JPH03213763A - Control device for continuously variable transmission - Google Patents
Control device for continuously variable transmissionInfo
- Publication number
- JPH03213763A JPH03213763A JP2008718A JP871890A JPH03213763A JP H03213763 A JPH03213763 A JP H03213763A JP 2008718 A JP2008718 A JP 2008718A JP 871890 A JP871890 A JP 871890A JP H03213763 A JPH03213763 A JP H03213763A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- pressure
- dither
- oil
- primary
- oil temperature
- 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.)
- Pending
Links
- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 title claims description 25
- 230000003247 decreasing effect Effects 0.000 claims description 3
- 238000004364 calculation method Methods 0.000 description 11
- 230000007423 decrease Effects 0.000 description 8
- 230000001603 reducing effect Effects 0.000 description 7
- 230000003321 amplification Effects 0.000 description 6
- 238000003199 nucleic acid amplification method Methods 0.000 description 6
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 5
- 230000010349 pulsation Effects 0.000 description 5
- 238000006243 chemical reaction Methods 0.000 description 4
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 3
- 230000001050 lubricating effect Effects 0.000 description 3
- 238000005516 engineering process Methods 0.000 description 2
- 238000003825 pressing Methods 0.000 description 2
- 230000001133 acceleration Effects 0.000 description 1
- 230000006835 compression Effects 0.000 description 1
- 238000007906 compression Methods 0.000 description 1
- 230000005284 excitation Effects 0.000 description 1
- 239000000314 lubricant Substances 0.000 description 1
- 238000004519 manufacturing process Methods 0.000 description 1
- 238000000034 method Methods 0.000 description 1
- 230000001052 transient effect Effects 0.000 description 1
- 238000004804 winding Methods 0.000 description 1
Landscapes
- Control Of Transmission Device (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
本発明は、車両用のヘルド式無段変速機において電子的
にセカンダリ圧制御およびプライマリ圧により変速制御
する制御装置に関し、詳しくは、電気的な制御弁のヒス
テリシス低減のための電気信号のディザ加振対策に関す
る。[Detailed Description of the Invention] [Field of Industrial Application] The present invention relates to a control device that electronically controls speed change using secondary pressure control and primary pressure in a held-type continuously variable transmission for a vehicle. This paper relates to countermeasures for dithering electrical signals to reduce hysteresis of control valves.
一般にこの種の無段変速機は、油圧制御系のアクチュエ
ータの各種制御弁が、例えば電流制御型のものに改良さ
れ、制御系では種々の情報によりセカンダリ圧、プライ
マリ圧を最適に算出する。Generally, in this type of continuously variable transmission, the various control valves of the actuator of the hydraulic control system are improved to, for example, current control type ones, and the control system optimally calculates the secondary pressure and the primary pressure based on various information.
そしてかかる電気的操作量により制御弁を動作して、伝
達トルクに対応したセカンダリ圧、各運転および走行条
件に対応したプライマリ圧を最適制御することを1指し
ている。また、かかる電子化により、各種トラブルに対
するフェイルセーフ。1 refers to operating the control valve based on the electrically operated amount to optimally control the secondary pressure corresponding to the transmitted torque and the primary pressure corresponding to each driving and traveling condition. In addition, this electronic system provides fail-safe protection against various problems.
無段変速の有効利用、アンチロック・ブレーキ・システ
ム(ABS)、 ロックアツプクラッチ等の装置に対
する適正化等の対策も有効に行うことが考えられる。It is also possible to take effective measures such as making effective use of continuously variable transmissions and optimizing equipment such as anti-lock braking systems (ABS) and lock-up clutches.
ここで、電流制御の電磁比例形の制御弁をセカンダリ圧
、プライマリ圧の制御に用いる場合について述べる。こ
の油圧制御系では、制御弁がソレノイドの電磁力により
スプールか直接またはパイロット圧を介してストローク
し、この場合にスプ−ルのストロークは電気信号により
非常にシビアに制御される。一方、スプールは油中にあ
ってオイル粘性等のフリクションを常に受けるため、ス
プールの動作には必然的にヒステリシスが存在する。そ
こで、ソレノイドの電磁力によりスプールを正確かつ微
細に動作するには、ヒステリシスを低減する必要があり
、この対策として電気信号にディザを印加し、スプール
を振動させながらストロークしてオイル粘性等のフリク
ションの影響を軽減する方法かある。Here, a case will be described in which a current-controlled electromagnetic proportional control valve is used to control the secondary pressure and primary pressure. In this hydraulic control system, the control valve strokes the spool directly or via pilot pressure by the electromagnetic force of the solenoid, and in this case, the stroke of the spool is very severely controlled by an electric signal. On the other hand, since the spool is submerged in oil and is constantly subject to friction such as oil viscosity, hysteresis inevitably exists in the operation of the spool. Therefore, in order to move the spool accurately and minutely using the electromagnetic force of the solenoid, it is necessary to reduce hysteresis. As a countermeasure, dither is applied to the electrical signal and the spool is stroked while vibrating to reduce friction such as oil viscosity. Is there a way to reduce the impact?
ところで車両の場合は、外気温、運転中の熱的損失等に
よりオイルの粘性と共にスプールのフリクションが大幅
に変動する。このため、上述のディザ対策でも加振量が
一定の場合は、低温てディザ効果が得られないので動作
性を悪化し、高温ではディザの過大により油圧脈動等の
不都合か生じる危惧がある。従って、油温度によるヒス
テリシスの状態を判断し、常に適正にディザ効果を与え
ることか望まれる。By the way, in the case of a vehicle, the viscosity of the oil and the friction of the spool vary significantly depending on the outside temperature, thermal loss during operation, and the like. For this reason, even with the dither measures described above, if the amount of excitation is constant, the dither effect cannot be obtained at low temperatures, resulting in poor operability, and at high temperatures, excessive dither may cause problems such as hydraulic pulsation. Therefore, it is desirable to determine the state of hysteresis due to oil temperature and always provide an appropriate dither effect.
そこで従来、上記無段変速機の電子制御の油温に対する
補正対策に関しては、例えば特開昭62−63248号
公報、特開昭62−41404号公報、特開昭62−4
956号公報の先行技術がある。ここで、油圧制御系の
制御弁に所定のデユーティ比の電気信号を出力して動作
することを前提にし、このデユーティ比を油温に応じ補
正して、動作状態を常に一定化することが示されている
。Conventionally, regarding correction measures for the oil temperature of the electronic control of the continuously variable transmission, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 62-63248, Japanese Patent Application Laid-Open No. 62-41404, Japanese Patent Laid-Open No. 62-4
There is a prior art in Publication No. 956. Here, it is assumed that the control valve of the hydraulic control system operates by outputting an electric signal with a predetermined duty ratio, and it is shown that this duty ratio is corrected according to the oil temperature to always maintain a constant operating state. has been done.
ところで、上記先行技術のものにあっては、デユーティ
比による制御系を対象にしており、本願のようなアナロ
グの電流制御による制御系とは全く異なり、デユーティ
比補正の技術をディザ補正に適用することはできない。By the way, the above-mentioned prior art targets a control system using a duty ratio, which is completely different from a control system using analog current control as in the present application, and applies the technology of duty ratio correction to dither correction. It is not possible.
また、デユーティ比補正の場合は周波数のみ変更するこ
とになるため、周波数で補正することが可能な場合に限
定される。Furthermore, in the case of duty ratio correction, only the frequency is changed, so it is limited to cases where it is possible to correct by frequency.
