JPH04285361A - Control device for belt type continuously variable transmission for vehicle - Google Patents
Control device for belt type continuously variable transmission for vehicleInfo
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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- Control Of Transmission Device (AREA)
Abstract
Description
【0001】0001
【産業上の利用分野】本発明は、車両用ベルト式無段変
速機の制御装置に関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle.
【0002】0002
【従来の技術】伝動ベルトが巻き掛けられた一対の可変
プーリを備え、それら可変プーリの有効径が変化させら
れることによりエンジンの回転を無段階に変速して駆動
輪へ伝達する車両用ベルト式無段変速機において、入力
トルクに対応するスロットル弁開度および変速比に応じ
て伝動ベルトの挟圧力を制御する形式の車両用ベルト式
無段変速機の制御装置が知られている。たとえば、特開
昭64−49753号公報に記載されたものがそれであ
る。[Prior Art] A belt type vehicle is equipped with a pair of variable pulleys around which a transmission belt is wound, and by changing the effective diameter of the variable pulleys, the speed of the engine is continuously variable and transmitted to the drive wheels. 2. Description of the Related Art In continuously variable transmissions, there is known a control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle that controls the squeezing force of a power transmission belt according to a throttle valve opening corresponding to an input torque and a gear ratio. For example, the one described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 64-49753 is one such example.
【0003】0003
【発明が解決しようとする課題】ところで、上記のよう
な従来の車両用ベルト式無段変速機の制御装置では、伝
動ベルトのすべりが発生しない範囲で挟圧力が小さくな
るように、その挟圧力を達成させるライン油圧がスロッ
トル弁開度および変速比に応じて最適に制御され、動力
損失が低減されるとともに伝動ベルトの耐久性が高めら
れている。しかしながら、上記のように伝動ベルトの挟
圧力が制御される状況下では、たとえば凹凸の激しい悪
路などにおいて駆動輪が瞬間的なスリップおよびグリッ
プを繰り返しながら走行する場合には、駆動輪が路面と
のグリップを急に取り戻したときに伝動ベルトのすべり
が発生するおそれがあった。すなわち、駆動輪がスリッ
プしている間には、エンジン、クラッチやトルクコンバ
ータなどの伝動継手、一次側および二次側プーリ、車軸
などの回転速度が急激に増大するが、駆動輪が路面にグ
リップされると、駆動輪が静止摩擦状態となってそれま
での回転が急激に低下するので、その回転の急低下によ
り発生する回転慣性力がエンジンの出力トルクに付加さ
れた状態となり、伝動ベルトに比較的大きな伝達トルク
が繰り返し加えられることになるのである。[Problems to be Solved by the Invention] However, in the conventional control device for a belt-type continuously variable transmission for vehicles as described above, the clamping force is adjusted so that the clamping force is small within a range where no slipping of the transmission belt occurs. The line oil pressure that achieves this is optimally controlled according to the throttle valve opening and gear ratio, reducing power loss and increasing the durability of the transmission belt. However, under conditions where the clamping force of the power transmission belt is controlled as described above, if the drive wheels repeatedly slip and grip momentarily on a rough, uneven road, for example, the drive wheels may contact the road surface. There was a risk that the transmission belt might slip when the grip was suddenly regained. In other words, while the drive wheels are slipping, the rotational speeds of the engine, transmission joints such as clutches and torque converters, primary and secondary pulleys, axles, etc. increase rapidly, but the drive wheels are unable to grip the road surface. When this occurs, the drive wheels become in a state of static friction and the previous rotation rapidly decreases, and the rotational inertia generated by this sudden decrease in rotation becomes added to the engine's output torque, causing the transmission belt to A relatively large transmission torque will be applied repeatedly.
【0004】本発明は以上の事情を背景として為された
ものであり、その目的とするところは、駆動輪がスリッ
プおよびグリップを繰り返しながら走行する場合でも伝
動ベルトのすべりを発生させない車両用ベルト式無段変
速機の制御装置を提供することにある。The present invention was made against the background of the above-mentioned circumstances, and its object is to provide a vehicle belt type vehicle in which the transmission belt does not slip even when the driving wheels repeatedly slip and grip. An object of the present invention is to provide a control device for a continuously variable transmission.
【0005】[0005]
【課題を解決するための手段】斯る目的を達成するため
の、本発明の要旨とするところは、伝動ベルトが巻き掛
けられた一対の可変プーリを備え、それら可変プーリの
有効径が変化させられることによりエンジンの回転を無
段階に変速して駆動輪へ伝達する車両用ベルト式無段変
速機において、入力トルクおよび変速比に応じてその伝
動ベルトの挟圧力を制御する形式の車両用ベルト式無段
変速機の制御装置であって、(a) 前記駆動輪の回転
加速度を連続的に求める駆動輪回転加速度検出手段と、
(b) その駆動輪回転加速度検出手段より求められた
前記駆動輪の回転加速度の変化幅を決定する変化幅決定
手段と、(c) その変化幅決定手段により決定された
前記駆動輪の回転加速度の変化幅が予め定められた判断
基準値を超えた場合には、前記ベルト挟圧力を増加させ
るベルト挟圧力増加手段とを、含むことにある。[Means for Solving the Problems] The gist of the present invention to achieve the above object is to provide a pair of variable pulleys around which a transmission belt is wound, and to change the effective diameter of the variable pulleys. A vehicle belt that controls the clamping force of the transmission belt according to the input torque and gear ratio in a vehicle belt-type continuously variable transmission that changes engine rotation steplessly and transmits the engine rotation to the drive wheels. A control device for a continuously variable transmission, comprising: (a) drive wheel rotational acceleration detection means for continuously determining rotational acceleration of the drive wheel;
(b) a change width determining means for determining a change width of the rotational acceleration of the drive wheel determined by the drive wheel rotational acceleration detection means; and (c) a rotational acceleration of the drive wheel determined by the change width determination means. and a belt clamping force increasing means for increasing the belt clamping force when the range of change exceeds a predetermined judgment reference value.
【0006】[0006]
【作用】このようにすれば、駆動輪回転加速度検出手段
によって求められた駆動輪の回転加速度の変化幅が変化
幅決定手段により決定され、その駆動輪の回転加速度の
変化幅が予め定められた判断基準値を超えた場合には、
ベルト挟圧力増加手段によりベルト挟圧力が増加させら
れる。[Operation] By doing this, the range of change in the rotational acceleration of the drive wheel determined by the drive wheel rotational acceleration detection means is determined by the range of change determination means, and the range of change in the rotational acceleration of the drive wheel is determined in advance. If the criterion value is exceeded,
The belt clamping force is increased by the belt clamping force increasing means.
【0007】[0007]
【発明の効果】したがって、駆動輪の瞬間的なスリップ
およびグリップの繰り返しに関連して伝動ベルトに比較
的大きな伝達トルクが繰り返し加えられる走行状態でも
、ベルト挟圧力増加手段により伝動ベルトのベルト挟圧
力が増加させられているので、伝動ベルトのすべりが好
適に防止されるのである。[Effects of the Invention] Therefore, even in a running state where a relatively large transmission torque is repeatedly applied to the transmission belt due to repeated instantaneous slips and grips of the drive wheels, the belt clamping force of the transmission belt is reduced by the belt clamping force increasing means. is increased, so slippage of the transmission belt is suitably prevented.
【0008】[0008]
【実施例】以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳
細に説明する。図1は、本発明の一実施例が適用される
ベルト式無段変速機を含む車両用動力伝達装置を示す骨
子図である。図において、エンジン10の動力はロック
アップクラッチ付トルクコンバータ12、前後進切換装
置14、ベルト式無段変速機(以下、CVTという)1
6、減速ギヤ装置18、および差動歯車装置20を経て
車軸22に連結された駆動輪24へ伝達されるようにな
っている。DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS An embodiment of the present invention will be described below in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is a schematic diagram showing a vehicle power transmission device including a belt type continuously variable transmission to which an embodiment of the present invention is applied. In the figure, the power of an engine 10 is transmitted through a torque converter 12 with a lock-up clutch, a forward/reverse switching device 14, and a belt-type continuously variable transmission (hereinafter referred to as CVT) 1.
6, a reduction gear device 18, and a differential gear device 20 to be transmitted to drive wheels 24 connected to an axle 22.
