JP2878925B2 - ベルト式無段変速機のプーリ側圧制御装置 - Google Patents
ベルト式無段変速機のプーリ側圧制御装置Info
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Control Of Transmission Device (AREA)
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は、ベルト式無段変速機に
おいて、ベルトを介して伝達されるトルクが所望の値と
なるように、プーリからベルトを軸方向に押圧するよう
に作用するプーリ側圧を制御する装置に関する。
おいて、ベルトを介して伝達されるトルクが所望の値と
なるように、プーリからベルトを軸方向に押圧するよう
に作用するプーリ側圧を制御する装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】ベルト式の無段変速機は従来から提案さ
れており、既に自動車用等として一部実用化されてい
る。ベルト式無段変速機は、例えば、それぞれプーリ幅
が可変となったドライブ側およびドリブン側可動プーリ
間に金属Ｖベルトを巻掛けて構成されており、ドライブ
側およびドリブン側のプーリ幅を制御することにより変
速（レシオ）制御がなされる。このようなプーリ幅の制
御のため、各プーリにおける可動プーリ半体に側圧を付
与する油圧シリンダが配設されており、この油圧シリン
ダによりプーリ側圧を制御して各プーリへのＶベルトの
巻掛け半径を制御し、変速制御がなされる。
れており、既に自動車用等として一部実用化されてい
る。ベルト式無段変速機は、例えば、それぞれプーリ幅
が可変となったドライブ側およびドリブン側可動プーリ
間に金属Ｖベルトを巻掛けて構成されており、ドライブ
側およびドリブン側のプーリ幅を制御することにより変
速（レシオ）制御がなされる。このようなプーリ幅の制
御のため、各プーリにおける可動プーリ半体に側圧を付
与する油圧シリンダが配設されており、この油圧シリン
ダによりプーリ側圧を制御して各プーリへのＶベルトの
巻掛け半径を制御し、変速制御がなされる。
【０００３】上記のようにドライブ側とドリブン側のプ
ーリ側圧を制御することにより変速制御がなされるので
あるが、このプーリ側圧（具体的には、低圧側のプーリ
側圧）はベルトを介して伝達されるトルクに基づいて設
定される。Ｖベルトを介してのトルク伝達は、Ｖベルト
の側面とプーリ溝側面との摩擦力によって得られるもの
であるため、プーリ側圧は、この摩擦力によって得られ
るトルク（ベルト伝達トルク）が実際にベルトを介して
伝達されるトルク（実伝達トルク）より大きくなるよう
に、ある程度余裕をもって設定される。これにより、ベ
ルトとプーリ間に滑りが生じて伝達効率が低下するよう
なことが防止される。
ーリ側圧を制御することにより変速制御がなされるので
あるが、このプーリ側圧（具体的には、低圧側のプーリ
側圧）はベルトを介して伝達されるトルクに基づいて設
定される。Ｖベルトを介してのトルク伝達は、Ｖベルト
の側面とプーリ溝側面との摩擦力によって得られるもの
であるため、プーリ側圧は、この摩擦力によって得られ
るトルク（ベルト伝達トルク）が実際にベルトを介して
伝達されるトルク（実伝達トルク）より大きくなるよう
に、ある程度余裕をもって設定される。これにより、ベ
ルトとプーリ間に滑りが生じて伝達効率が低下するよう
なことが防止される。
【０００４】このようにベルトの滑りを防止するにはプ
ーリ側圧は所定余裕分だけ高くするのが望ましいのであ
るが、この余裕分を過度に高くするとプーリ側圧が過度
に高くなり、このプーリ側圧を得るための油圧ポンプの
駆動動力が大きくなって油圧ポンプを駆動するエンジン
の燃費が低下するという問題や、ベルトの耐久性が低下
するという問題がある。このようなことから、プーリ側
圧をベルトの滑りを生じさせない範囲で、できる限り実
伝達トルクに対応する値に近い値とすることが望まれ、
従来から種々のプーリ側圧設定手法が提案されている。
ーリ側圧は所定余裕分だけ高くするのが望ましいのであ
るが、この余裕分を過度に高くするとプーリ側圧が過度
に高くなり、このプーリ側圧を得るための油圧ポンプの
駆動動力が大きくなって油圧ポンプを駆動するエンジン
の燃費が低下するという問題や、ベルトの耐久性が低下
するという問題がある。このようなことから、プーリ側
圧をベルトの滑りを生じさせない範囲で、できる限り実
伝達トルクに対応する値に近い値とすることが望まれ、
従来から種々のプーリ側圧設定手法が提案されている。
【０００５】例えば、特公平２−４５０６２号公報に
は、エンジンの回転数と吸気負圧とからエンジン出力ト
ルクを演算し、エンジン回転数とドリブンプーリ回転数
とから減速比（変速比）を演算し、これらエンジン出力
トルクと減速比とから最適なプーリ側圧を求める方法が
開示されている。また、特開昭６３−２２２９４３号公
報には、算出エンジントルクから駆動系に発生する動力
損失分を補正して実際に伝達されるエンジントルクを求
め、この補正されたエンジントルクに基づいてプーリ側
圧を求める手法が開示されている。さらに、実公平３−
３８５１７号公報には、プーリ回転変化時に発生するイ
ナーシャトルクを考慮し、イナーシャトルク補正を行っ
て回転変化時にも正確な伝達トルクを算出して、より正
確なプーリ側圧制御を行う手法が開示されている。
は、エンジンの回転数と吸気負圧とからエンジン出力ト
ルクを演算し、エンジン回転数とドリブンプーリ回転数
とから減速比（変速比）を演算し、これらエンジン出力
トルクと減速比とから最適なプーリ側圧を求める方法が
開示されている。また、特開昭６３−２２２９４３号公
報には、算出エンジントルクから駆動系に発生する動力
損失分を補正して実際に伝達されるエンジントルクを求
め、この補正されたエンジントルクに基づいてプーリ側
圧を求める手法が開示されている。さらに、実公平３−
３８５１７号公報には、プーリ回転変化時に発生するイ
ナーシャトルクを考慮し、イナーシャトルク補正を行っ
て回転変化時にも正確な伝達トルクを算出して、より正
確なプーリ側圧制御を行う手法が開示されている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】上記のような手法を用
いることにより、プーリ側圧制御をより良好に行うこと
ができるのであるが、上記手法はいずれも、ドライブプ
ーリへの実伝達トルク（入力トルク）が正の場合（エン
ジンによりドライブプーリが駆動される場合）も、実伝
達トルクが負の場合（ドライブプーリからエンジン側に
エンジン駆動力と逆の駆動力が作用する場合）も区別な
く同様の方法でプーリ側圧制御が行われる。しかしなが
ら、ドライププーリへの実伝達トルクが正の場合には、
エンジン出力トルクの演算等によりかなり正確にこの実
伝達トルクを推定でき、正確なプーリ側圧制御を行うこ
とができるが、この実伝達トルクが負の場合には、実伝
達トルクのバラツキが大きく、正確なプーリ側圧制御が
難しいという問題がある。
いることにより、プーリ側圧制御をより良好に行うこと
ができるのであるが、上記手法はいずれも、ドライブプ
ーリへの実伝達トルク（入力トルク）が正の場合（エン
ジンによりドライブプーリが駆動される場合）も、実伝
達トルクが負の場合（ドライブプーリからエンジン側に
エンジン駆動力と逆の駆動力が作用する場合）も区別な
く同様の方法でプーリ側圧制御が行われる。しかしなが
ら、ドライププーリへの実伝達トルクが正の場合には、
エンジン出力トルクの演算等によりかなり正確にこの実
伝達トルクを推定でき、正確なプーリ側圧制御を行うこ
とができるが、この実伝達トルクが負の場合には、実伝
達トルクのバラツキが大きく、正確なプーリ側圧制御が
難しいという問題がある。
【０００７】実伝達トルクが負の場合にそのバラツキが
大きくなる要因としては、エンジンフリクショントルク
（エンジンブレーキトルク）の個体差および経年変化に
よるバラツキ、正トルクから負トルクへの変化時に動力
伝達ギヤの噛合歯面の入れ替わりよるピークトルクの発