本発明は、かかる点に鑑みてなされたもので、その目的
とするところは、無段変速機の電子制御等の制御弁の電
気信号にディザを印加するものにおいて、常にディザに
よりバルブのヒステリシスを有効に低減し制御性、動作
性等を向上することが可能な無段変速機の制御装置を提
供することにある。The present invention has been made in view of the above points, and its purpose is to always eliminate the hysteresis of the valve by dither in a device that applies dither to the electric signal of a control valve such as an electronic control of a continuously variable transmission. It is an object of the present invention to provide a control device for a continuously variable transmission that can effectively reduce the amount of noise and improve controllability, operability, etc.
上記目的を達成するため、本発明の無段変速機の制御装
置は、油圧制御系に電流等の電気信号により少なくとも
セカンダリ圧、プライマリ圧を制御する制御弁を設けた
制御系において、上記電気信号にディザを加えるディザ
印加手段を有し、油温等の信号を上記ディザ印加手段に
入力して、油温に対しディザの周波数と振幅とを可変に
するものである。In order to achieve the above object, the control device for a continuously variable transmission of the present invention provides a control system in which a hydraulic control system is provided with a control valve that controls at least a secondary pressure and a primary pressure by an electric signal such as an electric current. The dither applying means is provided with a dither applying means for adding dither to the oil temperature, and a signal such as oil temperature is inputted to the dither applying means to make the frequency and amplitude of the dither variable with respect to the oil temperature.
上記構成に基づき、無段変速機の油圧制御系に設けられ
る制御弁は、電流等のアナログ的電気信号によりスプー
ルを動作して、セカンダリ圧、プライマリ圧を制御する
。このとき電気信号には、ディザ印加手段によりディザ
が加えられることで振動しながらスプール動作するか、
油温の低い場合は振幅を増し、油温の高い場合は周波数
を増大して振動が制御される二とて、油圧脈動を抑制し
なから常にバルブのヒステリシスを有効に低減すること
が可能になる。Based on the above configuration, the control valve provided in the hydraulic control system of the continuously variable transmission operates the spool using analog electric signals such as electric current to control the secondary pressure and the primary pressure. At this time, the electric signal is dithered by the dither applying means, and the spool operation is performed while vibrating.
Vibration is controlled by increasing the amplitude when the oil temperature is low, and increasing the frequency when the oil temperature is high, making it possible to effectively reduce valve hysteresis at all times without suppressing hydraulic pulsation. Become.
以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。 Embodiments of the present invention will be described below based on the drawings.
第2図において、ロックアツプトルコン付無段変速機の
駆動系の概略について述べる。符号lはエンジンであり
、クランク軸2がトルクコンバータ装置31前後進切換
装置4.無段変速機5およびディファレンシャル装置6
に順次伝動構成されトルクコンバータ装置3は、クラン
ク軸2がドライブプレートIOを介してコンバータカバ
ーllおよびトルクコンバータ12のポンプインペラ1
2aに連結する。トルクコンバータ12のタービンラン
ナ12bはタービン軸13に連結し、ステータ12cは
ワンウェイクラッチ14により案内されている。タービ
ンランナ12bと一体的なロックアツプクラッチ15は
、ドライブプレートIOに係合または解放可能に設置さ
れ、エンンン動力をトルクコンバータ12またはロック
アツプクラッチ15を介して伝達する。Referring to FIG. 2, an outline of the drive system of a continuously variable transmission with a lock-up converter will be described. Reference numeral 1 indicates an engine, and the crankshaft 2 is connected to a torque converter device 31, a forward/reverse switching device 4. Continuously variable transmission 5 and differential device 6
In the torque converter device 3, the crankshaft 2 is sequentially transmitted to the converter cover 11 and the pump impeller 1 of the torque converter 12 via the drive plate IO.
Connect to 2a. A turbine runner 12b of the torque converter 12 is connected to a turbine shaft 13, and a stator 12c is guided by a one-way clutch 14. A lock-up clutch 15 integral with the turbine runner 12b is installed to be engageable or disengageable with the drive plate IO, and transmits engine power via the torque converter 12 or the lock-up clutch 15.
前後進切換装置4は、ダブルビニオン式プラネタリギヤ
16を有し、サンギヤleaにタービン軸I3が入力し
、キャリア16bからプライマリ軸20へ出力する。そ
してサンギヤ16aとキャリア16bとの間にフォワー
ドクラッチ17を、リングギヤ16cとケースとの間に
リバースブレーキ18を有し、フォーワードクラッチ1
7の係合でプラネタリギヤ16を一体化してタービン軸
I3とプライマリ軸20とを直結する。また、リバース
ブレーキ18の係合でプライマリ軸20に逆転した動力
を出力し、フォワードクラッチ17とリバースブレーキ
18の解放でプラネタリギヤ16をフリーにする。The forward/reverse switching device 4 has a double binion planetary gear 16, and the turbine shaft I3 is input to the sun gear lea, and is output from the carrier 16b to the primary shaft 20. A forward clutch 17 is provided between the sun gear 16a and the carrier 16b, and a reverse brake 18 is provided between the ring gear 16c and the case.
7, the planetary gear 16 is integrated and the turbine shaft I3 and the primary shaft 20 are directly connected. Further, by engaging the reverse brake 18, reversed power is output to the primary shaft 20, and by releasing the forward clutch 17 and reverse brake 18, the planetary gear 16 is made free.
無段変速機5は、プライマリ軸20に油圧シリンダ21
を有するブーり間隔可変式のプライマリプリ22が、セ
カンダリ軸23にも同様に油圧シリンダ24を有するセ
カンダリプーリ25か設けられ、プライマリプーリ22
とセカンダリプーリ25との間に駆動ベルト26か巻付
けられる。ここで、プライマリシリンダ21の方か受圧
面積か大きく設定され、そのプライマリ圧により駆動ベ
ルト26のプライマリプーリ22.セカンダリプーリ2
5に対する巻付は径の比率を変えて無段変速するように
なっている。The continuously variable transmission 5 has a hydraulic cylinder 21 on a primary shaft 20.
A secondary pulley 25 having a hydraulic cylinder 24 is also provided on the secondary shaft 23.
A drive belt 26 is wound between the drive belt 26 and the secondary pulley 25. Here, the pressure receiving area of the primary cylinder 21 is set to be larger, and the primary pressure of the primary cylinder 21 causes the primary pulley 22 of the drive belt 26 to move. Secondary pulley 2
The winding around No. 5 is configured to change the ratio of diameters so that the speed is continuously variable.
ディファレンシャル装置6は、セカンダリ軸23に一対
のりダクションギャ27を介して出力軸28が連結し、
この出力軸28のドライブギヤ29がファイナルギヤ3
0に噛合う。そしてファイナルギヤ30の差動装置31
が、車軸32を介して左右の車輪33に連結している。In the differential device 6, an output shaft 28 is connected to a secondary shaft 23 via a pair of compression gears 27.
The drive gear 29 of this output shaft 28 is the final gear 3.
meshes with 0. And the differential device 31 of the final gear 30
is connected to left and right wheels 33 via an axle 32.