【0009】上記トルクコンバータ12は、エンジン1
0のクランク軸26と接続されているポンプ翼車28と
、上記クランク軸26と後段の前後進切換装置14の中
心軸54との間においてそれらと同心に設けられたコン
バータ出力軸32に固定されポンプ翼車28からのオイ
ルを受けて回転させられるタービン翼車34と、一方向
クラッチ36を介して非回転部材に固定されたステータ
翼車38と、ダンパ40を介してコンバータ出力軸32
に固定されたロックアップクラッチ42とを備え、ロッ
クアップクラッチ42の非係合状態では、入出力回転速
度比に応じた増幅率でトルクを伝達するようになってい
る。上記ロックアップクラッチ42は、たとえば車速、
エンジン回転速度、またはタービン翼車34の回転速度
が所定値以上になると作動させられて、クランク軸26
とコンバータ出力軸32とを直結状態にするものである
。The torque converter 12 is connected to the engine 1.
The converter output shaft 32 is fixed to a pump impeller 28 connected to the crankshaft 26 of No. 0, and a converter output shaft 32 provided concentrically between the crankshaft 26 and the central shaft 54 of the rear-stage forward/reverse switching device 14. A turbine impeller 34 receives oil from the pump impeller 28 and is rotated; a stator impeller 38 is fixed to a non-rotating member via a one-way clutch 36; and a converter output shaft 32 via a damper 40.
A lock-up clutch 42 is fixed to the lock-up clutch 42, and when the lock-up clutch 42 is not engaged, torque is transmitted at an amplification factor corresponding to the input/output rotational speed ratio. The lock-up clutch 42 is configured such that, for example, the vehicle speed
When the engine rotational speed or the rotational speed of the turbine impeller 34 exceeds a predetermined value, the crankshaft 26 is activated.
This directly connects the converter output shaft 32 and the converter output shaft 32.
【0010】前後進切換装置14は、後述のシフトレバ
ー126の操作位置に従って前進ギヤ段または後進ギヤ
段に択一的に切り換えられるダブルピニオン型の遊星歯
車装置であって、コンバータ出力軸32とCVT16の
入力軸44との間において同心的に設けられている。こ
の遊星歯車装置は、前後進切換装置14の入力軸として
機能するコンバータ出力軸32に固定されたサンギヤ4
6と、このサンギヤ46と同心に設けられたリングギヤ
48と、それらリングギヤ48およびサンギヤ46の一
方および他方と噛み合い且つ互いに噛み合う一対の遊星
ギヤ50および52と、サンギヤ46およびリングギヤ
48と同心に設けられた中心軸54とこの中心軸54か
ら外周側へ延びるフランジ部56とこのフランジ部56
から上記中心軸54の軸心と平行な方向へ立設されて一
対の遊星ギヤ50および52を回転可能に支持するキャ
リヤピン58とを有するキャリヤ60とを備えている。
さらに、この遊星歯車装置は、コンバータ出力軸32と
キャリヤ60との間を連結するための前進クラッチ62
と、リングギヤ48と位置固定のハウジング63との間
を連結するための後進ブレーキ64とを備えている。し
たがって、前進クラッチ62が係合させられると、コン
バータ出力軸32とキャリヤ60との間が連結されて、
コンバータ出力軸32と中心軸54とが一体的に回転す
るので、CVT16以下が前進方向へ回転させられる。
反対に、上記前進クラッチ62に替えて後進ブレーキ6
4が係合させられると、ハウジング63とリングギヤ4
8との間が連結されてリングギヤ48が非回転状態とさ
れるので、コンバータ出力軸32に対して中心軸54が
反対方向に回転させられ、CVT16以下が後進方向へ
回転させられる。The forward/reverse switching device 14 is a double pinion type planetary gear device that is selectively switched to a forward gear or a reverse gear depending on the operating position of a shift lever 126, which will be described later. It is provided concentrically with the input shaft 44 of. This planetary gear device includes a sun gear 4 fixed to a converter output shaft 32 that functions as an input shaft of a forward/reverse switching device 14.
6, a ring gear 48 provided concentrically with the sun gear 46, a pair of planet gears 50 and 52 that mesh with one and the other of the ring gear 48 and the sun gear 46, and mesh with each other, and a ring gear 48 provided concentrically with the sun gear 46 and the ring gear 48. a central shaft 54, a flange portion 56 extending from the central shaft 54 toward the outer circumference, and a flange portion 56;
and a carrier pin 58 that is erected in a direction parallel to the axis of the central shaft 54 and rotatably supports the pair of planetary gears 50 and 52. Further, this planetary gear device includes a forward clutch 62 for coupling between the converter output shaft 32 and the carrier 60.
and a reverse brake 64 for connecting the ring gear 48 and the fixed housing 63. Therefore, when forward clutch 62 is engaged, converter output shaft 32 and carrier 60 are connected, and
Since converter output shaft 32 and center shaft 54 rotate integrally, CVT 16 and below are rotated in the forward direction. On the contrary, the reverse brake 6 is used instead of the forward clutch 62.
4 is engaged, the housing 63 and the ring gear 4 are engaged.
Since the ring gear 48 is in a non-rotating state, the central shaft 54 is rotated in the opposite direction to the converter output shaft 32, and the CVT 16 and below are rotated in the reverse direction.
【0011】CVT16は、その入力軸44および出力
軸45にそれぞれ設けられた可変プーリ66および68
と、それら可変プーリ66および68に巻き掛けられた
伝動ベルト70とを備えている。この伝動ベルト70は
、たとえば特開昭61−116146号公報、特開平2
−62445号公報に記載されているように、可変プー
リ66および68のV溝の内壁面により挟圧されるベル
トブロックが無端環状のフープ或いはチェーンに沿って
多数連設されることにより構成されている。可変プーリ
66および68は、入力軸44および出力軸45にそれ
ぞれ固定された固定回転体72および74と、入力軸4
4および出力軸45にそれぞれ軸方向の移動可能かつ軸
回りの相対回転不能に設けられた可動回転体76および
78とから成り、可動回転体76および78が油圧アク
チュエータとして機能する油圧シリンダ80および82
によって移動させられることによりV溝幅すなわち伝動
ベルト70の掛り径(有効径)が変更されて、CVT1
6の変速比γ(=入力軸44の回転速度Nin/出力軸
45の回転速度Nout )が変更されるようになって
いる。油圧シリンダ80は専ら変速比γを変更するため
に作動させられ、油圧シリンダ82は専ら伝動ベルト7
0のすべりが生じない範囲で最小の挟圧力が得られるよ
うに作動させられる。なお、油圧ポンプ84は図示しな
いCVT油圧制御装置の油圧源を構成するものであって
、エンジン10とともに回転するポンプ翼車28により
常時回転駆動されるようになっている。The CVT 16 has variable pulleys 66 and 68 provided on its input shaft 44 and output shaft 45, respectively.
and a transmission belt 70 wound around the variable pulleys 66 and 68. This transmission belt 70 is disclosed in, for example, Japanese Patent Application Laid-open No. 61-116146,
As described in Japanese Patent No. 62445, the belt block is composed of a large number of belt blocks which are pressed by the inner wall surfaces of the V grooves of the variable pulleys 66 and 68 and are arranged in series along an endless annular hoop or chain. There is. The variable pulleys 66 and 68 are connected to fixed rotating bodies 72 and 74 fixed to the input shaft 44 and output shaft 45, respectively, and to the input shaft 4.
Hydraulic cylinders 80 and 82 consist of movable rotary bodies 76 and 78 provided on the output shaft 4 and the output shaft 45, respectively, so as to be movable in the axial direction but not relatively rotatable around the axis, and the movable rotary bodies 76 and 78 function as hydraulic actuators.
By moving the CVT1, the V groove width, that is, the hanging diameter (effective diameter) of the transmission belt 70 is changed.
6 (=rotational speed Nin of input shaft 44/rotational speed Nout of output shaft 45) is changed. The hydraulic cylinder 80 is operated exclusively to change the gear ratio γ, and the hydraulic cylinder 82 is operated exclusively to change the transmission belt 7.
It is operated so that the minimum clamping force is obtained within a range where no slippage occurs. The hydraulic pump 84 constitutes a hydraulic power source of a CVT hydraulic control device (not shown), and is constantly driven to rotate by a pump impeller 28 that rotates together with the engine 10.