生およびこのピークトルク発生の時間的系の遅れ等があ
る。これら要因により生じるバラツキが大きいため、実
伝達トルクが負の場合には、実伝達トルクの推定が難し
く、その推定値に大きな幅をもたせる必要がある。
大きくなる要因としては、エンジンフリクショントルク
（エンジンブレーキトルク）の個体差および経年変化に
よるバラツキ、正トルクから負トルクへの変化時に動力
伝達ギヤの噛合歯面の入れ替わりよるピークトルクの発
生およびこのピークトルク発生の時間的系の遅れ等があ
る。これら要因により生じるバラツキが大きいため、実
伝達トルクが負の場合には、実伝達トルクの推定が難し
く、その推定値に大きな幅をもたせる必要がある。
【０００８】このような大きな幅を有した推定実伝達ト
ルクに基づいてプーリ側圧を設定するには、プーリ側圧
の余裕分を大きくする必要があり、これによりエンジン
の燃費が低下し、ベルトの耐久性も低下するという問題
がある。なお、実伝達トルクが正のときにはかなり正確
な実伝達トルクが推定できるので、この精度に応じた小
さな余裕分を設定してプーリ側圧制御を行うこともでき
るが、従来のように実伝達トルクの正負に拘らず同一の
制御を行ったのでは、実伝達トルクが負のときに実伝達
トルクのバラツキが大きいためベルトがスリップするこ
とがあるという問題がある。
ルクに基づいてプーリ側圧を設定するには、プーリ側圧
の余裕分を大きくする必要があり、これによりエンジン
の燃費が低下し、ベルトの耐久性も低下するという問題
がある。なお、実伝達トルクが正のときにはかなり正確
な実伝達トルクが推定できるので、この精度に応じた小
さな余裕分を設定してプーリ側圧制御を行うこともでき
るが、従来のように実伝達トルクの正負に拘らず同一の
制御を行ったのでは、実伝達トルクが負のときに実伝達
トルクのバラツキが大きいためベルトがスリップするこ
とがあるという問題がある。
【０００９】本発明は以上のような問題に鑑みたもの
で、実伝達トルク（入力トルク）が正の場合にも負の場
合にも最適なプーリ側圧制御を行うことができるような
構成のプーリ側圧制御装置を提供することを目的とす
る。
で、実伝達トルク（入力トルク）が正の場合にも負の場
合にも最適なプーリ側圧制御を行うことができるような
構成のプーリ側圧制御装置を提供することを目的とす
る。
【００１０】
【課題を解決するための手段】このような目的達成のた
め、本発明に係るベルト式無段変速機においては、ドラ
イブ側およびドリブン側可動プーリ間にＶベルトを巻掛
け、ドライブ側およびドリブン側シリンダによりドライ
ブ側および可動プーリによるプーリ側圧の設定を行うよ
うになっており、Ｖベルトの滑りを発生することなく所
定のトルク伝達を行うために最適なプーリ側圧を得るた
めの低側圧コントロール圧をドライブ側およびドリブン
側シリンダの一方に供給し、低側圧コントロール圧より
高圧で低側圧コントロール圧との関係が予め設定記憶さ
れている高側圧コントロール圧をドライブ側およびドリ
ブン側シリンダの他方に供給して低側圧コントロール圧
と高側圧コントロール圧との差に基づいて変速を行わせ
るようになっている。その上で、Ｖベルトを介して伝達
される実伝達トルクを演算する実伝達トルク演算手段
と、このようにして演算された実伝達トルクに安全率を
乗じてベルト伝達トルクを演算するベルト伝達トルク演
算手段と、このベルト伝達トルクが得られるようにドラ
イブ側およびドリブン側シリンダの一方に供給される低
側圧コントロール圧を調圧する低圧レギュレータバルブ
とからプーリ側圧制御装置が構成され、上記安全率が、
演算された実伝達トルクが負のときには、実伝達トルク
が正のときより大きな値に設定される。
め、本発明に係るベルト式無段変速機においては、ドラ
イブ側およびドリブン側可動プーリ間にＶベルトを巻掛
け、ドライブ側およびドリブン側シリンダによりドライ
ブ側および可動プーリによるプーリ側圧の設定を行うよ
うになっており、Ｖベルトの滑りを発生することなく所
定のトルク伝達を行うために最適なプーリ側圧を得るた
めの低側圧コントロール圧をドライブ側およびドリブン
側シリンダの一方に供給し、低側圧コントロール圧より
高圧で低側圧コントロール圧との関係が予め設定記憶さ
れている高側圧コントロール圧をドライブ側およびドリ
ブン側シリンダの他方に供給して低側圧コントロール圧
と高側圧コントロール圧との差に基づいて変速を行わせ
るようになっている。その上で、Ｖベルトを介して伝達
される実伝達トルクを演算する実伝達トルク演算手段
と、このようにして演算された実伝達トルクに安全率を
乗じてベルト伝達トルクを演算するベルト伝達トルク演
算手段と、このベルト伝達トルクが得られるようにドラ
イブ側およびドリブン側シリンダの一方に供給される低
側圧コントロール圧を調圧する低圧レギュレータバルブ
とからプーリ側圧制御装置が構成され、上記安全率が、
演算された実伝達トルクが負のときには、実伝達トルク
が正のときより大きな値に設定される。
【００１１】
【作用】上記の構成のプーリ側圧制御装置を用いた場合
には、実伝達トルク演算手段により演算されて求められ
た実伝達トルクに所定安全率が乗じられてベルト伝達ト
ルクが求められ、このベルト伝達トルクが得られるよう
にプーリ側圧制御がなされるのであるが、このときの安
全率が実伝達トルクの正負により異なる。実伝達トルク
が正のときには、吸気負圧、エンジン回転数等に基づい
てエンジン出力トルクが精度よく求めることができ、か
なり正確な実伝達トルクを演算することができるので、
小さな安全率を用いることができ、これによりプーリ側
圧の余裕をできる限り小さくして、エンジンの燃費向上
およびベルトの耐久性向上を図ることができる。
には、実伝達トルク演算手段により演算されて求められ
た実伝達トルクに所定安全率が乗じられてベルト伝達ト
ルクが求められ、このベルト伝達トルクが得られるよう
にプーリ側圧制御がなされるのであるが、このときの安
全率が実伝達トルクの正負により異なる。実伝達トルク
が正のときには、吸気負圧、エンジン回転数等に基づい
てエンジン出力トルクが精度よく求めることができ、か
なり正確な実伝達トルクを演算することができるので、
小さな安全率を用いることができ、これによりプーリ側
圧の余裕をできる限り小さくして、エンジンの燃費向上
およびベルトの耐久性向上を図ることができる。
【００１２】一方、実伝達トルクが負のときには、前述
のように実伝達トルクのバラツキが大きいため、安全率
は実伝達トルクが正の場合より大きな値が用いられ、こ
れによりベルトのスリップが確実に防止される。なお、
実伝達トルクが負のときには、エンジンは駆動されてい
ない状態であるので、燃費低下の問題はない。このた
め、このときの安全率はベルトの耐久性を考慮した上
で、スリップのおそれの無い所定の値が設定される。
のように実伝達トルクのバラツキが大きいため、安全率
は実伝達トルクが正の場合より大きな値が用いられ、こ
れによりベルトのスリップが確実に防止される。なお、
実伝達トルクが負のときには、エンジンは駆動されてい
ない状態であるので、燃費低下の問題はない。このた
め、このときの安全率はベルトの耐久性を考慮した上
で、スリップのおそれの無い所定の値が設定される。
【００１３】
【実施例】以下、本発明の好ましい実施例について、図
面を参照して説明する。図１に本発明のプーリ側圧制御
装置を有したベルト式無段変速機ＣＶＴを模式的に示し
ている。このベルト式無段変速機ＣＶＴは、入力軸１と
カウンター軸２との間に配設された金属Ｖベルト機構１
０と、入力軸１とドライブ側可動プーリ１１との間に配
設された遊星歯車式前後進切換機構２０と、カウンター
軸２と出力側部材（ディフアレンシャル機構８等）との
間に配設された発進クラッチ５とから構成される。な
お、本無段変速機ＣＶＴは車両用として用いられ、入力
軸１はカップリング機構ＣＰを介してエンジンＥＮＧの
出力軸に繋がり、ディファレンシャル機構８に伝達され
た動力は左右の車輪に伝達される。
面を参照して説明する。図１に本発明のプーリ側圧制御
装置を有したベルト式無段変速機ＣＶＴを模式的に示し