一方、無段変速機制御用の油圧源を得るため、トルクコ
ンバータ12に隣接してメインオイルポンプ34が配設
され、このメインオイルポンプ34がポンプドライブ軸
35によりコンバータカバー11に連結して、常にエン
ジン動力によりポンプか駆動されて油圧が生しるように
なっている。ここで無段変速機4ては、油圧か高低の広
範囲に制御されることから、オイルポンプ34は例えば
ローラヘーン式で吸入、吐出ボートを複数組有して可変
容量型に構成されている。On the other hand, in order to obtain a hydraulic power source for controlling the continuously variable transmission, a main oil pump 34 is disposed adjacent to the torque converter 12, and this main oil pump 34 is connected to the converter cover 11 by a pump drive shaft 35, so that the main oil pump 34 is always connected to the converter cover 11 by a pump drive shaft 35. The pump is driven by engine power to generate hydraulic pressure. Since the continuously variable transmission 4 is controlled over a wide range of hydraulic pressure and high and low levels, the oil pump 34 is, for example, of a roller-hoen type and has a plurality of sets of suction and discharge boats and is configured to have a variable capacity.
次いて、油圧制御系として無段変速機制御系について述
べる。Next, a continuously variable transmission control system will be described as a hydraulic control system.
先ず、オイルパン40と連通するオイルポンプ34から
の油路41がセカンダリ圧制御弁50に連通して所定の
セカンダリ圧Psが生じており、このセカンダリ圧Ps
が油路42によりセカンダリシリンダ24に常に供給さ
れる。セカンダリ圧Psは油路43を介してプライマリ
圧制御弁60に導かれ、油路44によりプライマリシリ
ンダ21に給排油してプライマリ圧Ppが生じるように
構成される。First, an oil passage 41 from the oil pump 34 that communicates with the oil pan 40 communicates with the secondary pressure control valve 50 to generate a predetermined secondary pressure Ps.
is constantly supplied to the secondary cylinder 24 through the oil passage 42. The secondary pressure Ps is guided to the primary pressure control valve 60 via the oil passage 43, and is supplied to and discharged from the primary cylinder 21 through the oil passage 44, thereby generating the primary pressure Pp.
セカンダリ圧制御弁50は、比例電磁リリーフ弁であり
、比例ソレノイド51に制御ユニット70によりソレノ
イド電流Isが供給される。すると、ソレノイド電流I
sによる電磁力、セカンダリ圧PSの油圧反力およびス
プリング力をスプール上に対向して作用し、これらがバ
ランスするように調圧する。即ち、ソレノイド電流Is
により設定圧を可変にし、ソレノイド電流Isに対し1
対1の比例関係でセカンダリ圧Psを制御するものであ
る。The secondary pressure control valve 50 is a proportional electromagnetic relief valve, and a solenoid current Is is supplied to the proportional solenoid 51 by a control unit 70. Then, the solenoid current I
The electromagnetic force caused by s, the hydraulic reaction force of the secondary pressure PS, and the spring force are applied oppositely to each other on the spool, and the pressure is adjusted so that these are balanced. That is, the solenoid current Is
The set pressure is made variable by 1 for the solenoid current Is.
The secondary pressure Ps is controlled in a proportional relationship of one to one.
プライマリ圧制御弁60は、比例電磁減圧弁てあり、セ
カンダリ圧制御弁50と同様に、比例ソレノイド61に
制御ユニット70によりソレノイド電流Ipが供給され
る。すると、ソレノイド電流1pによる電磁力、プライ
マリ圧Ppの油圧反力およびスプリング力をスプール上
に対向して作用し、ソレノイド電流1pにより設定圧を
可変にして、ソレノイド電流Ipに対し1対1の比例関
係でプライマリ圧Ppを制御するものである。The primary pressure control valve 60 is a proportional electromagnetic pressure reducing valve, and like the secondary pressure control valve 50, a solenoid current Ip is supplied to the proportional solenoid 61 by the control unit 70. Then, the electromagnetic force caused by the solenoid current 1p, the hydraulic reaction force of the primary pressure Pp, and the spring force act on the spool in opposition, and the set pressure is made variable by the solenoid current 1p, so that it is proportional to the solenoid current Ip in a 1:1 ratio. The primary pressure Pp is controlled based on this relationship.
なお、セカンダリ圧制御弁50のドレン側の油路45に
は常に比較的高い油圧(潤滑圧)が生しる。Note that a relatively high oil pressure (lubricating pressure) is always generated in the oil passage 45 on the drain side of the secondary pressure control valve 50.
そこでこの潤滑圧が、トルクコンバータ121前後進切
換装置4.ベルト24の潤滑部等に供給されるように回
路構成されている。Therefore, this lubricating pressure is applied to the torque converter 121 and the forward/reverse switching device 4. The circuit is configured so that the lubricant is supplied to the lubricating section of the belt 24, etc.
第1図において、電子制御系について述べる。In FIG. 1, the electronic control system will be described.
先ず、入力信号センサとしてプライマリプーリ回転数セ
ンサ71.セカンダリプーリ回転数センサ72、エンジ
ン回転数センサ73.スロ′ットル開度センサ74およ
びセカンダリ圧Psを検出する圧力センサ75を有する
。First, a primary pulley rotation speed sensor 71. is used as an input signal sensor. Secondary pulley rotation speed sensor 72, engine rotation speed sensor 73. It has a throttle opening sensor 74 and a pressure sensor 75 that detects the secondary pressure Ps.
セカンダリ圧制御系について述べると、スロットル開度
センサ74のスロットル開度θ、エンジン回転数センサ
73のエンジン回転数Neが入力するエンジントルク算
出部76を有し、θ−Neのトルク特性によりエンジン
トルクTeを推定する。また、トルクコンバータ入、出
力側のエンジン回転数Ne、プライマリプーリ回転数N
pはトルク増幅率算出部77に入力し、速度比n (N
p/ N e)に応じたトルク増幅率tを定める。更
に、エンジン回転数Ne、プライマリプーリ回転数N+
)はプライマリ系慣性トルク算出部78に入力し、エン
ジンlおよびプライマリプーリ22の質量、加速度によ
り慣性トルクgiを算出する。これらのエンジントルク
Te、トルク増幅率t、慣性トルクgiは入力トルク算
出部79に入力し、CVT入力トルクTiを以下のよう
に算出する。Regarding the secondary pressure control system, it has an engine torque calculation unit 76 into which the throttle opening θ of the throttle opening sensor 74 and the engine rotation speed Ne of the engine rotation speed sensor 73 are input, and the engine torque is calculated based on the torque characteristic of θ-Ne. Estimate Te. In addition, the torque converter input and output side engine rotational speed Ne, primary pulley rotational speed N
p is input to the torque amplification factor calculation unit 77, and the speed ratio n (N
Determine the torque amplification factor t according to p/N e). Furthermore, engine rotation speed Ne, primary pulley rotation speed N+
) is input to the primary system inertia torque calculation unit 78, and the inertia torque gi is calculated from the mass and acceleration of the engine l and the primary pulley 22. These engine torque Te, torque amplification factor t, and inertia torque gi are input to the input torque calculation section 79, and the CVT input torque Ti is calculated as follows.
Ti =Te −t−gi
一方、実変速比iが入力する必要セカンダリ圧設定部8
0を有する。ここで、各実変速比i毎に単位トルク伝達
に必要なスリップ限界のセカンダリ圧Psuか設定され
ており、このマツプにより実変速比jに応した必要セカ
ンダリ圧Psuを定める。Ti = Te -t-gi On the other hand, the necessary secondary pressure setting section 8 into which the actual gear ratio i is input
has 0. Here, a slip limit secondary pressure Psu required for unit torque transmission is set for each actual gear ratio i, and the necessary secondary pressure Psu corresponding to the actual gear ratio j is determined by this map.
