a comfortable riding feeling without giving a sense of incongruity, which is practically advantageous. Further, by controlling the ratio fixed value to be switched in accordance with the oil temperature state, it is possible to reduce the shock at the time of switching the drive frequency, which can contribute to improving the shift feeling. Further, since the data amount is small, the control can be performed smoothly, which is practically advantageous. In addition, the memory amount can be reduced, a device having a small memory amount can be used, and the cost can be reduced. It is economically advantageous. Note that the present invention is not limited to the above-described embodiment, and various application modifications are possible. For example, in the embodiment of the present invention, the oil temperature state is detected by the oil temperature signal of the oil temperature sensor installed in the oil pan, and the ratio fixed value is switched and controlled according to the oil temperature state. Can be installed not only in the oil pan but also in a desired position to detect the oil temperature state and control the ratio fixed value switching. [Effects of the Invention] As described in detail above, according to the present invention, a state in which no oil supply / discharge is achieved is achieved, and the duty ratio ratio fixed value is switched and controlled in accordance with the oil temperature state. The optimal ratio fixed value can be used to prevent shift speed fluctuations, prevent the effect on shift feeling, and provide a comfortable ride without giving the driver a sense of incongruity. It is. Further, by controlling the ratio fixed value to be switched in accordance with the oil temperature state, it is possible to reduce the shock at the time of switching the drive frequency, which can contribute to improving the shift feeling. Further, since the data amount is small, the control can be performed smoothly, which is practically advantageous. In addition, the memory amount can be reduced, a device having a small memory amount can be used, and the cost can be reduced. It is economically advantageous.

【図面の簡単な説明】第１〜９図はこの発明の実施例を示し、第１図はベルト
駆動式連続可変変速機の油圧制御を説明する図、第２図
は各制御弁の拡大断面図、第３図は各制御弁における圧
力とデューティ率との関係を示す図、第４図は各三方電
磁弁における圧力とデューティ率との関係を示す図、第
５図は、各三方電磁弁における油温状態に応じた圧力と
デューティ率との関係を示す図、第６図は油温とレシオ
固定値との関係を示す図、第７図はベルト駆動式連続可
変変速機の概略図、第８図はベルト駆動式連続可変変速
機のブロック図、第９図は油温状態に応じて駆動周波数
とレシオ固定値とを切換え制御する状態を示す図であ
る。図において、２は連続可変変速機、2Aはベルト、４は駆
動側プーリ、10は被駆動側プーリ、30は第１オイル通
路、32は第２オイル通路、34はプライマリ圧制御弁、36
は第３オイル通路、38は定圧制御弁、40は第４オイル通
路、42はプライマリ圧力用第１三方電磁弁、44はライン
圧制御弁、46は第５オイル通路、48は第６オイル通路、
50はライン圧力制御用第２三方電磁弁、52はクラッチ圧
制御弁、54は第７オイル通路、56は第８オイル通路、58
はクラッチ圧制御用第３三方電磁弁、60は第９オイル通
路、62は油圧クラッチ、64は第10オイル通路、66は第11
オイル通路、68は圧力センサ、72は第１回転検出器、76
は第２回転検出器、80は第３回転検出器、82は制御部、
84は油温センサ、96はオイルパン、98はオイルフィルタ
である。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIGS. 1 to 9 show an embodiment of the present invention, FIG. 1 is a diagram for explaining hydraulic control of a belt-driven continuously variable transmission, and FIG. 2 is an enlarged cross section of each control valve. FIG. 3 is a diagram showing the relationship between the pressure and the duty ratio in each control valve, FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the pressure and the duty ratio in each three-way solenoid valve, and FIG. FIG. 6 is a diagram showing a relationship between a pressure and a duty ratio according to an oil temperature state in FIG. 6, FIG. 6 is a diagram showing a relationship between an oil temperature and a fixed ratio, FIG. 7 is a schematic diagram of a belt-driven continuously variable transmission, FIG. 8 is a block diagram of a continuously variable transmission driven by a belt, and FIG. 9 is a diagram showing a state in which switching between a drive frequency and a fixed ratio is controlled in accordance with an oil temperature state. In the figure, 2 is a continuously variable transmission, 2A is a belt, 4 is a driving pulley, 10 is a driven pulley, 30 is a first oil passage, 32 is a second oil passage, 34 is a primary pressure control valve, 36
Is a third oil passage, 38 is a constant pressure control valve, 40 is a fourth oil passage, 42 is a first three-way solenoid valve for primary pressure, 44 is a line pressure control valve, 46 is a fifth oil passage, and 48 is a sixth oil passage. ,
50 is a second three-way solenoid valve for line pressure control, 52 is a clutch pressure control valve, 54 is a seventh oil passage, 56 is an eighth oil passage, 58
Is a third three-way solenoid valve for controlling clutch pressure, 60 is a ninth oil passage, 62 is a hydraulic clutch, 64 is a tenth oil passage, and 66 is an eleventh oil passage.
Oil passage, 68 is a pressure sensor, 72 is a first rotation detector, 76
Is a second rotation detector, 80 is a third rotation detector, 82 is a control unit,
84 is an oil temperature sensor, 96 is an oil pan, and 98 is an oil filter.

フロントページの続き (72)発明者辰巳巧兵庫県姫路市千代田町840番地三菱電機株式会社姫路製作所内 (72)発明者山本博明兵庫県姫路市定元町13番地の１三菱電機コントロールソフトウェア株式会社姫路事業所内 (56)参考文献特開昭60−139955（ＪＰ，Ａ) 特開昭62−52267（ＪＰ，Ａ) 特開昭62−4956（ＪＰ，Ａ) 特開昭63−242741（ＪＰ，Ａ) 実開昭60−68613（ＪＰ，Ｕ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁶，ＤＢ名) F16H 61/10Continued on the front page (72) Inventor Takumi Tatsumi 840 Chiyoda-cho, Himeji-shi, Hyogo Mitsubishi Electric Corporation Himeji Works (72) Inventor Hiroaki Yamamoto 13-1, Sadamotocho, Himeji-shi, Hyogo Mitsubishi Electric Control Software Stock (56) References JP-A-60-139955 (JP, A) JP-A-62-252267 (JP, A) JP-A-64-24956 (JP, A) JP-A-63-242741 ( JP, A) Japanese Utility Model Showa 60-68613 (JP, U) (58) Fields investigated (Int. Cl. ⁶ , DB name) F16H 61/10

Claims

(57) [Claims] The width of the groove between the fixed pulley part and the movable pulley part attached to and detachable from the fixed pulley part between the two pulley parts is increased or decreased by hydraulic pressure to increase the rotation radius of the belt wound around the two pulleys. In a continuously variable transmission control method for controlling a shift so as to decrease and increase the gear ratio, a pressure control valve means for controlling the oil pressure is provided, and a control unit for controlling the operation of the pressure control valve means is provided. A hydraulic control method for a continuously variable transmission, wherein a state in which oil supply and drainage is not performed is achieved, and a fixed ratio of a duty ratio is switched and controlled according to an oil temperature state. 2. The control unit is a control unit that performs control to switch the fixed ratio to a lower value in accordance with the oil temperature when the drive frequency of the pressure control valve unit is switched from a basic frequency to a lower frequency as the oil temperature decreases. The hydraulic control method for a continuously variable transmission according to claim 1.