【0012】CVT16の出力軸45には、出力歯車と
して機能する第1歯車86が設けられている。また、第
1歯車86の軸心と平行な軸まわりに回転可能に設けら
れた回転軸88には、第1歯車86と噛み合う第2歯車
90とそれよりも小径の第3歯車92とが固設されてお
り、第3歯車92は差動歯車装置20の大径歯車94と
噛み合わされている。上記第1歯車86、第2歯車90
、および第3歯車92は、前記減速ギヤ装置18を構成
しているのである。差動歯車装置20は、車軸22の回
転軸心と直交する軸まわりに回転可能に支持され且つ大
径歯車94と一体的に回転する一対の差動小歯車96と
、この差動小歯車96と噛み合い且つ車軸22に連結さ
れた一対の差動大歯車98とを備えている。したがって
、減速ギヤ装置18から伝達された動力は、差動歯車装
置20において左右の車軸22へ均等に配分された後、
左右の駆動輪24へ伝達される。[0012] The output shaft 45 of the CVT 16 is provided with a first gear 86 that functions as an output gear. Further, a second gear 90 that meshes with the first gear 86 and a third gear 92 having a smaller diameter are fixed to a rotating shaft 88 that is rotatably provided around an axis parallel to the axis of the first gear 86. The third gear 92 is meshed with the large diameter gear 94 of the differential gear 20 . The first gear 86 and the second gear 90
, and the third gear 92 constitute the reduction gear device 18. The differential gear device 20 includes a pair of differential small gears 96 that are rotatably supported around an axis perpendicular to the rotational axis of the axle 22 and rotate integrally with the large diameter gear 94, and the differential small gears 96. and a pair of differential large gears 98 that mesh with the axle shaft 22 and are connected to the axle shaft 22. Therefore, after the power transmitted from the reduction gear device 18 is equally distributed to the left and right axles 22 in the differential gear device 20,
The signal is transmitted to the left and right drive wheels 24.
【0013】CVT用の電子制御装置110は、CPU
112、ROM114、RAM116、図示しないイン
ターフェースなどから成る所謂マイクロコンピュータで
あって、それには、駆動輪(前輪)24の回転速度を検
出する車速センサ118、CVT16の入力軸44およ
び出力軸45の回転速度をそれぞれ検出する入力軸回転
センサ120および出力軸回転センサ122、エンジン
10の吸気配管に設けられたスロットル弁開度を検出す
るスロットル弁開度センサ124、シフト操作レバー1
26の操作位置、すなわちL、S、D、N、R、Pレン
ジのいずれかを検出するための操作位置センサ128か
ら、車速SPDを表す信号、入力軸回転速度Ninを表
す信号、出力軸回転速度Nout を表す信号、スロッ
トル弁開度θthを表す信号、シフト操作レバー126
の操作位置Ps を表す信号がそれぞれ供給されるよう
になっている。上記電子制御装置110のCPU112
は、RAM116の一時記憶機能を利用しつつ予めRO
M114に記憶されたプログラムに従って入力信号を処
理し、油圧制御回路100内の第1電磁弁102、第2
電磁弁104、リニヤソレノイド弁106をそれぞれ制
御する。[0013] The electronic control unit 110 for CVT includes a CPU
112, a ROM 114, a RAM 116, an interface (not shown), and the like. an input shaft rotation sensor 120 and an output shaft rotation sensor 122 that detect the respective values, a throttle valve opening sensor 124 that detects the throttle valve opening provided in the intake pipe of the engine 10, and a shift operation lever 1.
A signal representing the vehicle speed SPD, a signal representing the input shaft rotation speed Nin, and an output shaft rotation are output from the operation position sensor 128 for detecting any of the 26 operation positions, that is, L, S, D, N, R, and P ranges. A signal representing the speed Nout, a signal representing the throttle valve opening θth, and a shift operation lever 126
A signal representing the operating position Ps of each is supplied. CPU 112 of the electronic control device 110
The RO is stored in advance using the temporary storage function of the RAM 116.
The input signal is processed according to the program stored in M114, and the first solenoid valve 102 and the second solenoid valve in the hydraulic control circuit 100 are
The solenoid valve 104 and the linear solenoid valve 106 are controlled respectively.
【0014】図2は上記油圧制御回路100の要部を示
しており、前記油圧ポンプ84はこの油圧制御回路10
0の油圧源である。油圧ポンプ84は図示しないオイル
タンク内へ還流した作動油をストレーナ140を介して
吸入し、また、戻し油路142を通して戻された作動油
を吸入して第1ライン油路144へ圧送する。本実施例
では、第1ライン油路144内の作動油がオーバーフロ
ー(リリーフ)型式の第1調圧弁146によって戻し油
路142およびロックアップクラッチ圧油路148へ漏
出させられることにより、第1ライン油路144内の第
1ライン油圧Pl1が調圧されるようになっている。ま
た、減圧弁型式の第2調圧弁150によって第1ライン
油圧Pl1が減圧されることにより第2ライン油路15
2内の第2ライン油圧Pl2が調圧されるようになって
いる。なお、上記第1ライン油路144には、所定圧以
上の異常昇圧を防止するためのリリーフ弁154が設け
られている。FIG. 2 shows the main parts of the hydraulic control circuit 100, and the hydraulic pump 84 is connected to the hydraulic control circuit 10.
0 oil pressure source. The hydraulic pump 84 sucks the hydraulic oil that has returned to an oil tank (not shown) through the strainer 140, and also sucks the hydraulic oil that has been returned through the return oil passage 142 and pumps it to the first line oil passage 144. In this embodiment, the hydraulic oil in the first line oil passage 144 is leaked to the return oil passage 142 and the lock-up clutch pressure oil passage 148 by the overflow (relief) type first pressure regulating valve 146, so that the hydraulic oil in the first line oil passage 144 is The first line oil pressure Pl1 in the oil passage 144 is regulated. In addition, as the first line oil pressure Pl1 is reduced by the second pressure regulating valve 150 of the pressure reducing valve type, the second line oil passage 15
The second line oil pressure Pl2 in the second line is regulated. Note that the first line oil passage 144 is provided with a relief valve 154 for preventing an abnormal pressure increase above a predetermined pressure.
【0015】上記第2調圧弁150は、第1ライン油路
144と第2ライン油路152との間を開閉するスプー
ル弁子160、スプリングシート162、リターンスプ
リング164、プランジャ166を備えている。また、
スプール弁子160の軸端には、順に径が大きくなる第
1ランド168、第2ランド170、第3ランド172
が順次形成されている。第2ランド170と第3ランド
172との間には第2ライン油圧Pl2がフィードバッ
ク圧として絞り174を通して導入される油室176が
設けられており、スプール弁子160が第2ライン油圧
Pl2により閉弁方向へ付勢されるようになっている。
また、スプール弁子160の第1ランド168端面側に
は、絞り178を介して後述の変速比圧Pr が導かれ
る油室180が設けられており、スプール弁子160が
変速比圧Pr により閉弁方向へ付勢されるようになっ
ている。第2調圧弁150内においてはリターンスプリ
ング164の開弁方向の付勢力がスプリングシート16
2を介してスプール弁子160に付与されている。また
、スプール弁子160の第1ランド168と第2ランド
170との間にはリニヤソレノイド弁106から出力さ
れる信号圧PsolLが導入される油室182が設けら
れており、その信号圧PsolLによりスプール弁子1
60が閉弁方向へ付勢されるようになっている。さらに
、プランジャ166の端面側には後述のスロットル圧P
thを作用させるための油室184が設けられており、
スプール弁子160がこのスロットル圧Pthにより開
弁方向へ付勢されるようになっている。したがって、第
1ランド168の受圧面積(断面積)をA1 、第2ラ
ンド170の断面積をA2 、第3ランド172の断面
積をA3 、プランジャ166の小径ランド188の受
圧面積をA4 、リターンスプリング164の付勢力を
Wとすると、スプール弁子160は数式1が成立する位
置において平衡させられる。すなわち、スプール弁子1
60が数式1にしたがって移動させられることにより、
第1ライン油路144内の作動油が第2ライン油路15
2へ流入させられる状態と第2ライン油路152内の作
動油がドレンポートへ流出される状態とが繰り返されて
、第2ライン油圧Pl2が調圧させられるのである。上
記第2ライン油路152は比較的閉じられた系であるの
で、第2調圧弁150は上記のように相対的に高い油圧
である第1ライン油圧Pl1を減圧することにより第2
ライン油圧Pl1を図3に示すように発生させるのであ
る。なお、図3はスロットル圧Pr が一定である場合
の特性であって、折れ線は信号圧PsolLが零である
ときの調圧値(基本出力圧Pmec )を示し、曲線は
信号圧PsolLによって理想圧Popt に調圧され
たとき調圧値を示している。すなわち、上記信号圧Ps
olLは理想圧Popt を得るために基本出力圧Pm
ec からの低下させる値を制御するために供給される
のである。The second pressure regulating valve 150 includes a spool valve 160 that opens and closes between the first line oil passage 144 and the second line oil passage 152, a spring seat 162, a return spring 164, and a plunger 166. Also,
At the shaft end of the spool valve element 160, there are a first land 168, a second land 170, and a third land 172 whose diameters increase in order.
are formed sequentially. An oil chamber 176 is provided between the second land 170 and the third land 172, into which the second line hydraulic pressure Pl2 is introduced through the throttle 174 as feedback pressure, and the spool valve element 160 is closed by the second line hydraulic pressure Pl2. The valve is biased toward the valve. Further, an oil chamber 180 is provided on the end surface side of the first land 168 of the spool valve element 160, through which a gear ratio pressure Pr (described later) is guided through a throttle 178, and the spool valve element 160 is closed by the gear ratio pressure Pr. The valve is biased toward the valve. In the second pressure regulating valve 150, the biasing force of the return spring 164 in the valve opening direction is applied to the spring seat 16.