そして上記入力トルクTI、必要セカンダリ圧PSUは
目標セカンダリ圧算出部81に入力し、これら入力トル
クTi、必要セカンダリ圧Psuとセカンダリプーリ回
転数Nsとにより、セカンダリシリンダ24の部分の遠
心油圧gsを考慮して目標セカンダリ圧Pssを、以下
のように算出する。The input torque TI and required secondary pressure PSU are then input to the target secondary pressure calculation unit 81, and the centrifugal oil pressure gs of the secondary cylinder 24 portion is taken into consideration based on these input torque Ti, required secondary pressure Psu, and secondary pulley rotation speed Ns. Then, the target secondary pressure Pss is calculated as follows.
Pss−Ti −Psu−gs
目mセカンダリ圧Pssは更にソレノイド電流設定部8
2に入力し、目標セカンダリ圧Pssに応したソレノイ
ド電流Isを定めるのである。この場合に、セカンダリ
圧制御弁50が既に述べたようにソレノイド電流Isに
対し比例関係でセカンダリ圧を制御する特性であるから
、これに応じたマツプにより目標セカンダリ圧Pssに
対するソレノイド電流Isを比例的に求める。そしてこ
のソレノイド電流Isが、駆動部83を介してセカンダ
リ圧制御弁50の比例ソレノイド51に供給されるので
あり、こうしてソレノイド電流Isにより、直接セカン
ダリ圧Psを目標セカンダリ圧Pssに追従して制御す
るようになっている。Pss-Ti -Psu-gs The secondary pressure Pss is further set by the solenoid current setting section 8.
2 to determine the solenoid current Is corresponding to the target secondary pressure Pss. In this case, since the secondary pressure control valve 50 has the characteristic of controlling the secondary pressure proportionally to the solenoid current Is as described above, the solenoid current Is relative to the target secondary pressure Pss is controlled proportionally by the map corresponding to this. to ask. This solenoid current Is is then supplied to the proportional solenoid 51 of the secondary pressure control valve 50 via the drive unit 83, and thus the solenoid current Is directly controls the secondary pressure Ps to follow the target secondary pressure Pss. It looks like this.
続いて、プライマリ圧制御系について述べる。Next, the primary pressure control system will be described.
先ず、制御の基本概念について述べると、定常時の実変
速比iはセカンダリ圧Psとプライマリ圧Ppとの油圧
比Pp/Psて決まる。また、同一の油圧比でも入力ト
ルクTiにより変速比が変化す□ることから、所定の入
力トルクTiに所定の実変速比iを保つのに必要なプラ
イマリ圧Ppを、セカンダリ圧Psに対して求める油圧
比制御系かベースになっている。また、過渡状態で変速
比等の偏差に応じた変速速度、またはブーり位置の場合
はプーリ位置変化速度de/dtを実現するため、流量
制御系てバルブ流量の式を用いる。そしてプーリ位置変
化速度de/dtに応した流量を圧力に換算して必要な
変速圧力を求めるようになっている。First, to describe the basic concept of control, the actual speed ratio i in steady state is determined by the oil pressure ratio Pp/Ps between the secondary pressure Ps and the primary pressure Pp. In addition, since the gear ratio changes depending on the input torque Ti even at the same oil pressure ratio, the primary pressure Pp required to maintain a predetermined actual gear ratio i at a predetermined input torque Ti can be changed to the secondary pressure Ps. It is based on the desired hydraulic ratio control system. Further, in order to realize a gear change speed according to a deviation of the gear ratio or the like in a transient state, or a pulley position change speed de/dt in the case of a pulley position, a valve flow rate equation is used in the flow rate control system. Then, the flow rate corresponding to the pulley position change rate de/dt is converted into pressure to obtain the necessary shift pressure.
そこで、かかる制御の基本概念に基づき、油圧比制御系
と流量制御系とを有している。Therefore, based on the basic concept of such control, a hydraulic ratio control system and a flow rate control system are provided.
油圧比制御系について述べると、プライマリプーリ回転
数センサ71のブライマリブーり回転数Npとセカンダ
リブーり回転数センサ72のセカンダリプーリ回転数N
sが入力する実変速比算出部85を有し、実変速比1を
i =Np/Nsにより算出する。一方、入力トルクT
1.必要セカンダリ圧Psuおよび圧力センサ75のセ
カンダリ圧Psが入力するトルク比算出部86を有し、
トルク比KTをK T−T i/ (Ps/Psu)に
より算出する。このトルク比KT、実変速比iは油圧比
制御系87に入力し、マツプにより油圧比Kpを、トル
ク比KTに対しては増大関数により定め、実変速比iに
対しては減少関数により定める。油圧比Kp、セカンダ
リ圧Psは必要プライマリ圧算出部88に入力し、更に
プライマリプーリ回転数Npによるプライマリシリンダ
21の部分の遠心油圧gpを考慮して、必要プライマリ
圧PPDを以下のように算出する。Regarding the hydraulic ratio control system, the primary pulley rotation speed Np of the primary pulley rotation speed sensor 71 and the secondary pulley rotation speed N of the secondary pulley rotation speed sensor 72
It has an actual gear ratio calculating section 85 to which s is input, and calculates the actual gear ratio 1 by i = Np/Ns. On the other hand, input torque T
1. It has a torque ratio calculation unit 86 into which the required secondary pressure Psu and the secondary pressure Ps of the pressure sensor 75 are input,
Torque ratio KT is calculated by K T-T i/(Ps/Psu). The torque ratio KT and the actual gear ratio i are input to the hydraulic ratio control system 87, and the hydraulic ratio Kp is determined by a map using an increasing function for the torque ratio KT and a decreasing function for the actual gear ratio i. . The oil pressure ratio Kp and the secondary pressure Ps are input to the required primary pressure calculation unit 88, and the required primary pressure PPD is calculated as follows by taking into account the centrifugal oil pressure gp of the primary cylinder 21 due to the primary pulley rotation speed Np. .
PPD−Kp −Ps −gp
次いで、流量制御系について述べると、実変速比i、ス
ロットル開度θが入力する目標プライマリプーリ回転数
検索部89を有し、i−θの関係で目標プライマリプー
リ回転数NPDを定める。目標プライマリプーリ回転数
N PD、セカンダリプーリ回転数Nsは目標変速比算
出部90に入力し、目標変速比isを1s−NPD/N
sにより算出するのであり、こうして変速パターンをベ
ースとして各運転および走行条件に応した目標変速比i
sが求められる。PPD-Kp -Ps -gp Next, referring to the flow rate control system, it has a target primary pulley rotation speed search section 89 into which the actual gear ratio i and throttle opening θ are input, and the target primary pulley rotation speed is determined based on the relationship of i-θ. Determine the number NPD. The target primary pulley rotation speed N PD and the secondary pulley rotation speed Ns are input to the target gear ratio calculation unit 90, and the target gear ratio is is calculated as 1s-NPD/N.
In this way, the target gear ratio i corresponding to each driving and driving condition is calculated based on the gear shift pattern.
s is required.