ている。このベルト式無段変速機ＣＶＴは、入力軸１と
カウンター軸２との間に配設された金属Ｖベルト機構１
０と、入力軸１とドライブ側可動プーリ１１との間に配
設された遊星歯車式前後進切換機構２０と、カウンター
軸２と出力側部材（ディフアレンシャル機構８等）との
間に配設された発進クラッチ５とから構成される。な
お、本無段変速機ＣＶＴは車両用として用いられ、入力
軸１はカップリング機構ＣＰを介してエンジンＥＮＧの
出力軸に繋がり、ディファレンシャル機構８に伝達され
た動力は左右の車輪に伝達される。
【００１４】金属Ｖベルト機構１０は、入力軸１上に配
設されたドライブ側可動プーリ１１と、カウンター軸２
上に配設されたドリブン側可動プーリ１６と、両プーリ
１１，１６間に巻掛けられた金属Ｖベルト１５とからな
る。ドライブ側可動プーリ１１は、入力軸１上に回転自
在に配設された固定プーリ半体１２と、この固定プーリ
半体１２に対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ半
体１３とからなる。可動プーリ半体１３の側方には、固
定プーリ半体１２に結合されたシリンダ壁１２ａにより
囲まれてドライブ側シリンダ室１４が形成されており、
ドライブ側シリンダ室１４内に油路３９ａを介して供給
される油圧により、可動プーリ半体１３を軸方向に移動
させる側圧が発生される。
設されたドライブ側可動プーリ１１と、カウンター軸２
上に配設されたドリブン側可動プーリ１６と、両プーリ
１１，１６間に巻掛けられた金属Ｖベルト１５とからな
る。ドライブ側可動プーリ１１は、入力軸１上に回転自
在に配設された固定プーリ半体１２と、この固定プーリ
半体１２に対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ半
体１３とからなる。可動プーリ半体１３の側方には、固
定プーリ半体１２に結合されたシリンダ壁１２ａにより
囲まれてドライブ側シリンダ室１４が形成されており、
ドライブ側シリンダ室１４内に油路３９ａを介して供給
される油圧により、可動プーリ半体１３を軸方向に移動
させる側圧が発生される。
【００１５】ドリブン側可動プーリ１６は、カウンター
軸２に固設された固定プーリ半体１７と、この固定プー
リ半体１７に対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ
半体１８とからなる。可動プーリ半体１８の側方には、
固定プーリ半体１７に結合されたシリンダ壁１７ａによ
り囲まれてドリブン側シリンダ室１９が形成されてお
り、ドリブン側シリンダ室１９内に油路３９ｂを介して
供給される油圧により、可動プーリ半体１８を軸方向に
移動させる側圧が発生される。このため、上記両シリン
ダ室１４，１９への供給油圧（プーリ側圧制御油圧）を
適宜制御することにより、ベルト１５の滑りを発生する
ことのない適切なプーリ側圧を設定するとともに両プー
リ１１，１６のプーリ幅を変化させることができ、これ
により、Ｖベルト１５の巻掛け半径を変化させて変速比
を無段階に変化させることができる。
軸２に固設された固定プーリ半体１７と、この固定プー
リ半体１７に対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ
半体１８とからなる。可動プーリ半体１８の側方には、
固定プーリ半体１７に結合されたシリンダ壁１７ａによ
り囲まれてドリブン側シリンダ室１９が形成されてお
り、ドリブン側シリンダ室１９内に油路３９ｂを介して
供給される油圧により、可動プーリ半体１８を軸方向に
移動させる側圧が発生される。このため、上記両シリン
ダ室１４，１９への供給油圧（プーリ側圧制御油圧）を
適宜制御することにより、ベルト１５の滑りを発生する
ことのない適切なプーリ側圧を設定するとともに両プー
リ１１，１６のプーリ幅を変化させることができ、これ
により、Ｖベルト１５の巻掛け半径を変化させて変速比
を無段階に変化させることができる。
【００１６】遊星歯車式前後進切換機構２０は、入力軸
１に結合されたサンギヤ２１と、固定プーリ半体１２に
結合されたキャリア２２と、後進用ブレーキ２７により
固定保持可能なリングギヤ２３と、サンギヤ２１とリン
グギヤ２３とを連結可能な前進用クラッチ２５とからな
る。前進用クラッチ２５が係合されると全ギヤ２１，２
２，２３が入力軸１と一体に回転し、ドライブ側プーリ
１１は入力軸１と同方向（前進方向）に駆動される。後
進用ブレーキ２７が係合されると、リングギヤ２３が固
定保持されるため、キャリア２２はサンギヤ２１とは逆
の方向に駆動され、ドライブ側プーリ１１は入力軸１と
は逆方向（後進方向）に駆動される。
１に結合されたサンギヤ２１と、固定プーリ半体１２に
結合されたキャリア２２と、後進用ブレーキ２７により
固定保持可能なリングギヤ２３と、サンギヤ２１とリン
グギヤ２３とを連結可能な前進用クラッチ２５とからな
る。前進用クラッチ２５が係合されると全ギヤ２１，２
２，２３が入力軸１と一体に回転し、ドライブ側プーリ
１１は入力軸１と同方向（前進方向）に駆動される。後
進用ブレーキ２７が係合されると、リングギヤ２３が固
定保持されるため、キャリア２２はサンギヤ２１とは逆
の方向に駆動され、ドライブ側プーリ１１は入力軸１と
は逆方向（後進方向）に駆動される。
【００１７】発進クラッチ５は、カウンター軸２と出力
側部材との間の動力伝達を制御するクラッチであり、こ
れが係合の時には、両者間での動力伝達が可能となる。
このため、発進クラッチ５が係合のときには、金属Ｖベ
ルト機構１０により変速されたエンジン出力がギヤ６
ａ，６ｂ，７ａ，７ｂを介してディファレンシャル機構
８に伝達され、このディファレンシャル機構８により左
右の車輪（図示せず）に分割されて伝達される。また、
発進クラッチ５が解放のときには、この動力伝達が行え
ず、変速機は中立状態となる。この発進クラッチ５の作
動制御は、コントローラ７０からの信号に応じて作動さ
れるクラッチ制御バルブ７５により行われる。クラッチ
制御バルブ７５は、油路３１ａ，３１ｂを介して発進ク
ラッチ５へ供給される作動油圧制御を行い、この発進ク
ラッチ５の作動制御を行う。
側部材との間の動力伝達を制御するクラッチであり、こ
れが係合の時には、両者間での動力伝達が可能となる。
このため、発進クラッチ５が係合のときには、金属Ｖベ
ルト機構１０により変速されたエンジン出力がギヤ６
ａ，６ｂ，７ａ，７ｂを介してディファレンシャル機構
８に伝達され、このディファレンシャル機構８により左
右の車輪（図示せず）に分割されて伝達される。また、
発進クラッチ５が解放のときには、この動力伝達が行え
ず、変速機は中立状態となる。この発進クラッチ５の作
動制御は、コントローラ７０からの信号に応じて作動さ
れるクラッチ制御バルブ７５により行われる。クラッチ
制御バルブ７５は、油路３１ａ，３１ｂを介して発進ク
ラッチ５へ供給される作動油圧制御を行い、この発進ク
ラッチ５の作動制御を行う。
【００１８】なお、コントローラ７０には、エンジンＥ
ＮＧの運転制御を行う電子制御装置ＥＣＵからエンジン
回転数Ｎｅ信号およびエンジン吸気負圧ＰB 信号が送ら
れ、さらに、エアーコンディショナーＡＣの作動を検出
するエアコン作動検出器６５からの検出信号およびシフ
トレバー位置ＡＴＰに基づいてシフトレンジ位置を検出
するシフトレンジ位置検出器６６からの検出信号が送ら
れる。
ＮＧの運転制御を行う電子制御装置ＥＣＵからエンジン
回転数Ｎｅ信号およびエンジン吸気負圧ＰB 信号が送ら
れ、さらに、エアーコンディショナーＡＣの作動を検出
するエアコン作動検出器６５からの検出信号およびシフ
トレバー位置ＡＴＰに基づいてシフトレンジ位置を検出
するシフトレンジ位置検出器６６からの検出信号が送ら
れる。
【００１９】一方、ドライブ側およびドリブン側シリン
ダ室１４，１９への供給油圧（プーリ側圧制御油圧）の
制御は、コントローラ７０からの制御信号に応じて作動
されるプーリ側圧制御バルブ４０および変速制御バルブ
５０により行われる。これらプーリ側圧制御バルブ４０
および変速制御バルブ５０の具体的な構成を図２に示し