2 to the spool valve element 160. Further, an oil chamber 182 is provided between the first land 168 and the second land 170 of the spool valve 160, into which the signal pressure PsolL output from the linear solenoid valve 106 is introduced. Spool bento 1
60 is biased in the valve closing direction. Furthermore, the end surface side of the plunger 166 is provided with a throttle pressure P, which will be described later.
An oil chamber 184 for applying th is provided,
The spool valve element 160 is biased in the valve opening direction by this throttle pressure Pth. Therefore, the pressure receiving area (cross-sectional area) of the first land 168 is A1, the cross-sectional area of the second land 170 is A2, the cross-sectional area of the third land 172 is A3, the pressure receiving area of the small diameter land 188 of the plunger 166 is A4, and the return spring When the urging force of 164 is W, the spool valve 160 is balanced at a position where Equation 1 is satisfied. That is, spool valve 1
60 is moved according to formula 1, so that
The hydraulic oil in the first line oil passage 144 is transferred to the second line oil passage 15.
2 and the state in which the hydraulic oil in the second line oil passage 152 flows out to the drain port are repeated, and the second line oil pressure Pl2 is regulated. Since the second line oil passage 152 is a relatively closed system, the second pressure regulating valve 150 reduces the first line oil pressure Pl1, which is a relatively high oil pressure, as described above.
Line oil pressure Pl1 is generated as shown in FIG. Note that FIG. 3 shows the characteristics when the throttle pressure Pr is constant, and the line shows the pressure regulation value (basic output pressure Pmec) when the signal pressure PsolL is zero, and the curve shows the ideal pressure depending on the signal pressure PsolL. It shows the pressure regulation value when the pressure is regulated to Popt. That is, the signal pressure Ps
olL is the basic output pressure Pm to obtain the ideal pressure Popt.
It is supplied to control the decreasing value from ec.
【0016】[0016]
【数1】[Math 1]
【0017】第1調圧弁146は、スプール弁子200
、スプリングシート202、リターンスプリング204
、第1プランジャ206、およびその第1プランジャ2
06の第2ランド215と同径の第2プランジャ208
を備えている。スプール弁子200は、第1ライン油路
144と戻し油路142およびロックアップクラッチ圧
油路148との間を開閉するものであり、その第1ラン
ド212の端面にフィードバック圧としての第1ライン
油圧Pl1を絞り211を介して作用させるための油室
213が設けられており、この第1ライン油圧Pl1に
よりスプール弁子200が開弁方向へ付勢されるように
なっている。スプール弁子200と同軸に設けられた第
1プランジャ206の第1ランド214とそれよりも小
径の第2ランド215との間にはスロットル圧Pthを
導くための油室216が設けられており、また、第2ラ
ンド215と第2プランジャ208との間には一次側油
圧シリンダ80内の油圧Pinを分岐油路220を介し
て導くための油室217が設けられており、さらに第2
プランジャ208の端面には第2ライン油圧Pl2を導
くための油室218が設けられている。前記リターンス
プリング204の付勢力は、スプリングシート202を
介して閉弁方向にスプール弁子200に付与されている
ので、スプール弁子200の第1ランド212の受圧面
積をA5 、第1プランジャ206の第1ランド214
の断面積をA6 、第2ランド215および第2プラン
ジャ208の断面積をA7 、リターンスプリング20
4の付勢力をWとすると、スプール弁子200は数式2
が成立する位置において平衡させられ、第1ライン油圧
Pl1が調圧される。The first pressure regulating valve 146 has a spool valve 200
, spring seat 202, return spring 204
, the first plunger 206, and the first plunger 2
The second plunger 208 has the same diameter as the second land 215 of 06
It is equipped with The spool valve 200 opens and closes between the first line oil passage 144, the return oil passage 142, and the lock-up clutch pressure oil passage 148, and has a first line as feedback pressure on the end surface of the first land 212. An oil chamber 213 is provided for applying hydraulic pressure Pl1 through a throttle 211, and the spool valve element 200 is biased in the valve opening direction by this first line hydraulic pressure Pl1. An oil chamber 216 for guiding the throttle pressure Pth is provided between the first land 214 of the first plunger 206, which is provided coaxially with the spool valve element 200, and the second land 215, which has a smaller diameter. Further, an oil chamber 217 is provided between the second land 215 and the second plunger 208 for guiding the hydraulic pressure Pin in the primary side hydraulic cylinder 80 via a branch oil passage 220, and a second
An oil chamber 218 for guiding the second line oil pressure Pl2 is provided on the end face of the plunger 208. Since the biasing force of the return spring 204 is applied to the spool valve element 200 in the valve closing direction via the spring seat 202, the pressure receiving area of the first land 212 of the spool valve element 200 is A5, and the pressure receiving area of the first plunger 206 is 1st land 214
The cross-sectional area of the second land 215 and the second plunger 208 is A7, and the return spring 20 has a cross-sectional area of A6.
If the biasing force of 4 is W, the spool valve 200 is calculated by formula 2.
The first line oil pressure Pl1 is regulated at a position where the line oil pressure Pl1 is balanced.
【0018】[0018]
【数2】[Math 2]
【0019】上記第1調圧弁146においては、一次側
油圧シリンダ80内油圧Pinが第2ライン油圧Pl2
(定常状態ではPl2=二次側油圧シリンダ82内油圧
Pout ) よりも高い場合には、第1プランジャ2
06と第2プランジャ208との間が離間して上記一次
側油圧シリンダ80内油圧Pinによる推力がスプール
弁子200の閉弁方向に作用するが、一次側油圧シリン
ダ80内油圧Pinが第2ライン油圧Pl2よりも低い
場合には、第1プランジャ206と第2プランジャ20
8とが当接することから、上記第2プランジャ208の
端面に作用している第2ライン油圧Pl2による推力が
スプール弁子200の閉弁方向に作用する。すなわち、
一次側油圧シリンダ80内油圧Pinと第2ライン油圧
Pl2とを受ける第2プランジャ208がそれらの油圧
のうちの高い方の油圧に基づく作用力をスプール弁子2
00の閉弁方向に作用させるのである。これにより、正
トルク走行および負トルク走行においても最適の第1ラ
イン油圧が発生させられる。In the first pressure regulating valve 146, the hydraulic pressure Pin in the primary side hydraulic cylinder 80 is equal to the second line hydraulic pressure Pl2.
(In a steady state, Pl2 = secondary side hydraulic cylinder 82 internal hydraulic pressure Pout) If it is higher than the first plunger 2
06 and the second plunger 208 are separated, and the thrust by the hydraulic pressure Pin in the primary side hydraulic cylinder 80 acts in the valve closing direction of the spool valve element 200, but the hydraulic pressure Pin in the primary side hydraulic cylinder 80 is on the second line. When the oil pressure is lower than Pl2, the first plunger 206 and the second plunger 20
8 are in contact with each other, the thrust force due to the second line oil pressure Pl2 acting on the end surface of the second plunger 208 acts on the spool valve element 200 in the valve closing direction. That is,
The second plunger 208, which receives the hydraulic pressure Pin in the primary side hydraulic cylinder 80 and the second line hydraulic pressure Pl2, applies an operating force based on the higher of these hydraulic pressures to the spool valve element 2.
00 in the valve closing direction. As a result, the optimum first line oil pressure is generated even during positive torque driving and negative torque driving.
【0020】前記スロットル圧Pthは、要求出力、す
なわちエンジン10における実際のスロットル弁開度θ
thに対応したものであり、スロットル弁開度検知弁2
28によって発生させられる。また、変速比圧Pr は
CVT14の実際の変速比を表すものであり、変速比検
知弁232によって発生させられる。それらスロットル
弁開度検知弁228および変速比検知弁232は、たと
えば特開昭64−49749号公報に記載されたものと
同様に構成されており、スロットル弁開度検知弁228
は、エンジン10のスロットル弁とともに回転させられ
る図示しないカムのカム面に係合するプランジャ230
を備え、そのプランジャ230の変位に対応する推力に
対応して図4に示すようなスロットル圧Pthを発生さ
せる。
また、上記変速比検知弁232は、CVT16の入力側
可動回転体76に摺接してその軸線方向の変位量に等し
い変位量だけ軸線方向へ移動させられる検知棒234を
備え、この棒234の変位に対応して絞り236より下
流側の逃がし量を変化させることにより、図5に示すよ
うな変速比圧Pr を発生させる。The throttle pressure Pth is the required output, that is, the actual throttle valve opening θ in the engine 10.