ここで、プライマリシリンダ21の油量Vは実ブリ位置
eに比例し、油量■を時間微分した流量Qはブーり位置
変化速度de/diと1対1で対応する。従って、プー
リ位置変化速度de/dtにより流量Qがそのまま算出
されて好ましいことから、実変速比i、目標変速比is
は実ブーり位置変換部91゜目標プーリ位置変換部92
により実プーリ位置e。Here, the oil amount V of the primary cylinder 21 is proportional to the actual burr position e, and the flow rate Q, which is obtained by time-differentiating the oil amount ■, has a one-to-one correspondence with the burr position change rate de/di. Therefore, since it is preferable that the flow rate Q is directly calculated based on the pulley position change rate de/dt, the actual speed ratio i and the target speed ratio is
Actual pulley position conversion unit 91°Target pulley position conversion unit 92
Actual pulley position e.
目標プーリ位置esに変換する。これら実プーリ位置e
、目標プーリ位置esはプーリ位置変化速度算出部93
に入力し、プーリ位置変化速度de/dtを、以丁のよ
うに実プーリ位置eと目標プーリ位置esとの偏差等に
より算出する。Convert to target pulley position es. These real pulley positions e
, the target pulley position es is determined by the pulley position change speed calculation unit 93.
is input, and the pulley position change speed de/dt is calculated from the deviation between the actual pulley position e and the target pulley position es, etc., as shown in the following.
de/di −に、 (es−e)・K、・des
/di(K+ 、に2 :定数、des/dt :位相
進み要素)そしてプーリ位置変化速度de/dtは変速
圧力算出部94に入力し、プーリ位置変化速度de/d
tによる流量に基づき変速に必要な圧力ΔPpを求める
。de/di -, (es-e)・K,・des
/di (K+, 2: constant, des/dt: phase advance element) and the pulley position change rate de/dt are input to the shift pressure calculation unit 94, and the pulley position change rate de/d
The pressure ΔPp required for shifting is determined based on the flow rate due to t.
こうして油圧比制御系の必要プライマリ圧PPDと、流
量制御系の変速用圧力ΔPpとは目標プライマリ圧算出
部95に入力して、目標プライマリ圧Ppsを、アップ
シフト時にはPps−PPD+ΔPpにより、ダウンシ
フト時はPps−PPD−ΔPpにより算出する。目標
プライマリ圧Ppsは更にソレノイド電流設定部96に
入力して、目標プライマリ圧Ppsに応じたソレノイド
電流1pを定める。この場合に、プライマリ圧制御弁6
0が既に述べたようにソレノイド電流1pに対し比例関
係でプライマリ圧を制御する特性であるから、これに応
じたマツプで目標プライマリ圧Ppsに対するソレノイ
ド電流1pを求める。そしてこのソレノイド電流Ipが
、駆動部97を介してプライマリ圧制御弁60の比例ソ
レノイド61に供給され、フィードフォワードで変速制
御するようになっている。In this way, the required primary pressure PPD of the hydraulic ratio control system and the shift pressure ΔPp of the flow rate control system are input to the target primary pressure calculation unit 95, and the target primary pressure Pps is determined by Pps-PPD+ΔPp during upshifting and by Pps-PPD+ΔPp during downshifting. is calculated by Pps-PPD-ΔPp. The target primary pressure Pps is further input to a solenoid current setting section 96 to determine the solenoid current 1p according to the target primary pressure Pps. In this case, the primary pressure control valve 6
0 has the characteristic of controlling the primary pressure in a proportional relationship to the solenoid current 1p as described above, so the solenoid current 1p for the target primary pressure Pps is determined using a map corresponding to this characteristic. This solenoid current Ip is then supplied to the proportional solenoid 61 of the primary pressure control valve 60 via the drive section 97, so as to perform feedforward speed change control.
更に、バルブのヒステリシスの低減対策について述べる
と、ソレノイド電流Is、Ipに応した電流を出力する
駆動部83.97が、ディザを加えるディザ印加部10
0を有している。また、油温やバルブ雰囲気温度を検出
する油温センサ101を有し、油温センサ101の油温
T。がディザ印加部100に入力し、油温T。に応じデ
ィザを変化している。Furthermore, to discuss measures to reduce valve hysteresis, the driving sections 83 and 97 that output currents corresponding to the solenoid currents Is and Ip are connected to the dither applying section 10 that applies dither.
It has 0. It also has an oil temperature sensor 101 that detects oil temperature and valve atmosphere temperature, and the oil temperature T of the oil temperature sensor 101. is input to the dither applying section 100, and the oil temperature T. The dither is changed accordingly.
ここで、ソレノイド電流を振動するディザとして、周波
数F、振幅りの2つの要素がある。一方、油温T。が低
くて粘性によるスプールのフリクションの大きい場合は
、周波数Fを変えても効果が少なく、振幅りを大きくし
た方がヒステリシス低減に有効である。また、油温To
が高くなってフリクションか減少した場合、振幅りが大
きいと油圧脈動に影響して好ましくなく、周波数Fによ
り充分対処し得る。このことから第3図のようにディザ
の周波数Fは、油温T。に対し増大関数で設定され、振
幅りは、油温T。に対し減少関数で設定されている。そ
してかかるティザの周波数F。Here, there are two elements as the dither that oscillates the solenoid current: frequency F and amplitude. On the other hand, oil temperature T. If the spool friction is low and the spool friction due to viscosity is large, changing the frequency F has little effect, and increasing the amplitude is more effective in reducing hysteresis. Also, oil temperature To
When the friction decreases due to an increase in the amplitude, a large amplitude is undesirable because it affects hydraulic pulsation, and the frequency F can be used to adequately cope with the problem. From this, as shown in Figure 3, the dither frequency F is equal to the oil temperature T. The amplitude is set as an increasing function with respect to the oil temperature T. is set as a decreasing function. And the frequency F of such a teaser.
振幅りが、ソレノイド電流1s、Ipに印加するように
なっている。The amplitude is applied to the solenoid current 1s, Ip.
次いて、かかる構成の無段変速機の制御装置の作用につ
いて述べる。Next, the operation of the continuously variable transmission control device having such a configuration will be described.
先ず、エンジンlの運転により、トルクコンバータ12
のコンバータカバー11.ポンプドライブ軸35により
オイルポンプ34が駆動して油圧が生じ、この油圧がセ
カンダリ圧制御弁50に導かれる。そこで、停車時には
、プライマリ圧制御系の目標変速比IS、実変速比Iが
無段変速機5の機構上の最大変速比として例えば2.5
より大きい値に設定される。このため、油圧比制御系の
実変速比1.トルク比KT、油圧比Kp、セカンダリ圧
Psによる必要セカンダリ圧Psuに応じたソレノイド
電流Ipがプライマリ圧制御弁60の比例ソレノイド6
1に流れて排油側に動作することで、プライマリ圧Pp
は最低レベルになる。このため、セカンダリ圧制御弁5
0によるセカンダリ圧Psはセカンダリシリンダ24に
のみ供給され、無段変速機5はベルト2Bが最もセカン
ダリプーリ25の方に移行した最大変速比の低速段にな
る。First, by operating the engine 1, the torque converter 12
converter cover 11. The oil pump 34 is driven by the pump drive shaft 35 to generate oil pressure, and this oil pressure is guided to the secondary pressure control valve 50. Therefore, when the vehicle is stopped, the target gear ratio IS and the actual gear ratio I of the primary pressure control system are, for example, 2.5 as the mechanically maximum gear ratio of the continuously variable transmission 5.
set to a larger value. Therefore, the actual gear ratio of the hydraulic ratio control system is 1. The solenoid current Ip according to the required secondary pressure Psu based on the torque ratio KT, the oil pressure ratio Kp, and the secondary pressure Ps is the proportional solenoid 6 of the primary pressure control valve 60.