ている。この図において、高圧レギュレータバルブ４１
と、低圧レギュレータバルブ４３と、高低圧コントロー
ルバルブ４５とによりプーリ側圧制御バルブ４０が構成
され、シフトコントロールバルブ５１とシフトバルブ５
３とにより変速制御バルブ５０が構成される。
ダ室１４，１９への供給油圧（プーリ側圧制御油圧）の
制御は、コントローラ７０からの制御信号に応じて作動
されるプーリ側圧制御バルブ４０および変速制御バルブ
５０により行われる。これらプーリ側圧制御バルブ４０
および変速制御バルブ５０の具体的な構成を図２に示し
ている。この図において、高圧レギュレータバルブ４１
と、低圧レギュレータバルブ４３と、高低圧コントロー
ルバルブ４５とによりプーリ側圧制御バルブ４０が構成
され、シフトコントロールバルブ５１とシフトバルブ５
３とにより変速制御バルブ５０が構成される。
【００２０】以下、図２を参照して説明する。なお、図
２において、×印はその部分がドレンに繋がることを意
味する。油圧ポンプ３０の吐出油は、油路３２を介して
高圧コントロールバルブ４１に供給されるとともに、油
路３６を介してレデューシングバルブ５８に供給され
る。レジューシングバルブ５８においてはほぼ一定の油
圧を有したライン圧ＰMODを作り出し、このライン圧を
有した作動油を、油路３７ａ，３７ｂを介して、高低圧
コントロールバルブ４５およびシフトコントロールバル
ブ５１に供給する。
２において、×印はその部分がドレンに繋がることを意
味する。油圧ポンプ３０の吐出油は、油路３２を介して
高圧コントロールバルブ４１に供給されるとともに、油
路３６を介してレデューシングバルブ５８に供給され
る。レジューシングバルブ５８においてはほぼ一定の油
圧を有したライン圧ＰMODを作り出し、このライン圧を
有した作動油を、油路３７ａ，３７ｂを介して、高低圧
コントロールバルブ４５およびシフトコントロールバル
ブ５１に供給する。
【００２１】高低圧コントロールバルブ４５はリニアソ
レノイド４５ａを有し、リニアソレノイド４５ａへの通
電電流を制御することにより、このリニアソレノイド４
５ａからスプール４５ｂに作用する押圧力を制御し、油
路３７ａから供給されるライン圧ＰMOD を調圧してこの
押圧力に対応した制御背圧ＰHLC を油路３５に供給す
る。この制御背圧ＰHLC は高圧および低圧コントロール
バルブ４１，４３の右端油室４１ｂ，４３ｂに供給さ
れ、この制御背圧ＰHLC は各スプール４１ａ，４３ａを
左方に押圧するように作用する。
レノイド４５ａを有し、リニアソレノイド４５ａへの通
電電流を制御することにより、このリニアソレノイド４
５ａからスプール４５ｂに作用する押圧力を制御し、油
路３７ａから供給されるライン圧ＰMOD を調圧してこの
押圧力に対応した制御背圧ＰHLC を油路３５に供給す
る。この制御背圧ＰHLC は高圧および低圧コントロール
バルブ４１，４３の右端油室４１ｂ，４３ｂに供給さ
れ、この制御背圧ＰHLC は各スプール４１ａ，４３ａを
左方に押圧するように作用する。
【００２２】高圧コントロールバルブ４１は、この制御
背圧ＰHLC を受けて、ポンプ３０から油路３２を介して
供給される作動油圧を制御背圧ＰHLC に対応して調圧
し、高側圧コントロール圧ＰＨを油路３３ａ，３３ｂに
供給する。この高側圧コントロール圧ＰＨは、油路３３
ａを介してシフトバルブ５３に供給されるとともに、油
路３３ｂを介して低圧コントロールバルブ４３に供給さ
れる。低圧コントロールバルブ４３は、制御背圧ＰHLC
を受けて、油路３３ｂから供給される高側圧コントロー
ル圧ＰＨを調圧し、低側圧コントロール圧ＰＬを油路３
４に供給する。この低側圧コントロール圧ＰＬは、油路
３４から分岐した油路３４ａ，３４ｂを介してシフトバ
ルブ５３に供給される。
背圧ＰHLC を受けて、ポンプ３０から油路３２を介して
供給される作動油圧を制御背圧ＰHLC に対応して調圧
し、高側圧コントロール圧ＰＨを油路３３ａ，３３ｂに
供給する。この高側圧コントロール圧ＰＨは、油路３３
ａを介してシフトバルブ５３に供給されるとともに、油
路３３ｂを介して低圧コントロールバルブ４３に供給さ
れる。低圧コントロールバルブ４３は、制御背圧ＰHLC
を受けて、油路３３ｂから供給される高側圧コントロー
ル圧ＰＨを調圧し、低側圧コントロール圧ＰＬを油路３
４に供給する。この低側圧コントロール圧ＰＬは、油路
３４から分岐した油路３４ａ，３４ｂを介してシフトバ
ルブ５３に供給される。
【００２３】一方、シフトコントロールバルブ５１は、
リニアソレノイド５１ａを有し、リニアソレノイド５１
ａへの通電電流を制御することにより、このリニアソレ
ノイド５１ａからスプール５１ｂに作用する押圧力を制
御し、油路３７ｂから供給されるライン圧ＰMOD を調圧
してこの押圧力に対応したシフトコントロール圧ＰSVを
油路３８に供給する。このシフトコントロール圧ＰSVは
シフトバルブ５３の左端油室５３ｂに供給され、スプー
ル５３ａを右方に押圧するように作用する。
リニアソレノイド５１ａを有し、リニアソレノイド５１
ａへの通電電流を制御することにより、このリニアソレ
ノイド５１ａからスプール５１ｂに作用する押圧力を制
御し、油路３７ｂから供給されるライン圧ＰMOD を調圧
してこの押圧力に対応したシフトコントロール圧ＰSVを
油路３８に供給する。このシフトコントロール圧ＰSVは
シフトバルブ５３の左端油室５３ｂに供給され、スプー
ル５３ａを右方に押圧するように作用する。
【００２４】ここでスプール５３ａは右端側からスプリ
ング５３ｃにより左方に押圧されており、シフトコント
ロール圧ＰSVとスプリング５３ｃの押圧力とのバランス
する位置に移動される。このため、シフトコントロール
バルブ５１によりシフトコントロール圧ＰSVを制御すれ
ば、シフトバルブ５３のスプール５３ａの位置制御を行
うことができる。これにより高および低側圧コントロー
ル圧ＰＨ，ＰＬを、ドライブ側およびドリブン側シリン
ダ室１４，１９に適宜振り分け供給する制御を行って、
変速制御を行うことができる。
ング５３ｃにより左方に押圧されており、シフトコント
ロール圧ＰSVとスプリング５３ｃの押圧力とのバランス
する位置に移動される。このため、シフトコントロール
バルブ５１によりシフトコントロール圧ＰSVを制御すれ
ば、シフトバルブ５３のスプール５３ａの位置制御を行
うことができる。これにより高および低側圧コントロー
ル圧ＰＨ，ＰＬを、ドライブ側およびドリブン側シリン
ダ室１４，１９に適宜振り分け供給する制御を行って、
変速制御を行うことができる。
【００２５】このようにして変速制御を行うときに、低
圧レギュレータバルブ４３により調圧設定される低側圧
コントロール圧ＰＬが、ベルトの滑りを発生させること
なく所定のトルク伝達を行うために最適なプーリ側圧と
なるように設定される。このプーリ側圧の設定制御はコ
ントローラ７０により行われるのであるが、この制御に
ついて、図３のブロック図および図４，図５のフローチ
ャートを参照して説明する。
圧レギュレータバルブ４３により調圧設定される低側圧
コントロール圧ＰＬが、ベルトの滑りを発生させること
なく所定のトルク伝達を行うために最適なプーリ側圧と
なるように設定される。このプーリ側圧の設定制御はコ
ントローラ７０により行われるのであるが、この制御に
ついて、図３のブロック図および図４，図５のフローチ
ャートを参照して説明する。
【００２６】この制御は、図３および図４に示すよう
に、まず、エンジン回転数Ｎｅ、エンジン吸気負圧Ｐ
Ｂ、ドライブプーリ回転数ＮＤＲおよびドリブンプーリ
回転数ＮＤＮを読み込む（ステップＳ１、ブロックＢ
１，Ｂ２，Ｂ１１，Ｂ１２）。図１に示すように、エン
ジンＥＮＧにはその運転制御を行う電子制御装置ＥＣＵ
が設けられており、この制御のためにエンジン回転数Ｎ
ｅおよびエンジン吸気負圧ＰＢが検出されて使用される
ため、この検出値をそのままコントローラ７０に取り込
む。さらに、前回のフロー（このフローは所定制御サイ
クル毎に繰り返される）において設定された低側圧コン
トロール圧ＰＬCMD を読み込む（ステップＳ２、ブロッ