It corresponds to th, and the throttle valve opening detection valve 2
28. Further, the gear ratio pressure Pr represents the actual gear ratio of the CVT 14, and is generated by the gear ratio detection valve 232. The throttle valve opening detection valve 228 and the gear ratio detection valve 232 are configured similarly to that described in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 64-49749.
is a plunger 230 that engages with a cam surface of a cam (not shown) that is rotated together with the throttle valve of the engine 10.
, and generates a throttle pressure Pth as shown in FIG. 4 in response to a thrust corresponding to the displacement of the plunger 230. The gear ratio detection valve 232 also includes a detection rod 234 that slides on the input side movable rotating body 76 of the CVT 16 and is moved in the axial direction by an amount of displacement equal to the amount of displacement in the axial direction. By changing the relief amount on the downstream side of the throttle 236 in accordance with this, a gear ratio pressure Pr as shown in FIG. 5 is generated.
【0021】ここで、上記変速比検知弁232は、絞り
236を通して第2ライン油路152から供給される第
2ライン油圧Pl2の作動油の逃がし量を変化させるこ
とにより変速比圧Pr を発生させるものであるから、
変速比圧Pr は第2ライン油圧Pl2以上の値となる
ことが制限されている一方、前記数式1に従って作動す
る第2調圧弁150では変速比圧Pr の増加に伴って
第2ライン油圧Pl2を減少させる。このため、変速比
圧Pr が所定値まで増加して第2ライン油圧Pl2と
等しくなると、それ以降は両者ともに飽和して一定とな
り、前記図3に示すように、基本出力圧Pmec の変
化特性は、変速比γが最大値から最小値へ向かって変化
する過程において当初は変速比圧Pr の増大に対応し
て直線的に減少するが、変速比圧Pr と一致した後は
一定値となる折れ線特性となる。Here, the gear ratio detection valve 232 generates the gear ratio pressure Pr by changing the release amount of the hydraulic oil of the second line hydraulic pressure Pl2 supplied from the second line oil passage 152 through the throttle 236. Because it is a thing,
While the gear ratio pressure Pr is limited to a value equal to or higher than the second line oil pressure Pl2, the second pressure regulating valve 150, which operates according to Equation 1, increases the second line oil pressure Pl2 as the gear ratio pressure Pr increases. reduce Therefore, when the gear ratio pressure Pr increases to a predetermined value and becomes equal to the second line oil pressure Pl2, both are saturated and constant from then on, and as shown in FIG. 3, the change characteristics of the basic output pressure Pmec are , in the process where the gear ratio γ changes from the maximum value to the minimum value, it initially decreases linearly in response to the increase in the gear ratio pressure Pr, but after reaching the gear ratio pressure Pr, it becomes a constant value. Becomes a characteristic.
【0022】第3調圧弁240は、前後進切換装置14
において摩擦係合する後進用ブレーキ64および前進用
クラッチ62を作動させる作動油圧および第1電磁弁1
02、第2電磁弁104、リニヤソレノイド弁106の
元圧ロット油圧として機能する第3ライン油圧Pl3を
発生させるものであり、たとえば特開昭64−4974
9号公報に記載されたものと同様に構成されている。第
3ライン油圧Pl3は、前進用クラッチ62或いは後進
用ブレーキ64において滑りが発生することなく確実に
トルクを伝達できるトルク容量が得られるようにするた
めの最適な値に調圧される。The third pressure regulating valve 240 is connected to the forward/reverse switching device 14.
The hydraulic pressure and first electromagnetic valve 1 actuate the reverse brake 64 and the forward clutch 62 that are frictionally engaged in the
02, which generates a third line hydraulic pressure Pl3 that functions as a base pressure lot hydraulic pressure for the second solenoid valve 104 and the linear solenoid valve 106, for example, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 64-4974.
The structure is similar to that described in Publication No. 9. The third line oil pressure Pl3 is adjusted to an optimal value so that the forward clutch 62 or the reverse brake 64 has a torque capacity that can reliably transmit torque without slippage.
【0023】変速制御弁ユニット250は、CVT14
の変速比γを調節するために、第1ライン油圧Pl1お
よび第2ライン油圧Pl2を元圧として一次側油圧シリ
ンダ80および二次側油圧シリンダ82の一方および他
方を制御する。この変速制御弁ユニット250は変速方
向切換弁252および流量制御弁254から構成されて
いる。なお、前記第3ライン油圧Pl3は変速方向切換
弁252および流量制御弁254を駆動するためのパイ
ロット圧として用いられる。The speed change control valve unit 250 includes a CVT 14
In order to adjust the gear ratio γ, one and the other of the primary hydraulic cylinder 80 and the secondary hydraulic cylinder 82 are controlled using the first line hydraulic pressure Pl1 and the second line hydraulic pressure Pl2 as source pressures. This speed change control valve unit 250 is composed of a speed change direction switching valve 252 and a flow rate control valve 254. Note that the third line oil pressure Pl3 is used as a pilot pressure for driving the speed change direction switching valve 252 and the flow rate control valve 254.
【0024】変速方向切換弁252は第1電磁弁102
によって位置制御されるスプール弁子256を備え、流
量制御弁254は第2電磁弁104によって位置制御さ
れるスプール弁258を備えている。たとえば、第1電
磁弁102がオン状態であり且つ第2電磁弁104がオ
ン状態である場合には、スプール弁子256および25
8が共に上側に位置させられるので、第1ライン油路1
44内の作動油は、変速方向切換弁252、第1接続油
路260、流量制御弁254、および二次側油路262
を順次通して二次側油圧シリンダ82へ流入させられる
一方、一次側油圧シリンダ80内の作動油は、一次側油
路264、流量制御弁254、第2接続油路266、お
よび変速方向切換弁332を順次通してドレンへ排出さ
れ、CVT16の変速比γは減速方向へ速やかに変化さ
せられる。The speed change direction switching valve 252 is the first solenoid valve 102.
The flow control valve 254 includes a spool valve 256 whose position is controlled by the second electromagnetic valve 104 . For example, when the first solenoid valve 102 is in the on state and the second solenoid valve 104 is in the on state, the spool valves 256 and 25
8 are both located on the upper side, so the first line oil passage 1
The hydraulic oil in 44 is supplied to the speed change direction switching valve 252, the first connection oil passage 260, the flow rate control valve 254, and the secondary oil passage 262.
The hydraulic oil in the primary hydraulic cylinder 80 flows through the primary oil passage 264, the flow control valve 254, the second connection oil passage 266, and the speed change direction switching valve. 332 and is discharged to the drain, and the gear ratio γ of the CVT 16 is quickly changed in the deceleration direction.
【0025】この状態で、第2電磁弁104がオフ状態
とされるとスプール弁子258が下側に位置させられる
ので、一方向弁268および絞り270を並列に備えた
バイパス油路272を通して第2ライン油路152内の
作動油が二次側油圧シリンダ82へ流入させられる一方
、一次側油圧シリンダ80内の作動油はその摺動部分の
隙間を通してドレンへ排出され、CVT16の変速比γ
は減速方向へ緩やかに変化させられる。In this state, when the second solenoid valve 104 is turned off, the spool valve element 258 is positioned at the lower side, so that the first solenoid valve 258 passes through the bypass oil passage 272, which is provided with the one-way valve 268 and the throttle 270 in parallel. The hydraulic oil in the 2-line oil passage 152 is made to flow into the secondary hydraulic cylinder 82, while the hydraulic oil in the primary hydraulic cylinder 80 is discharged to the drain through the gap between the sliding parts, and the gear ratio γ of the CVT 16 is changed.
is gradually changed in the direction of deceleration.
【0026】反対に、第1電磁弁102がオフであり且
つ第2電磁弁104がオン状態である場合には、第1ラ
イン油路144内の作動油は、比較的大きな絞り278
、変速方向切換弁252、第2接続油路266、流量制
御弁254、および一次側油路264を通して一次側油
圧シリンダ80へ流入させられる一方、二次側油圧シリ
ンダ82内の作動油は、二次側油路262、流量制御弁
254、第1接続油路260、および変速方向切換弁2
52を順次通して第2ライン油路152へ排出され、C
VT16の変速比γは増速方向へ速やかに変化させられ
る。On the other hand, when the first solenoid valve 102 is off and the second solenoid valve 104 is on, the hydraulic oil in the first line oil passage 144 flows through the relatively large throttle 278.