1 and operates on the oil drain side, the primary pressure Pp
will be at the lowest level. Therefore, the secondary pressure control valve 5
The secondary pressure Ps at 0 is supplied only to the secondary cylinder 24, and the continuously variable transmission 5 is in the low speed stage with the maximum gear ratio in which the belt 2B is shifted furthest toward the secondary pulley 25.
このとき、図示しない油圧制御系によりロックアツプク
ラッチ15を解放してトルクコンバータ12に給油され
る。そこで、例えばドライブレンジにシフトすると、前
後進切換装置4のフォワードクラッチI7が給油により
係合して前進位置になる。At this time, the lock-up clutch 15 is released by a hydraulic control system (not shown), and the torque converter 12 is supplied with oil. Therefore, when shifting to the drive range, for example, the forward clutch I7 of the forward/reverse switching device 4 is engaged by refueling and becomes the forward position.
このため、エンジン1の動力がトルクコンバータ12、
前後進切換装置4を介して無段変速機5のプライマリ軸
20に入力し、プライマリプーリ22.セカンダリプー
リ25とベルト26とにより最大変速比の動力がセカン
ダリ軸23に出力し、これがディファレンシャル装置6
を介して車輪33に伝達して発進可能になる。Therefore, the power of the engine 1 is transferred to the torque converter 12,
It is input to the primary shaft 20 of the continuously variable transmission 5 via the forward/reverse switching device 4, and the primary pulley 22. The power of the maximum gear ratio is outputted to the secondary shaft 23 by the secondary pulley 25 and the belt 26, which is transmitted to the differential device 6.
The signal is transmitted to the wheels 33 via , and the vehicle can be started.
セカンダリ圧制御系では、常にエンジントルクTeが推
定され、トルク増幅率t、プライマリ系の慣性トルクg
iが算出されている。そこで、アクセル踏込みの発進時
には、エンジントルクTe。In the secondary pressure control system, the engine torque Te is always estimated, the torque amplification factor t, and the inertia torque g of the primary system.
i has been calculated. Therefore, when starting by pressing the accelerator, the engine torque Te.
トルク増幅率tにより入力トルクTiが大きくなり、更
に必要セカンダリ圧Psuも増大することで、目標セカ
ンダリ圧Pssが大きい値になる。そして目標セカンダ
リ圧PSSに応じた低いソレノイド電流Isが、セカン
ダリ圧制御弁50の比例ソレノイド51に流れ、電磁力
により設定圧を高く定めるのであり、こうしてセカンダ
リ圧Psはドレン量を減じて高く制御される。そして発
進後に変速制御され、ロックアツプクラッチ15が係合
してトルク増幅率t−1になり、実変速比1に応じて必
要セカンダリ圧Psuが減じ、車速上昇に伴いエンジン
トルクTeが低下操作されると、目標セカンダリ圧Ps
sは急激に小さくなる。このため、ソレノイド電流Is
は急増してセカンダリ圧制御弁50の設定圧は順次小さ
くなり、セカンダリ圧Psが低下制御される。こうして
、常に伝達トルクに対しベルトスリップしない最小限の
プーリ押付力を確保するように最適制御される。The input torque Ti increases due to the torque amplification factor t, and the required secondary pressure Psu also increases, so that the target secondary pressure Pss becomes a large value. Then, a low solenoid current Is corresponding to the target secondary pressure PSS flows to the proportional solenoid 51 of the secondary pressure control valve 50, and the set pressure is set high by electromagnetic force.In this way, the secondary pressure Ps is controlled high by reducing the drain amount. Ru. Then, after the vehicle starts, the gear shift is controlled, the lock-up clutch 15 is engaged, the torque amplification factor becomes t-1, the necessary secondary pressure Psu is reduced according to the actual gear ratio 1, and the engine torque Te is operated to decrease as the vehicle speed increases. Then, the target secondary pressure Ps
s decreases rapidly. Therefore, the solenoid current Is
increases rapidly, and the set pressure of the secondary pressure control valve 50 gradually decreases, and the secondary pressure Ps is controlled to decrease. In this way, optimal control is performed to always ensure the minimum pulley pressing force that does not cause belt slip in relation to the transmitted torque.
上記セカンダリ圧Psはプライマリ圧制御弁60に導か
れ、減圧作用でプライマリシリンダ21にプライマリ圧
Ppが生じ、このプライマリ圧Ppにより変速制御する
のであり、これを以下に述べる。The secondary pressure Ps is guided to the primary pressure control valve 60, and a primary pressure Pp is generated in the primary cylinder 21 by a pressure reducing action, and the speed change is controlled by this primary pressure Pp, which will be described below.
先ず、最大変速比iLの発進時には、油圧比制御系によ
りプライマリ圧制御弁60か最も減圧作用し、プライマ
リ圧Ppを最低レベルに保っている。First, when the vehicle starts moving at the maximum gear ratio iL, the primary pressure control valve 60 exerts the greatest pressure reducing effect by the hydraulic ratio control system, thereby maintaining the primary pressure Pp at the lowest level.
そして、運転および走行条件により目標変速比is<2
.5の変速開始条件が成立して、目標変速比isが順次
小さく設定されると、流量制御系でプーリ位置変化速度
de/dtが算出され、これに伴い変速圧ΔPpが生じ
て目標プライマリ圧Ppsを増加する。このためソレノ
イド電流?pは、徐々に減じてプライマリ圧制御弁60
で比例ソレノイド61の電磁力により設定圧が高くなり
、プライマリ圧Ppは順次高く制御される。そこで、ベ
ルト26はプライマリプーリ22の巻付は径が大きくな
る方に移行し、変速比の小さい高速段にアップシフトす
る。Then, depending on the driving and driving conditions, the target gear ratio is<2
.. When the shift start condition No. 5 is satisfied and the target gear ratio is is gradually set smaller, the flow rate control system calculates the pulley position change rate de/dt, and accordingly the shift pressure ΔPp is generated and the target primary pressure Pps increase. Solenoid current due to this? p gradually decreases to the primary pressure control valve 60.
The set pressure is increased by the electromagnetic force of the proportional solenoid 61, and the primary pressure Pp is successively controlled to be higher. Therefore, the belt 26 is wound around the primary pulley 22 so that its diameter becomes larger, and the belt 26 is upshifted to a high speed gear with a small gear ratio.
また変速制御により実変速比lが小さくなると、油圧比
制御系の油圧比制御系87で油圧比Kpが増大設定され
、セカンダリ圧Psに対する必要プライマリ圧PPDの
割合を増大する。そしてプライマリ圧PPDにより目標
プライマリ圧Ppsを増し、プライマリ圧Ppのレベル
を増大保持するのであり、こうしてアップシフトにより
実変速比iが小さくなる毎に、油圧比制御系でその実変
速比iを維持するようなレベルにプライマリ圧ppが順
次増大制御される。また入力トルクTiが例えば増大す
ると、トルク比算出部86てトルク比KTが大きい値に
なり、これにより油圧比Kpの値も増す。そこで、プラ
イマリ圧Ppは増大補正されて、入力トルクTIの増大
によるダウンシフト傾向を防止するように修正される。Further, when the actual speed ratio l becomes smaller due to the speed change control, the oil pressure ratio Kp is set to be increased in the oil pressure ratio control system 87 of the oil pressure ratio control system, and the ratio of the required primary pressure PPD to the secondary pressure Ps is increased. Then, the target primary pressure Pps is increased by the primary pressure PPD, and the level of the primary pressure Pp is increased and maintained.In this way, each time the actual gear ratio i becomes smaller due to an upshift, the actual gear ratio i is maintained by the hydraulic ratio control system. The primary pressure pp is controlled to increase sequentially to such a level. Further, when the input torque Ti increases, for example, the torque ratio KT becomes a large value in the torque ratio calculating section 86, and thereby the value of the oil pressure ratio Kp also increases. Therefore, the primary pressure Pp is corrected to increase so as to prevent a downshift tendency due to an increase in the input torque TI.