クＢ１５）。
に、まず、エンジン回転数Ｎｅ、エンジン吸気負圧Ｐ
Ｂ、ドライブプーリ回転数ＮＤＲおよびドリブンプーリ
回転数ＮＤＮを読み込む（ステップＳ１、ブロックＢ
１，Ｂ２，Ｂ１１，Ｂ１２）。図１に示すように、エン
ジンＥＮＧにはその運転制御を行う電子制御装置ＥＣＵ
が設けられており、この制御のためにエンジン回転数Ｎ
ｅおよびエンジン吸気負圧ＰＢが検出されて使用される
ため、この検出値をそのままコントローラ７０に取り込
む。さらに、前回のフロー（このフローは所定制御サイ
クル毎に繰り返される）において設定された低側圧コン
トロール圧ＰＬCMD を読み込む（ステップＳ２、ブロッ
クＢ１５）。
【００２７】次に、ステップＳ２からＳ７の制御を行っ
て、エンジン燃料カットの有無に応じて、エンジン出力
トルクＴE を求める。具体的には、エンジン燃料カット
が行われていないときには、エンジン回転数Ｎｅと吸気
負圧ＰＢとに対応して測定されて図６のように表された
エンジン駆動トルクＴEPB マップから、ステップＳ１に
おいて読み込まれた現在のエンジン回転数Ｎｅおよび吸
気負圧ＰＢに対応するエンジン駆動トルクＴEPB を求
め、これをエンジン出力トルクＴE として設定する（ス
テップＳ４，Ｓ５、ブロックＢ３，Ｂ５）。
て、エンジン燃料カットの有無に応じて、エンジン出力
トルクＴE を求める。具体的には、エンジン燃料カット
が行われていないときには、エンジン回転数Ｎｅと吸気
負圧ＰＢとに対応して測定されて図６のように表された
エンジン駆動トルクＴEPB マップから、ステップＳ１に
おいて読み込まれた現在のエンジン回転数Ｎｅおよび吸
気負圧ＰＢに対応するエンジン駆動トルクＴEPB を求
め、これをエンジン出力トルクＴE として設定する（ス
テップＳ４，Ｓ５、ブロックＢ３，Ｂ５）。
【００２８】一方、エンジン燃料カットが行われている
ときには、エンジン回転数Ｎｅに対応して測定されて図
７のように設定されたエンジンフリクショントルクＦE
マップから、現在におけるエンジン回転数Ｎｅに対応す
るエンジンフリクショントルクＦE （このトルクは、通
常のエンジン駆動トルクとは逆方向に働くトルクであ
る）を求め、これをエンジン出力トルクＴE として設定
する（ステップＳ６，Ｓ７、ブロックＢ４，Ｂ５）。
ときには、エンジン回転数Ｎｅに対応して測定されて図
７のように設定されたエンジンフリクショントルクＦE
マップから、現在におけるエンジン回転数Ｎｅに対応す
るエンジンフリクショントルクＦE （このトルクは、通
常のエンジン駆動トルクとは逆方向に働くトルクであ
る）を求め、これをエンジン出力トルクＴE として設定
する（ステップＳ６，Ｓ７、ブロックＢ４，Ｂ５）。
【００２９】次に、ドライブ側およびドリブン側プーリ
回転数ＮＤＲ，ＮＤＮから両プーリ間での減速比ｉ（＝
ＮＤＲ／ＮＤＮ）を算出する（ステップＳ８、ブロック
Ｂ１６）。さらに、ドライブ側プーリ回転数ＮＤＲの変
化率ＤＮＤＲを求める（ステップＳ９、ブロックＢ１
３）。この値は、例えば、前回のフローでのドライブ側
プーリ回転数と今回のドライブ側プーリ回転数との差か
ら求められる。このようにして求めた回転変化率ＤＮＤ
Ｒから、このような回転変化を生じさせるために必要な
エンジン側慣性系のイナーシャトルクＩE と、ドライブ
側プーリ慣性系のイナーシャトルクＩDRとを演算する
（ステップＳ１０，Ｓ１１、ブロックＢ１４）。なお、
この演算は、図９に示すように、各慣性の回転変化率に
応じて予め演算して記憶されたイナーシャトルクマップ
を用いて行われる。
回転数ＮＤＲ，ＮＤＮから両プーリ間での減速比ｉ（＝
ＮＤＲ／ＮＤＮ）を算出する（ステップＳ８、ブロック
Ｂ１６）。さらに、ドライブ側プーリ回転数ＮＤＲの変
化率ＤＮＤＲを求める（ステップＳ９、ブロックＢ１
３）。この値は、例えば、前回のフローでのドライブ側
プーリ回転数と今回のドライブ側プーリ回転数との差か
ら求められる。このようにして求めた回転変化率ＤＮＤ
Ｒから、このような回転変化を生じさせるために必要な
エンジン側慣性系のイナーシャトルクＩE と、ドライブ
側プーリ慣性系のイナーシャトルクＩDRとを演算する
（ステップＳ１０，Ｓ１１、ブロックＢ１４）。なお、
この演算は、図９に示すように、各慣性の回転変化率に
応じて予め演算して記憶されたイナーシャトルクマップ
を用いて行われる。
【００３０】また、ドライブ側プーリ回転数ＮＤＲと前
回のフローでの低側圧コントロール圧ＰＬCMD とに対応
するオイルポンプ駆動に必要なフリクショントルクＦPU
MPを求める（ステップＳ１２、ブロックＢ１７）。この
ポンプ駆動フリクショントルクＦPUMPも、図１０に示す
ように、低側圧コントロール圧ＰＬに対応して予め測定
されて記憶されたマップを用いて求められる。
回のフローでの低側圧コントロール圧ＰＬCMD とに対応
するオイルポンプ駆動に必要なフリクショントルクＦPU
MPを求める（ステップＳ１２、ブロックＢ１７）。この
ポンプ駆動フリクショントルクＦPUMPも、図１０に示す
ように、低側圧コントロール圧ＰＬに対応して予め測定
されて記憶されたマップを用いて求められる。
【００３１】そして、減速比ｉと前回の低側圧コントロ
ール圧ＰＬCMD とを用いて、この状態で発生するベルト
駆動フリクショントルクＦBLT を算出する（ステップＳ
１３、ブロックＢ１８）。このベルト駆動フリクション
トルクＦBLT も、図１１に示すように、低側圧コントロ
ール圧ＰＬおよび減速比ｉに対応して予め測定されて記
憶されているマップを用いて求められる。
ール圧ＰＬCMD とを用いて、この状態で発生するベルト
駆動フリクショントルクＦBLT を算出する（ステップＳ
１３、ブロックＢ１８）。このベルト駆動フリクション
トルクＦBLT も、図１１に示すように、低側圧コントロ
ール圧ＰＬおよび減速比ｉに対応して予め測定されて記
憶されているマップを用いて求められる。
【００３２】さらに、エアコン作動検出器６５からの信
号に基づいて、エアコン駆動フリクショントルクＦACを
求める（ステップＳ１４、ブロックＢ８）。エアコン駆
動フリクショントルクＦACは、エアコンがオンかオフか
で異なり、図８に示すように、オフのときにはこのフリ
クショントルクＦACはほぼ零であり、オンのときに所定
のフリクショントルクが求められる。
号に基づいて、エアコン駆動フリクショントルクＦACを
求める（ステップＳ１４、ブロックＢ８）。エアコン駆
動フリクショントルクＦACは、エアコンがオンかオフか
で異なり、図８に示すように、オフのときにはこのフリ
クショントルクＦACはほぼ零であり、オンのときに所定
のフリクショントルクが求められる。
【００３３】以上のようにして求められた各種トルクを
用いて、ベルト伝達トルクＴBLT を算出する（ステップ
Ｓ１５、ブロックＢ２０〜２３）。ベルト伝達トルクＴ
BLT の算出フローを図５に詳しく示している。この算出
においては、まずステップＳ２１においてシフトレンジ
位置検出器６６により検出されたシフトレンジ位置がＮ
もしくはＰ位置にあるか否かが判断される。シフトレン
ジ位置がＮ，Ｐ位置以外の位置にあるときには、ステッ
プＳ２２に進み、ドリブン側シリンダ室の油圧が低圧側
か否か、すなわち、ドリブン側シリンダ室内圧がドライ
ブ側シリンダ室内圧より低圧であるか否かが判断され
る。
用いて、ベルト伝達トルクＴBLT を算出する（ステップ
Ｓ１５、ブロックＢ２０〜２３）。ベルト伝達トルクＴ
BLT の算出フローを図５に詳しく示している。この算出
においては、まずステップＳ２１においてシフトレンジ
位置検出器６６により検出されたシフトレンジ位置がＮ
もしくはＰ位置にあるか否かが判断される。シフトレン
ジ位置がＮ，Ｐ位置以外の位置にあるときには、ステッ
プＳ２２に進み、ドリブン側シリンダ室の油圧が低圧側
か否か、すなわち、ドリブン側シリンダ室内圧がドライ
ブ側シリンダ室内圧より低圧であるか否かが判断され
る。
【００３４】ドリブン側シリンダ室の内圧が高圧側であ
るときにはドライブ側シリンダ室の内圧が低側圧コント
ロール圧ＰＬとなるため、ベルト駆動フリクショントル