, the shift direction switching valve 252, the second connection oil passage 266, the flow rate control valve 254, and the primary oil passage 264 to flow into the primary hydraulic cylinder 80, while the hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 82 flows into the secondary hydraulic cylinder 80. Next side oil passage 262, flow rate control valve 254, first connection oil passage 260, and speed change direction switching valve 2
52 and is discharged to the second line oil passage 152, and C
The gear ratio γ of the VT16 is quickly changed in the direction of speed increase.
【0027】また、この状態で第2電磁弁104がオフ
状態とされると、第1ライン油路144内の作動油は、
変速方向切換弁252および絞り274を備えた第3接
続油路276を通して一次側油圧シリンダ80へ流入さ
せられる一方、二次側油圧シリンダ82内の作動油は、
バイパス油路272を通して第2ライン油路152へ排
出され、CVT16の変速比γは増速方向へ緩やかに変
化させられる。変速制御では、それらの4つの変速モー
ドが選択的に切り換えられることにより変速制御が行わ
れるのである。なお、図2における第1電磁弁102お
よび第2電磁弁104にその作動状態を示すために付さ
れたONおよびOFFは、変速方向切換弁252および
流量制御弁254に付されたONおよびOFFと対応し
ている。また、上記第1電磁弁102および第2電磁弁
104は、励磁状態においてボール状弁子がドレンポー
トを閉じ且つ入力ポートを出力ポートに連通させて第3
ライン油圧Pl3を出力し、非励磁状態においてボール
状弁子が入力ポートを閉じ且つ出力ポートをドレンポー
トと連通させる三方切換弁である。Furthermore, when the second solenoid valve 104 is turned off in this state, the hydraulic oil in the first line oil passage 144 is
The hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 82 is caused to flow into the primary hydraulic cylinder 80 through the third connecting oil passage 276 equipped with the speed change direction switching valve 252 and the throttle 274.
The oil is discharged to the second line oil passage 152 through the bypass oil passage 272, and the gear ratio γ of the CVT 16 is gradually changed in the speed increasing direction. Shift control is performed by selectively switching between these four shift modes. Note that the ON and OFF marks given to the first solenoid valve 102 and the second solenoid valve 104 in FIG. Compatible. Further, in the first solenoid valve 102 and the second solenoid valve 104, the ball-shaped valve closes the drain port and communicates the input port with the output port in the energized state.
It is a three-way switching valve that outputs line oil pressure Pl3, and in a non-excited state, a ball-shaped valve closes an input port and communicates an output port with a drain port.
【0028】前記リニヤソレノイド弁106は、第3ラ
イン油圧Pl3 を減圧することにより信号圧Psol
Lを発生させるものであって、スプリング300により
閉弁方向に付勢されるスプール弁子302と、フィード
バック油圧をスプール弁子302に作用させるために信
号圧PsolLを受け入れる油室304と、連続的に変
化する開弁方向の推力をスプール弁子302に付与する
コア306を有するソレノイド308とを備え、CVT
用の電子制御装置110から供給される駆動信号の電流
値または電圧値の増加に関連して連続的に増加させる図
6に示す特性を有し、信号圧PsolLを第2調圧弁1
50の油室182に供給する。上記スプリング300の
付勢力をWL1、スプール弁子302の受圧面積をAL
1、ソレノイド306の推力をFL1とすると、上記の
信号圧PsolLは、数式3に従って制御される。The linear solenoid valve 106 reduces the signal pressure Psol by reducing the third line oil pressure Pl3.
A spool valve element 302 that generates L and is biased in the valve closing direction by a spring 300, an oil chamber 304 that receives a signal pressure PsolL in order to apply feedback oil pressure to the spool valve element 302, and a continuous A solenoid 308 having a core 306 that applies a thrust in the valve opening direction that changes to the spool valve element 302,
The second pressure regulating valve 1 has the characteristic shown in FIG.
50 oil chambers 182. The urging force of the spring 300 is WL1, and the pressure receiving area of the spool valve 302 is AL.
1. If the thrust of the solenoid 306 is FL1, the above signal pressure PsolL is controlled according to Equation 3.
【0029】[0029]
【数3】[Math 3]
【0030】前記電子制御装置110は、CVT16の
変速制御、張力制御圧制御などを適宜繰り返し実行する
。上記変速制御は、たとえばエンジン10の燃費率およ
び運転性が得られるように予め求められ且つROM11
4に記憶された変速曲線から実際のスロットル弁開度θ
thおよび車速SPDに基づいて目標入力軸回転速度N
in゜が決定され、実際の入力軸回転速度Ninがその
目標入力軸回転速度Nin゜と一致するようにいずれか
の変速モードが選択されて第1電磁弁102および第2
電磁弁104が駆動されることにより変速比γが変速制
御弁ユニット250により調節される。上記変速線図は
、たとえば、特開昭60−205067号公報に記載さ
れたものと同様に、シフトレバー126により選択され
た走行レンジに対応する複数種類の変速線図から予め選
択されたものが使用される。The electronic control device 110 repeatedly executes speed change control, tension control pressure control, etc. of the CVT 16 as appropriate. The above-mentioned speed change control is determined in advance so as to obtain the fuel efficiency and drivability of the engine 10, and is stored in the ROM 11.
The actual throttle valve opening θ is determined from the shift curve stored in 4.
Target input shaft rotation speed N based on th and vehicle speed SPD
in° is determined, and one of the speed change modes is selected so that the actual input shaft rotational speed Nin matches the target input shaft rotational speed Nin°, and the first solenoid valve 102 and the second solenoid valve
By driving the electromagnetic valve 104, the speed ratio γ is adjusted by the speed change control valve unit 250. The above-mentioned speed change diagram is, for example, one selected in advance from a plurality of types of speed change diagrams corresponding to the driving range selected by the shift lever 126, similar to the one described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 60-205067. used.
【0031】図7は、本実施例の機能の要部構成を説明
する機能ブロック線図である。図において、駆動輪24
の回転加速度が駆動輪回転加速度検出手段320により
検出されると、その駆動輪24の回転加速度の変化幅が
変化幅決定手段322により決定され、その駆動輪24
の回転加速度の変化幅が予め定められた判断基準値を超
えた場合には、ベルト挟圧力増加手段324によりベル
ト挟圧力が一時的に増加させられる。これにより、駆動
輪24の瞬間的なスリップおよびグリップの繰り返しに
関連して伝動ベルト70に比較的大きな伝達トルクが繰
り返し加えられる悪路走行に際して、伝動ベルト70の
すべりが好適に防止される。FIG. 7 is a functional block diagram illustrating the main structure of the functions of this embodiment. In the figure, the drive wheel 24
When the rotational acceleration of the driving wheel 24 is detected by the driving wheel rotational acceleration detecting means 320, the change width of the rotational acceleration of the driving wheel 24 is determined by the change width determining means 322, and the rotational acceleration of the driving wheel 24 is determined by the change width determining means 322.
When the range of change in the rotational acceleration exceeds a predetermined criterion value, the belt clamping force increasing means 324 temporarily increases the belt clamping force. As a result, slippage of the transmission belt 70 is suitably prevented when driving on a rough road where a relatively large transmission torque is repeatedly applied to the transmission belt 70 due to repeated instantaneous slips and grips of the drive wheels 24.
【0032】図8は、上記電子制御装置110の張力制
御圧制御の作動を説明するフローチャートである。図の
ステップSA1では、最新のエンジン回転速度Ne 、
スロットル弁開度θth、入力軸回転速度Nin、出力
軸回転速度Nout が読み込まれるとともに、変速比
γ(=Nin/Nout )が算出される。続くステッ
プSA2では、予めROM114に記憶されたよく知ら
れた関係から上記のエンジン回転速度Ne およびスロ
ットル弁開度θthに基づいてエンジン10の実際の出
力トルクTe が算出される。そして、ステップSA3
では、たとえば図9の増加値ΔPG の決定ルーチンに
より悪路走行による伝動ベルト70のすべりを解消する
ための増加値ΔPG が決定される。FIG. 8 is a flowchart illustrating the tension control pressure control operation of the electronic control device 110. In step SA1 in the figure, the latest engine rotational speed Ne,
The throttle valve opening θth, the input shaft rotational speed Nin, and the output shaft rotational speed Nout are read, and the gear ratio γ (=Nin/Nout) is calculated. In the following step SA2, the actual output torque Te of the engine 10 is calculated based on the engine rotational speed Ne and the throttle valve opening θth from a well-known relationship stored in advance in the ROM 114. And step SA3
For example, an increase value ΔPG for eliminating slippage of the transmission belt 70 caused by driving on a rough road is determined by the routine for determining the increase value ΔPG in FIG. 9, for example.