そして目標変速比isが最小変速比iH(例えば0.5
)に達して、目標プライマリ圧Ppsが最高レベルに設
定されると、ソレノイド電流ipは最も小さくなってプ
ライマリ圧制御弁60の設定圧を最大にすることで、プ
ライマリ圧Ppは最も高く制御される。このとき、実変
速比iも目標変速比isに追従して最小変速比jHにな
ると、これ以降は油圧比制御系の油圧比Kp、必要プラ
イマリ圧PPDにより目標プライマリ圧Ppsか最高レ
ベルに設定されて、プライマリ圧ppは高い状態に保持
されて最小変速比i、を保つ。Then, the target gear ratio is is set to the minimum gear ratio iH (for example, 0.5
) and the target primary pressure Pps is set to the highest level, the solenoid current ip becomes the smallest and the set pressure of the primary pressure control valve 60 is maximized, thereby controlling the primary pressure Pp to the highest level. . At this time, when the actual gear ratio i also follows the target gear ratio is and reaches the minimum gear ratio jH, from this point on, the target primary pressure Pps is set to the highest level by the oil pressure ratio Kp of the oil pressure ratio control system and the required primary pressure PPD. Therefore, the primary pressure pp is kept high to maintain the minimum gear ratio i.
一方、アクセル踏込み、または車速低下により目標変速
比isO値が大きくなると、変速圧力ΔPpの減算によ
り目標プライマリ圧Ppsは低いレベルになる。このた
め、ソレノイド電流1pは逆に増加して、プライマリ圧
制御弁60で減圧によリプライマリ圧Ppか低レベルに
制御されるのであり、これによりベルト26は再びセカ
ンダリプーリ25の方に移行してダウンシフトする。こ
のダウンシフトの場合も、実変速比iの増大に応じ油圧
比制御系で油圧比Kp、必要プライマリ圧PPDにより
目標プライマリ圧Ppsの値が減じ、実変速比iを維持
するのに必要なレベルにプライマリ圧Ppか順次減少制
御される。On the other hand, when the target gear ratio isO value increases due to depression of the accelerator or a decrease in vehicle speed, the target primary pressure Pps becomes a low level due to subtraction of the shift pressure ΔPp. Therefore, the solenoid current 1p increases conversely, and the primary pressure control valve 60 reduces the pressure to control the reprimary pressure Pp to a low level, thereby causing the belt 26 to move toward the secondary pulley 25 again. downshift. In the case of this downshift as well, as the actual gear ratio i increases, the target primary pressure Pps is reduced by the oil pressure ratio Kp and the required primary pressure PPD in the hydraulic ratio control system to the level necessary to maintain the actual gear ratio i. The primary pressure Pp is sequentially controlled to decrease.
こうして、最大変速比]L+最小変速比iHの変速全域
で、油圧比制御系と流量制御系とによりプライマリ圧P
pが可変にされ、これに基づきアップシフトまたはダウ
ンシフトして変速制御されるのである。In this way, the primary pressure P
p is made variable, and based on this variable, the speed change is controlled by upshifting or downshifting.
一方、上述の変速制御による車両の停車または走行時に
、常に油温T。と共に粘性によるバルブのフリクション
の状態が変化するので、油温センサ101によりフリク
ションの状態が検出されている。そしてエンジン始動直
後のように油温T。か低い場合、ディザ印加部+00に
よりソレノイド電流Is、Ipに振幅りの大きいディザ
が印加される。そこで、セカンダリ圧制御弁50.プラ
イマリ制御井60は、振幅りの大きい状態で振動しなが
らスプールを動作することになり、このためオイル粘性
によりフリクションが大きい状態でも滑らかな動作性が
確保され、ヒステリシスを低減する。On the other hand, when the vehicle is stopped or running under the above-mentioned speed change control, the oil temperature is always T. At the same time, the state of friction of the valve due to viscosity changes, so the state of friction is detected by the oil temperature sensor 101. And the oil temperature is T, as it is just after the engine starts. If the voltage is low, dither with a large amplitude is applied to the solenoid currents Is and Ip by the dither applying section +00. Therefore, the secondary pressure control valve 50. The primary control well 60 operates the spool while vibrating with a large amplitude, thus ensuring smooth operability even when friction is large due to oil viscosity and reducing hysteresis.
また油温T。が高くなると、ソレノイド電流Is。Also oil temperature T. As the solenoid current Is increases.
Ipに周波数Fの大きいディザが印加されるため、今度
はセカンダリ圧制御弁50.プライマリ圧制御井60が
高周波で振動しながらスプールを動作する。Since dither with a large frequency F is applied to Ip, the secondary pressure control valve 50. The primary pressure control well 60 operates the spool while vibrating at high frequency.
そこで、フリクションの小さい状態において油圧脈動が
生じることなく、滑らかな動作性と共にヒステリシスの
低減が図られる。こうして、常にバルブのヒステリシス
が効果的に低減されることで、セカンダリ圧制御弁50
.プライマリ圧制御弁60てはソレノイド電流Is、
Ipによりセカンダリ圧Ps、プライマリ圧Ppが正
確に制御されることになる。Therefore, in a state where friction is small, hydraulic pulsation does not occur, and smooth operability and hysteresis are reduced. In this way, the hysteresis of the valve is effectively reduced at all times, so that the secondary pressure control valve 50
.. The primary pressure control valve 60 has a solenoid current Is,
The secondary pressure Ps and primary pressure Pp are accurately controlled by Ip.
以上、本発明の実施例について述べたが、アナログ的電
気信号の制御弁であればいずれの構造にも同様に適用し
得る。Although the embodiments of the present invention have been described above, the present invention can be similarly applied to any structure as long as it is an analog electric signal control valve.
以上述べてきたように、本発明によれば、無段変速機の
油圧制御系に電流制御等のセカンダリ圧制御弁、プライ
マリ圧制御弁を設け、ソレノイド電流等の電気信号にデ
ィザを印加する電子制御方式において、油温に対しディ
ザの周波数と振幅との2つの要素を可変にして対処する
ので、オイル粘性のスプールのフリクションに対するバ
ルブのヒステリシスを有効に低減することができ、制御
性等が向上し、振動騒音を低減し得る。As described above, according to the present invention, a secondary pressure control valve such as a current control valve and a primary pressure control valve are provided in the hydraulic control system of a continuously variable transmission, and an electronic control valve that applies dither to an electrical signal such as a solenoid current is provided. In the control method, the two elements of dither frequency and amplitude are made variable to deal with the oil temperature, so it is possible to effectively reduce valve hysteresis due to spool friction due to oil viscosity, improving controllability, etc. and can reduce vibration noise.
さらに、油温の低い場合はディザの振幅により、バルブ
ヒステリシス低減の効果か大きい。Furthermore, when the oil temperature is low, the effect of reducing valve hysteresis is large due to the dither amplitude.