クＦBLT の影響は考慮する必要がないため、ステップＳ
２３に進み、 式 ＴIN＝ＴE −ＩE −ＩDR−ＦPUMP−ＦAC により、ドライブ側プーリからベルトを介して伝達され
る実伝達トルクＴINを算出する。一方、ドリブン側シリ
ンダ室の内圧が低圧側であるときにはベルト駆動フリク
ショントルクＦBLT を考慮する必要があるため、ステッ
プＳ２４に進み、 式 ＴIN＝ＴE −ＩE −ＩDR−ＦPUMP−ＦBLT −ＦAC により、ドライブ側プーリからベルトを介して伝達され
る実伝達トルクＴINを算出する。
るときにはドライブ側シリンダ室の内圧が低側圧コント
ロール圧ＰＬとなるため、ベルト駆動フリクショントル
クＦBLT の影響は考慮する必要がないため、ステップＳ
２３に進み、 式 ＴIN＝ＴE −ＩE −ＩDR−ＦPUMP−ＦAC により、ドライブ側プーリからベルトを介して伝達され
る実伝達トルクＴINを算出する。一方、ドリブン側シリ
ンダ室の内圧が低圧側であるときにはベルト駆動フリク
ショントルクＦBLT を考慮する必要があるため、ステッ
プＳ２４に進み、 式 ＴIN＝ＴE −ＩE −ＩDR−ＦPUMP−ＦBLT −ＦAC により、ドライブ側プーリからベルトを介して伝達され
る実伝達トルクＴINを算出する。
【００３５】シフトレンジ位置がＮ，Ｐ位置にあるとき
には、ステップＳ２５に進み、ドリブン側シリンダ室の
油圧が低圧側か否か、すなわち、ドリブン側シリンダ室
内圧がドライブ側シリンダ室内圧より低圧であるか否か
が判断される。Ｎ，Ｐ位置においては、前後進切換機構
２０において動力伝達が遮断されているため、ドライブ
側プーリ慣性系のイナーシャトルクＩDRによって実伝達
トルクＴINが決まる。但し、ドリブン側シリンダ室の内
圧が高圧側か低圧側かにより、ベルト駆動フリクション
トルクＦBLT の考慮が必要か不要かという差があるた
め、ステップＳ２５においてこの判断を行う。
には、ステップＳ２５に進み、ドリブン側シリンダ室の
油圧が低圧側か否か、すなわち、ドリブン側シリンダ室
内圧がドライブ側シリンダ室内圧より低圧であるか否か
が判断される。Ｎ，Ｐ位置においては、前後進切換機構
２０において動力伝達が遮断されているため、ドライブ
側プーリ慣性系のイナーシャトルクＩDRによって実伝達
トルクＴINが決まる。但し、ドリブン側シリンダ室の内
圧が高圧側か低圧側かにより、ベルト駆動フリクション
トルクＦBLT の考慮が必要か不要かという差があるた
め、ステップＳ２５においてこの判断を行う。
【００３６】そして、ドリブン側シリンダ室の内圧が高
圧側であるときにはベルト駆動フリクショントルクＦBL
T の考慮が不要であるため、ステップＳ２６に進み、 式 ＴIN＝−ＩDR により、ドライブ側プーリからベルトを介して伝達され
る実伝達トルクＴINを算出する。一方、ドリブン側シリ
ンダ室の内圧が低圧側であるときにはベルト駆動フリク
ショントルクＦBLT を考慮する必要があるため、ステッ
プＳ２７に進み、 式 ＴIN＝−ＩDR−ＦBLT により、ドライブ側プーリからベルトを介して伝達され
る実伝達トルクＴINを算出する。
圧側であるときにはベルト駆動フリクショントルクＦBL
T の考慮が不要であるため、ステップＳ２６に進み、 式 ＴIN＝−ＩDR により、ドライブ側プーリからベルトを介して伝達され
る実伝達トルクＴINを算出する。一方、ドリブン側シリ
ンダ室の内圧が低圧側であるときにはベルト駆動フリク
ショントルクＦBLT を考慮する必要があるため、ステッ
プＳ２７に進み、 式 ＴIN＝−ＩDR−ＦBLT により、ドライブ側プーリからベルトを介して伝達され
る実伝達トルクＴINを算出する。
【００３７】以上、ステップＳ２１〜２７（ブロックＢ
２０）において、実伝達トルクＴINが算出されると、次
にステップＳ２８において実伝達トルクＴINが正か負か
が判断される。そして、実伝達トルクＴINが正のときに
はステップＳ２９において第１安全率ＳＦＰ（＞１．
０）が安全率ＳＦとして設定され、実伝達トルクＴINが
負のときにはこの第１安全率ＳＦＰより大きな第２安全
率ＳＦＭ（＞ＳＦＰ）が安全率ＳＦとして設定される
（ブロックＢ２１）。そして、実伝達トルクＴINの絶対
値にこの安全率ＳＦが乗算されて、ベルト伝達トルクＴ
BLT が算出される（ステップＳ３１，ブロックＢ２
２）。
２０）において、実伝達トルクＴINが算出されると、次
にステップＳ２８において実伝達トルクＴINが正か負か
が判断される。そして、実伝達トルクＴINが正のときに
はステップＳ２９において第１安全率ＳＦＰ（＞１．
０）が安全率ＳＦとして設定され、実伝達トルクＴINが
負のときにはこの第１安全率ＳＦＰより大きな第２安全
率ＳＦＭ（＞ＳＦＰ）が安全率ＳＦとして設定される
（ブロックＢ２１）。そして、実伝達トルクＴINの絶対
値にこの安全率ＳＦが乗算されて、ベルト伝達トルクＴ
BLT が算出される（ステップＳ３１，ブロックＢ２
２）。
【００３８】このようにして算出されたベルト伝達トル
クＴBLT は、実際にドライブ側プーリに作用する実伝達
トルクＴINに対して所定の余裕分を有したすなわち安全
率を有したトルクであり、しかもこの安全率は実伝達ト
ルクＴINが負のときに大きな値が設定される。このた
め、このように算出されたベルト伝達トルクＴBLT が得
られるようにプーリ側圧制御を行えば、最適な制御を行
うことができる。
クＴBLT は、実際にドライブ側プーリに作用する実伝達
トルクＴINに対して所定の余裕分を有したすなわち安全
率を有したトルクであり、しかもこの安全率は実伝達ト
ルクＴINが負のときに大きな値が設定される。このた
め、このように算出されたベルト伝達トルクＴBLT が得
られるようにプーリ側圧制御を行えば、最適な制御を行
うことができる。
【００３９】そこで、以上のようにしてベルト伝達トル
クＴBLT が算出されると、ステップＳ１６（ブロックＢ
２３）に進んで、そのときの減速比ｉに対応して、目標
低側圧コントロール圧ＰＬCMD を求める。なお、この算
出は、図１２に示すように、ベルト伝達トルクＴBLT と
減速比ｉとに対応して予め設定されたマップから求めら
れる。
クＴBLT が算出されると、ステップＳ１６（ブロックＢ
２３）に進んで、そのときの減速比ｉに対応して、目標
低側圧コントロール圧ＰＬCMD を求める。なお、この算
出は、図１２に示すように、ベルト伝達トルクＴBLT と
減速比ｉとに対応して予め設定されたマップから求めら
れる。
【００４０】こうして求めた目標低側圧コントロール圧
ＰＬCMD を低圧レギュレータバルブ４３によって作らせ
るようにすればよいのであるが、図２の回路構成から分
かるように、高低圧コントロールバルブ４５のリニアソ
レノイド４５ａの通電電流制御により、高圧レギュレー
タバルブ４１および低圧レギュレータバルブ４３により
制御される油圧が決まる。このため、図１３，１４およ
び１５に示すように、リニアソレノイド４５ａの通電電
流と低側圧コントロール圧ＰＬとの関係、リニアソレノ
イド４５ａの通電電流と高低圧コントロールバルブ４５
により作られる制御背圧ＰHLC との関係、並びにこの制
御背圧ＰHLC と高側圧および低側圧コントロール圧Ｐ
Ｈ，ＰＬとの関係が予め設定記憶されている。そして、
これら設定記憶されたマップに基づいて、リニアソレノ
イド４５ａの通電電流が決められ、この通電電流制御が
なされる。
ＰＬCMD を低圧レギュレータバルブ４３によって作らせ
るようにすればよいのであるが、図２の回路構成から分
かるように、高低圧コントロールバルブ４５のリニアソ
レノイド４５ａの通電電流制御により、高圧レギュレー
タバルブ４１および低圧レギュレータバルブ４３により
制御される油圧が決まる。このため、図１３，１４およ
び１５に示すように、リニアソレノイド４５ａの通電電
流と低側圧コントロール圧ＰＬとの関係、リニアソレノ
イド４５ａの通電電流と高低圧コントロールバルブ４５
により作られる制御背圧ＰHLC との関係、並びにこの制
御背圧ＰHLC と高側圧および低側圧コントロール圧Ｐ
Ｈ，ＰＬとの関係が予め設定記憶されている。そして、