【0033】図9のステップSS1は、前記駆動輪回転
加速度検出手段320に対応するものであり、そこでは
、駆動輪24の回転加速度(たとえば数ミリから数十ミ
リ秒程度の単位時間当たりの回転速度変化量)Gがたと
えば前回の制御サイクルにおける車速SPD−1と今回
の制御サイクルにおける車速SPDとの差(SPD−S
PD−1)から算出される。続くステップSS2および
SS3では、数秒程度の一定期間内、たとえば数百回前
の制御サイクルから今回の制御サイクルまでの期間にお
ける上記回転加速度Gの最大値Gmax および最小値
Gmin がそれぞれ算出される。次いで、前記変化幅
決定手段322に対応するステップSS4において、上
記の一定期間内における回転加速度Gの変化幅ΔG(=
Gmax −Gmin )が算出される。そして、ステ
ップSS5では、図10に示す予め記憶された関係から
実際の回転加速度変化幅ΔGに基づいて増加値ΔPG
が決定される。この図10に示す関係は、悪路走行にお
ける駆動輪24の瞬間的なスリップおよびグリップに伴
う伝動ベルト70のスリップを解消するために必要かつ
充分な増加値ΔPG を予め実験的に求めることにより
得られたものであり、回転加速度変化幅ΔGおよび変速
比γの関数である。Step SS1 in FIG. 9 corresponds to the drive wheel rotational acceleration detection means 320, which detects the rotational acceleration of the drive wheel 24 (for example, the rotation per unit time of several milliseconds to several tens of milliseconds). For example, G is the difference between the vehicle speed SPD-1 in the previous control cycle and the vehicle speed SPD in the current control cycle (SPD-S
PD-1). In subsequent steps SS2 and SS3, the maximum value Gmax and minimum value Gmin of the rotational acceleration G within a certain period of about several seconds, for example, from several hundred previous control cycles to the current control cycle, are calculated, respectively. Next, in step SS4 corresponding to the change width determining means 322, the change width ΔG (=
Gmax-Gmin) is calculated. Then, in step SS5, an increase value ΔPG is calculated based on the actual rotational acceleration change range ΔG from the pre-stored relationship shown in FIG.
is determined. The relationship shown in FIG. 10 can be obtained by experimentally determining in advance the necessary and sufficient increase value ΔPG to eliminate the instantaneous slip of the drive wheels 24 and the slip of the transmission belt 70 caused by grip when driving on a rough road. It is a function of rotational acceleration change width ΔG and gear ratio γ.
【0034】車両の悪路走行時における駆動輪車速SP
D、駆動輪回転加速度G、および伝動ベルト70の伝達
トルク(張力)は、図11に示されるように、駆動輪2
4の瞬間的なスリップおよびグリップに対応して脈動し
ており、前記回転加速度変化幅ΔGは、一定期間内の駆
動輪回転加速度G脈動のうちの最大ピークGmax と
最小ピークGmin との差から逐次求められるのであ
る。このようにして逐次求められる回転加速度変化幅Δ
Gは、たとえば図12に示すように変化する。Drive wheel vehicle speed SP when the vehicle is running on a rough road
D, the driving wheel rotational acceleration G, and the transmission torque (tension) of the transmission belt 70 are as shown in FIG.
The rotational acceleration change width ΔG is determined sequentially from the difference between the maximum peak Gmax and the minimum peak Gmin of the driving wheel rotational acceleration G pulsations within a certain period of time. It is required. Rotational acceleration change width Δ obtained sequentially in this way
G changes as shown in FIG. 12, for example.
【0035】以上のようにして増加値ΔPG が決定さ
れると、図8のステップSA4において、数式4に示す
予め記憶された関係から実際の変速比γ、エンジン10
の出力トルク(CVT16の入力トルク)Te 、出力
軸回転速度Nout 、および上記増加値ΔPG に基
づいて理想圧Popt が算出される。この理想圧Po
pt は、伝動ベルト70のすべりが生じないように入
力トルクを伝達するための最小の理論的最適圧である。
なお、数式4の右辺第2項は遠心油圧の補正項である。
また、数式4のk1 およびk2 は定数である。When the increase value ΔPG is determined as described above, in step SA4 of FIG. 8, the actual gear ratio γ, engine 10
The ideal pressure Popt is calculated based on the output torque Te (input torque of the CVT 16), the output shaft rotational speed Nout, and the increase value ΔPG. This ideal pressure Po
pt is the minimum theoretical optimum pressure for transmitting the input torque without slipping of the transmission belt 70. Note that the second term on the right side of Equation 4 is a correction term for centrifugal oil pressure. Further, k1 and k2 in Equation 4 are constants.
【0036】[0036]
【数4】[Math 4]
【0037】続くステップSA5では、第2調圧弁15
0の基本出力圧Pmec が、たとえば図3に示す予め
記憶された関係から実際の変速比γおよびスロットル弁
開度θthに基づいて算出される。次いで、ステップS
A6では、第2調圧弁150の基本出力圧Pmec と
前記理想圧Popt との差、すなわち基本出力圧Pm
ec から低下させる油圧低下値Pdownが数式5か
ら算出される。この油圧低下値Pdownは、第2ライ
ン油圧Pl2を理想圧Popt と一致させるための値
である。そして、ステップSA7では、上記油圧低下値
Pdownと等しい制御圧PsolLをリニヤソレノイ
ド弁106から発生させるための駆動電流値IsolL
が、たとえば図6に示す予め記憶された関係から決定さ
れ、ステップSA8においてその駆動電流値IsolL
が出力される。この結果、第2ライン油圧Pl2が理想
圧Popt と一致させられるのである。In the following step SA5, the second pressure regulating valve 15
The basic output pressure Pmec of 0 is calculated based on the actual gear ratio γ and throttle valve opening θth from a pre-stored relationship shown in FIG. 3, for example. Then, step S
In A6, the difference between the basic output pressure Pmec of the second pressure regulating valve 150 and the ideal pressure Popt, that is, the basic output pressure Pm
The oil pressure reduction value Pdown to be lowered from ec is calculated from Equation 5. This oil pressure reduction value Pdown is a value for making the second line oil pressure Pl2 match the ideal pressure Popt. Then, in step SA7, a drive current value IsolL for causing the linear solenoid valve 106 to generate a control pressure PsolL equal to the oil pressure reduction value Pdown.
is determined, for example, from the pre-stored relationship shown in FIG. 6, and in step SA8, the drive current value IsolL
is output. As a result, the second line oil pressure Pl2 is made equal to the ideal pressure Popt.
【0038】[0038]
【数5】[Math 5]
【0039】このように本実施例では、回転加速度の変
化幅ΔGが、たとえば図10のΔGo に示す所定値を
超えない状態では、増加値ΔPG が零であるために通
常の張力制御圧制御が実行される。しかし、回転加速度
の変化幅ΔGがΔGo を超えると、変化幅ΔGおよび
変速比γに従って決定される増加値ΔPG は図12に
示すように決定されるとともに、前記ステップSA4に
おいて理想圧Popt がその増加値ΔPG だけ高め
られ、その理想圧Popt と一致するように調圧され
るので、第2ライン油圧Pl2もその増加値ΔPG だ
け高められる。このようにステップSA4において理想
圧Popt に増加値ΔPG が加算されて第2ライン
油圧Pl2が高められることにより、伝動ベルト70の
挟圧力が高められるので、本実施例ではそのステップS
A4が前記ベルト挟圧力増加手段324に対応している
。As described above, in this embodiment, when the variation width ΔG of rotational acceleration does not exceed the predetermined value shown, for example, ΔGo in FIG. executed. However, when the variation width ΔG of the rotational acceleration exceeds ΔGo, the increase value ΔPG determined according to the variation width ΔG and the gear ratio γ is determined as shown in FIG. Since the pressure is increased by the value ΔPG and the pressure is regulated to match the ideal pressure Popt, the second line oil pressure Pl2 is also increased by the increased value ΔPG. In step SA4, the increase value ΔPG is added to the ideal pressure Popt to increase the second line oil pressure Pl2, thereby increasing the clamping force of the transmission belt 70.
A4 corresponds to the belt clamping force increasing means 324.