また、油温の高い場合は主としてディザの周波数により
、油圧脈動を抑えながらバルブのヒステリシスを低減し
得る。Further, when the oil temperature is high, the hysteresis of the valve can be reduced while suppressing hydraulic pulsation mainly by the dither frequency.
第1図は本発明の無段変速機の制御装置の実施例を示す
電子制御系のブロック図、
第2図は無段変速機の駆動系と油圧制御系の全体構成図
、
第3図は油温に対するディザの周波数と振幅との関係を
示す図である。Fig. 1 is a block diagram of an electronic control system showing an embodiment of the control device for a continuously variable transmission of the present invention, Fig. 2 is an overall configuration diagram of the drive system and hydraulic control system of the continuously variable transmission, and Fig. 3 is FIG. 3 is a diagram showing the relationship between dither frequency and amplitude with respect to oil temperature.
Claims (2)
セカンダリ圧,プライマリ圧を制御する制御弁を設けた
制御系において、 上記電気信号にディザを加えるディザ印加手段を有し、 油温等の信号を上記ディザ印加手段に入力して、油温に
対しディザの周波数と振幅とを可変にすることを特徴と
する無段変速機の制御装置。(1) In a control system in which a hydraulic control system is provided with a control valve that controls at least secondary pressure and primary pressure using electrical signals such as current, the control system includes a dither applying means that applies dither to the electrical signal, and a signal such as oil temperature is provided. A control device for a continuously variable transmission, characterized in that the frequency and amplitude of the dither are made variable with respect to the oil temperature by inputting the dither to the dither applying means.
幅は油温に対し減少関数で定めることを特徴とする請求
項(1)記載の無段変速機の制御装置。(2) The control device for a continuously variable transmission according to claim (1), wherein the frequency of the dither is determined by an increasing function with respect to the oil temperature, and the amplitude is determined by a decreasing function with respect to the oil temperature.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2008718A JPH03213763A (en) | 1990-01-18 | 1990-01-18 | Control device for continuously variable transmission |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2008718A JPH03213763A (en) | 1990-01-18 | 1990-01-18 | Control device for continuously variable transmission |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH03213763A true JPH03213763A (en) | 1991-09-19 |
Family
ID=11700725
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2008718A Pending JPH03213763A (en) | 1990-01-18 | 1990-01-18 | Control device for continuously variable transmission |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPH03213763A (en) |
Cited By (6)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH11287351A (en) * | 1998-04-01 | 1999-10-19 | Tosok Corp | Proportional solenoid valve driving device |
US7192005B2 (en) | 2004-07-15 | 2007-03-20 | Ford Global Technologies, Llc | Control method and controller for a solenoid-operated electrohydraulic control valve |
EP1375840A3 (en) * | 2002-06-17 | 2008-03-19 | BorgWarner Inc. | Improved control method for electro-hydraulic control valves over temperature range |
JP2008167507A (en) * | 2006-12-27 | 2008-07-17 | Honda Motor Co Ltd | Motor control device |
WO2018016518A1 (en) * | 2016-07-19 | 2018-01-25 | ジヤトコ株式会社 | Pressure regulation valve control device |
WO2018189732A1 (en) | 2017-04-14 | 2018-10-18 | Eaton Intelligent Power Limited | Motor control method to improve cold response time in a motor pump hydraulic system |
Citations (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH01199079A (en) * | 1988-02-02 | 1989-08-10 | Nissan Motor Co Ltd | Control device for electromagnetically proportional control valve |
JPH01216179A (en) * | 1988-02-23 | 1989-08-30 | Kayaba Ind Co Ltd | Control device for proportional solenoid valve |
-
1990
- 1990-01-18 JP JP2008718A patent/JPH03213763A/en active Pending
Patent Citations (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH01199079A (en) * | 1988-02-02 | 1989-08-10 | Nissan Motor Co Ltd | Control device for electromagnetically proportional control valve |
JPH01216179A (en) * | 1988-02-23 | 1989-08-30 | Kayaba Ind Co Ltd | Control device for proportional solenoid valve |
Cited By (10)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH11287351A (en) * | 1998-04-01 | 1999-10-19 | Tosok Corp | Proportional solenoid valve driving device |
EP1375840A3 (en) * | 2002-06-17 | 2008-03-19 | BorgWarner Inc. | Improved control method for electro-hydraulic control valves over temperature range |
US7192005B2 (en) | 2004-07-15 | 2007-03-20 | Ford Global Technologies, Llc | Control method and controller for a solenoid-operated electrohydraulic control valve |
JP2008167507A (en) * | 2006-12-27 | 2008-07-17 | Honda Motor Co Ltd | Motor control device |
WO2018016518A1 (en) * | 2016-07-19 | 2018-01-25 | ジヤトコ株式会社 | Pressure regulation valve control device |
CN109477569A (en) * | 2016-07-19 | 2019-03-15 | 加特可株式会社 | The control device of pressure regulator valve |
JPWO2018016518A1 (en) * | 2016-07-19 | 2019-03-28 | ジヤトコ株式会社 | Control device for pressure regulating valve |
WO2018189732A1 (en) | 2017-04-14 | 2018-10-18 | Eaton Intelligent Power Limited | Motor control method to improve cold response time in a motor pump hydraulic system |
US10837548B2 (en) | 2017-04-14 | 2020-11-17 | Eaton Intelligent Power Limited | Motor control method to improve cold response time in a motor pump hydraulic system |
DE112018001409B4 (en) | 2017-04-14 | 2021-12-30 | Eaton Intelligent Power Limited | MOTOR CONTROL PROCESS TO IMPROVE THE COLD RESPONSE TIME IN A MOTOR PUMP HYDRAULIC SYSTEM |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
US4459879A (en) | Torque ratio control device for a V-belt type continuously variable transmission for vehicles | |
US4462277A (en) | Hydraulic regulator for a V-belt type continuously variable transmission for vehicles | |
US4476746A (en) | Hydraulic regulator for a V-belt type continuously variable transmission for vehicles | |
US5334102A (en) | Control system for continuously variable transmission | |
US4470117A (en) | Control system for a continuously variable transmission for vehicles | |
JPH03172667A (en) | Control device for continuously variable transmission | |
JP2900286B2 (en) | Control device for continuously variable transmission | |
JPH09280332A (en) | Transmission control device for continuously variable transmission | |
JP3517299B2 (en) | Control device for continuously variable transmission | |
JP2987167B2 (en) | Control device for continuously variable transmission | |
US4419910A (en) | Shift control mechanism in an automatic transmission for vehicles | |
JPH03213763A (en) | Control device for continuously variable transmission | |
JP2813671B2 (en) | Control device for continuously variable transmission | |
JPH0554581B2 (en) | ||
JP3223768B2 (en) | Gear ratio control device for continuously variable transmission | |
JP2012072801A (en) | Shift control device of continuously variable transmission for vehicle | |
JP3194972B2 (en) | Control device for continuously variable transmission | |
JP3104975B2 (en) | Control device for continuously variable transmission | |
JP2901680B2 (en) | Control device for continuously variable transmission | |
JP2869468B2 (en) | Control device for continuously variable transmission | |
JP2855219B2 (en) | Control device for continuously variable transmission | |
JP2950872B2 (en) | Control device for continuously variable transmission | |
JP2869470B2 (en) | Control device for continuously variable transmission | |
JP2855218B2 (en) | Control device for continuously variable transmission | |
JP2855217B2 (en) | Control device for continuously variable transmission |