これら設定記憶されたマップに基づいて、リニアソレノ
イド４５ａの通電電流が決められ、この通電電流制御が
なされる。
【００４１】このようにして、高側圧および低側圧コン
トロール圧ＰＨ，ＰＬが設定されると、シフトバルブ５
３により図１６に示すように、これらをドライブおよび
ドリブン側シリンダ室１４，１９に適宜振り分けする制
御がなされ、変速制御が行われる。
トロール圧ＰＨ，ＰＬが設定されると、シフトバルブ５
３により図１６に示すように、これらをドライブおよび
ドリブン側シリンダ室１４，１９に適宜振り分けする制
御がなされ、変速制御が行われる。
【００４２】
【発明の効果】以上説明したように、本発明によれば、
実伝達トルク演算手段により演算されて求められた実伝
達トルクに安全率が乗じられてベルト伝達トルクが求め
られ、このベルト伝達トルクが得られるように、ドライ
ブ側およびドリブン側シリンダの一方に供給される低側
圧コントロール圧を調圧する制御が低圧レギュレータバ
ルブによりなされるのであるが、このときの安全率が実
伝達トルクの正負により以下のように異なり、これによ
り、ベルト滑りを確実に防止しつつ、エンジン燃費向
上、ベルト耐久性向上等を図ることができる。
実伝達トルク演算手段により演算されて求められた実伝
達トルクに安全率が乗じられてベルト伝達トルクが求め
られ、このベルト伝達トルクが得られるように、ドライ
ブ側およびドリブン側シリンダの一方に供給される低側
圧コントロール圧を調圧する制御が低圧レギュレータバ
ルブによりなされるのであるが、このときの安全率が実
伝達トルクの正負により以下のように異なり、これによ
り、ベルト滑りを確実に防止しつつ、エンジン燃費向
上、ベルト耐久性向上等を図ることができる。
【００４３】具体的には、実伝達トルクが正のときに
は、吸気負圧、エンジン回転数等に基づいてエンジン出
力トルクが精度よく求めることができ、かなり正確な実
伝達トルクを演算することができるので、小さな安全率
が用いられ、これによりプーリ側圧の余裕をできる限り
小さくして、エンジンの燃費向上およびベルトの耐久性
向上を図ることができるようになっている。
は、吸気負圧、エンジン回転数等に基づいてエンジン出
力トルクが精度よく求めることができ、かなり正確な実
伝達トルクを演算することができるので、小さな安全率
が用いられ、これによりプーリ側圧の余裕をできる限り
小さくして、エンジンの燃費向上およびベルトの耐久性
向上を図ることができるようになっている。
【００４４】一方、実伝達トルクが負のときには、実伝
達トルクのバラツキが大きいため、安全率は実伝達トル
クが正の場合より大きな値が用いられ、これによりベル
トのスリップが確実に防止される。なお、実伝達トルク
が負のときには、エンジンは駆動されていない状態であ
るので、燃費低下の問題はなく、このため、このときの
安全率はベルトの耐久性を考慮した上で、スリップのお
それの無い所定の値が設定される。
達トルクのバラツキが大きいため、安全率は実伝達トル
クが正の場合より大きな値が用いられ、これによりベル
トのスリップが確実に防止される。なお、実伝達トルク
が負のときには、エンジンは駆動されていない状態であ
るので、燃費低下の問題はなく、このため、このときの
安全率はベルトの耐久性を考慮した上で、スリップのお
それの無い所定の値が設定される。
【図１】本発明のプーリ側圧制御装置を有したベルト式
無段変速機の構成を示す模式図である。
無段変速機の構成を示す模式図である。
【図２】このプーリ側圧制御装置構成を示す油圧回路図
である。
である。
【図３】このプーリ側圧制御装置による制御内容を示す
ブロック図である。
ブロック図である。
【図４】このプーリ側圧制御装置による制御内容を示す
フローチャートである。
フローチャートである。
【図５】このプーリ側圧制御装置による制御内容を示す
フローチャートである。
フローチャートである。
【図６】エンジン駆動トルクマップを表すグラフであ
る。
る。
【図７】エンジンフリクショントルクマップを表すグラ
フである。
フである。
【図８】エアコン駆動フリクショントルクマップを表す
グラフである。
グラフである。
【図９】イナーシャトルクマップを表すグラフである。
【図１０】ポンプ駆動フリクショントルクマップを表す
グラフである。
グラフである。
【図１１】ベルト駆動フリクショントルクマップを表す
グラフである。
グラフである。
【図１２】目標低側圧コントロール圧マップを表すグラ
フである。
フである。
【図１３】低側圧コントロール圧とリニアソレノイドの
通電電流との関係を表すグラフである。
通電電流との関係を表すグラフである。
【図１４】リニアソレノイドの通電電流と制御背圧との
関係を表すグラフである。
関係を表すグラフである。
【図１５】制御背圧と高および低側圧コントロール圧と
の関係を表すグラフである。
の関係を表すグラフである。
【図１６】変速制御に対応したドライブおよびドリブン
側シリンダ室内圧を表すグラフである。
側シリンダ室内圧を表すグラフである。
１ 入力軸 ２ カウンター軸 ５ 発進クラッチ ８ ディファレンシャル機構 １０ 金属Ｖベルト機構 １１ ドライブ側可動プーリ １５ 金属Ｖベルト １６ ドリブン側可動プーリ ２０ 前後進切換機構 ３０ 油圧ポンプ ４０ プーリ側圧制御バルブ ４１ 高圧レギュレータバルブ ４３ 低圧レギュレータバルブ ４５ 高低圧コントロールバルブ ５０ 変速制御バルブ ５１ シフトコントロールバルブ ５３ シフトバルブ ５８ レデューシングバルブ ６５ エアコン作動検出器 ６６ シフトレンジ位置検出器 ７０ コントローラ
フロントページの続き (51)Int.Cl.6 識別記号 ＦＩ Ｆ１６Ｈ 59:68 (58)調査した分野(Int.Cl.6，ＤＢ名) F16H 59/00 - 61/12 F16H 61/16 - 61/24 F16H 63/40 - 63/48
Claims (1)
- 【請求項１】 入力軸に繋がるドライブ側可動プーリ
と、出力軸に繋がるドリブン側可動プーリと、これらド
ライブ側およびドリブン側可動プーリ間に巻掛けられた
Ｖベルトと、前記ドライブ側可動プーリによるプーリ側
圧の設定を行うドライブ側シリンダと、前記ドリブン側
可動プーリによるプーリ側圧の設定を行うドリブン側シ
リンダとを有してなり、 前記Ｖベルトの滑りを発生することなく所定のトルク伝
達を行うために最適なプーリ側圧を得るための低側圧コ
ントロール圧を前記ドライブ側およびドリブン側シリン
ダの一方に供給し、前記低側圧コントロール圧より高圧
で前記低側圧コントロール圧との関係が予め設定記憶さ
れている高側圧コントロール圧を前記ドライブ側および
ドリブン側シリンダの他方に供給して前記低側圧コント
ロール圧と前記高側圧コントロール圧との差に基づいて
変速を行わせるようになったベルト式無段変速機におい
て、 前記Ｖベルトを介して伝達される実伝達トルクを演算す
る実伝達トルク演算手段と、 前記演算された実伝達トルクに安全率を乗じてベルト伝
達トルクを演算するベルト伝達トルク演算手段と、 このベルト伝達トルクが得られるように前記ドライブ側
およびドリブン側シリンダの一方に供給される前記低側
圧コントロール圧を調圧する低圧レギュレータバルブと
からなり、 前記安全率が、前記演算された実伝達トルクが負のとき
には、前記演算された実伝達トルクが正のときより大き
な値に設定されていることを特徴とするベルト式無段変
速機のプーリ側圧制御装置。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP5096811A JP2878925B2 (ja) | 1993-03-31 | 1993-03-31 | ベルト式無段変速機のプーリ側圧制御装置 |
| US08/219,591 US5569114A (en) | 1993-03-31 | 1994-03-29 | Pulley thrust pressure control apparatus for belt-type continuously variable transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP5096811A JP2878925B2 (ja) | 1993-03-31 | 1993-03-31 | ベルト式無段変速機のプーリ側圧制御装置 |
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| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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| JP34184093A Division JP2580478B2 (ja) | 1993-12-13 | 1993-12-13 | ベルト式無段変速機のプ―リ側圧制御装置 |
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| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH06288448A JPH06288448A (ja) | 1994-10-11 |
| JP2878925B2 true JP2878925B2 (ja) | 1999-04-05 |
Family
ID=14174989
Family Applications (1)
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| JP5096811A Expired - Fee Related JP2878925B2 (ja) | 1993-03-31 | 1993-03-31 | ベルト式無段変速機のプーリ側圧制御装置 |
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| EP0838613B1 (en) * | 1996-10-25 | 2002-08-14 | Aisin Aw Co., Ltd. | Infinitely variable transmission |
| JP3339367B2 (ja) * | 1997-07-11 | 2002-10-28 | 日産自動車株式会社 | 無段変速機の制御装置 |
| US5934403A (en) * | 1998-03-12 | 1999-08-10 | Case Corporation | Directional control interlock circuit for loader/backhoes and loaders |
| US6824483B1 (en) | 1999-09-15 | 2004-11-30 | Van Doorne's Transmissie | Control system for continuously variable transmission and continuously variable transmission wherein such is utilized |
| DE10084277T1 (de) * | 1999-12-24 | 2002-03-28 | Aisin Aw Co | Steuerungsvorrichtung und Steuerungsverfahren für ein Automatikgetriebe und Aufzeichnungsmedium mit aufgezeichnetem Programm dafür |
| CA2352991C (en) * | 2000-07-24 | 2009-01-06 | Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha | Shift control system for belt-type continuously variable transmission |
| US20020155910A1 (en) * | 2001-03-02 | 2002-10-24 | Kabushiki Kaisha Toyota Chuo Kenkyusho | Pulley thrust control device for continuously variable transmission unit |
| JP3905445B2 (ja) * | 2002-09-12 | 2007-04-18 | ジヤトコ株式会社 | Ｖベルト式無段変速機における油圧制御装置 |
| JP4150321B2 (ja) | 2003-10-10 | 2008-09-17 | 本田技研工業株式会社 | 無段変速機制御装置 |
| JP4697219B2 (ja) * | 2007-12-03 | 2011-06-08 | トヨタ自動車株式会社 | 動力伝達機構の滑り検出装置 |
| US9989150B2 (en) | 2013-03-22 | 2018-06-05 | Jatco Ltd | Control device for belt-type continuously variable transmission |
| WO2016152341A1 (ja) * | 2015-03-23 | 2016-09-29 | ジヤトコ株式会社 | 車両及び車両の制御方法 |
| WO2017043458A1 (ja) * | 2015-09-09 | 2017-03-16 | ジヤトコ株式会社 | 車両用無段変速機構の制御装置および制御方法 |
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| EP0073475B1 (en) * | 1981-08-27 | 1988-02-03 | Nissan Motor Co., Ltd. | Control apparatus and method for engine-continuously variable transmission |
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| US4534243A (en) * | 1983-04-26 | 1985-08-13 | Aisin Warner Kabushiki Kaisha | Hydraulic control system for a V-belt transmission |
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| JPS63222943A (ja) * | 1987-03-11 | 1988-09-16 | Toyota Motor Corp | 車両駆動系の目標値の決定装置 |
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| JP2937268B2 (ja) * | 1991-01-22 | 1999-08-23 | 本田技研工業株式会社 | ベルト式無段変速機の制御装置 |
| US5259272A (en) * | 1991-09-27 | 1993-11-09 | Mitsubishi Denki K.K. | Control device for continuously variable transmission for vehicles and method of controlling the same |
-
1993
- 1993-03-31 JP JP5096811A patent/JP2878925B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
1994
- 1994-03-29 US US08/219,591 patent/US5569114A/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH06288448A (ja) | 1994-10-11 |
| US5569114A (en) | 1996-10-29 |
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