【0040】従って、本実施例では、悪路走行における
路面の凹凸に伴って駆動輪24の瞬間的なスリップおよ
びグリップの繰り返しが発生し、それに関連して伝動ベ
ルト70に比較的大きな伝達トルクが繰り返し加えられ
ても、上記のように第2ライン油圧Pl2が高められる
ので、伝動ベルト70のすべりが好適に防止されるので
ある。Therefore, in this embodiment, when driving on a rough road, repeated instantaneous slips and grips occur in the drive wheels 24 due to the unevenness of the road surface, and in connection therewith, a relatively large transmission torque is applied to the transmission belt 70. Even if the pressure is applied repeatedly, the second line oil pressure Pl2 is increased as described above, so that the transmission belt 70 is suitably prevented from slipping.
【0041】また、本実施例によれば、回転加速度変化
幅ΔGおよび変速比γの関数である図10に示す関係に
従って増加値ΔPG が決定されるので、駆動輪24の
瞬間的なスリップおよびグリップの繰り返しによる伝動
ベルト70のすべりが防止されるために必要かつ充分な
値だけ第2ライン油圧Pl2が高められ、動力損失が可
及的に小さくされるとともに伝動ベルト70の耐久性が
高められる利点がある。Furthermore, according to this embodiment, since the increase value ΔPG is determined according to the relationship shown in FIG. The advantage is that the second line oil pressure Pl2 is increased by a necessary and sufficient value to prevent the transmission belt 70 from slipping due to repetition of the above, and the power loss is minimized and the durability of the transmission belt 70 is increased. There is.
【0042】次に、本発明の他の実施例を説明する。な
お、以下の説明において前述の実施例と共通する部分に
は同一の符号を付して説明を省略する。図13において
、ステップSB1およびSB2では、前記ステップSA
1およびSA2と同様に入力信号が読み込まれるととも
にエンジン10の出力トルクTe が算出される。続く
ステップSB3では、数式6に示す予め記憶された関係
から実際の変速比γ、エンジン10の出力トルクTe
および出力軸回転速度Nout に基づいて理想圧Po
pt が算出される。なお、数式6の右辺第3項は余裕
圧である。Next, another embodiment of the present invention will be described. In the following description, parts common to those in the above-described embodiments are designated by the same reference numerals, and the description thereof will be omitted. In FIG. 13, in steps SB1 and SB2, the step SA
Similarly to SA1 and SA2, the input signal is read and the output torque Te of the engine 10 is calculated. In the following step SB3, the actual gear ratio γ and the output torque Te of the engine 10 are determined from the pre-stored relationship shown in Equation 6.
and the ideal pressure Po based on the output shaft rotational speed Nout.
pt is calculated. Note that the third term on the right side of Equation 6 is the margin pressure.
【0043】[0043]
【数6】[Math 6]
【0044】ステップSB4乃至SB6では、前述のス
テップSS1乃至SS4と同様に、駆動輪回転加速度G
およびその変化幅ΔGが求められるとともに、続くステ
ップSB7では、その変化幅ΔGが予め記憶された一定
の判断基準値ΔGo よりも大きいか否かが判断される
。
このステップSB7の判断が否定された場合には、駆動
輪24の微小なスリップおよびグリップによる回転加速
度Gの変動が小さい走行状態であるので、前記ステップ
SA5乃至SA8と同様のステップSB9乃至SB12
が直接実行される。しかし、上記ステップSB7の判断
が肯定された場合には、ステップSB8において、ステ
ップSB3で求められた目標圧Popt に予め記憶さ
れた一定値ΔPk が加算されることによりその目標圧
Popt が更新される。この一定値ΔPk は、悪路
走行における駆動輪24の瞬間的なスリップおよびグリ
ップに伴う伝動ベルト70のスリップを解消するために
予め実験的に求めることにより得られたものである。In steps SB4 to SB6, similarly to steps SS1 to SS4 described above, the drive wheel rotational acceleration G is
Then, in step SB7, it is determined whether or not the variation width ΔG is larger than a pre-stored predetermined criterion value ΔGo. If the determination in step SB7 is negative, the running state is such that fluctuations in rotational acceleration G due to minute slips and grips of the drive wheels 24 are small, so steps SB9 to SB12 similar to steps SA5 to SA8 are carried out.
is executed directly. However, if the determination in step SB7 is affirmative, in step SB8, a pre-stored constant value ΔPk is added to the target pressure Popt determined in step SB3, thereby updating the target pressure Popt. . This constant value ΔPk was obtained experimentally in advance in order to eliminate the momentary slip of the drive wheels 24 and the slip of the transmission belt 70 due to grip when driving on a rough road.
【0045】本実施例においても、悪路走行における路
面の凹凸に伴って駆動輪24の瞬間的なスリップおよび
グリップの繰り返しが発生し、それに関連して伝動ベル
ト70に比較的大きな伝達トルクが繰り返し加えられた
場合でも、上記のように第2ライン油圧Pl2が高めら
れるので、伝動ベルト70のすべりが好適に防止される
のである。In this embodiment as well, when driving on a rough road, repeated instantaneous slips and grips occur in the drive wheels 24 due to unevenness of the road surface, and in connection therewith, a relatively large transmission torque is repeatedly applied to the transmission belt 70. Even when the pressure is applied, the second line oil pressure Pl2 is increased as described above, so that slipping of the transmission belt 70 is suitably prevented.
【0046】以上、本発明の一実施例を図面に基づいて
説明したが、本発明はその他の態様いおいても適用され
る。たとえば、前述の図8の実施例においては駆動輪2
4の回転加速度Gが車速信号SPDに基づいて算出され
ていたが、出力軸回転速度Nout に基づいて算出さ
れてもよいのである。Although one embodiment of the present invention has been described above with reference to the drawings, the present invention can also be applied to other aspects. For example, in the embodiment shown in FIG.
Although the rotational acceleration G of 4 is calculated based on the vehicle speed signal SPD, it may be calculated based on the output shaft rotational speed Nout.
【0047】また、前述の実施例では、駆動輪24の回
転加速度Gの変化幅ΔGが所定の値ΔGo を超えてい
る間だけ第2ライン油圧Pl2が一時的に高められてい
たが、変化幅ΔGが所定の値ΔGo を超えてから予め
設定された期間Tだけ高められてもよいのでる。Furthermore, in the above embodiment, the second line oil pressure Pl2 was temporarily increased only while the variation range ΔG of the rotational acceleration G of the drive wheels 24 exceeded the predetermined value ΔGo. It may be increased by a preset period T after ΔG exceeds a predetermined value ΔGo.
【0048】また、前述の図13の実施例においては、
ステップSB8において一定の増加値ΔPk の加算に
よる理想圧Popt の変更により第2ライン油圧Pl
2が一時的に高められていたが、それに替えて、ステッ
プSB9において一定の値をPmec から減算したり
、ステップSB10において一定の減算値をPdown
から差し引いたり、ステップSB11において一定の値
をIsolLから減算したりしてもよい。Furthermore, in the embodiment shown in FIG. 13,
In step SB8, the ideal pressure Popt is changed by adding a constant increase value ΔPk to the second line oil pressure Pl.
2 was temporarily increased, but instead, a certain value is subtracted from Pmec in step SB9, and a certain subtracted value is changed to Pdown in step SB10.
Alternatively, a certain value may be subtracted from IsolL in step SB11.
【0049】また、前述の実施例においては、第2調圧
弁150により調圧される第2ライン油圧Pl2が変速
制御弁ユニット250を通してCVT16に作用させら
れていたが、CVT16の二次側油圧シリンダ82へ直
接作用させられる形式の油圧回路であってもよい。Furthermore, in the above embodiment, the second line hydraulic pressure Pl2 regulated by the second pressure regulating valve 150 was applied to the CVT 16 through the speed change control valve unit 250, but the secondary hydraulic cylinder of the CVT 16 A hydraulic circuit of the type that acts directly on 82 may also be used.
【0050】また、前述の実施例では、第2ライン油圧
Pl2が基本圧Pmec からPdownだけ低下させ
られることにより調圧されていたが、電子制御装置11
0からの信号に従って直接第2ライン油圧Pl2を発生
させる調圧弁が用いられてもよい。Further, in the above-mentioned embodiment, the second line oil pressure Pl2 was regulated by decreasing the basic pressure Pmec by Pdown, but the electronic control unit 11
A pressure regulating valve that directly generates the second line oil pressure Pl2 according to a signal from 0 may be used.
【0051】なお、上述したのはあくまでも本発明の一
実施例であり、本発明はその主旨を逸脱しない範囲にお
いて種々の変更が加えられ得るものである。The above-mentioned embodiment is merely one embodiment of the present invention, and various modifications may be made to the present invention without departing from the spirit thereof.
【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]
【図1】本発明の一実施例を含む車両用動力伝達装置の
構成を説明する図である。FIG. 1 is a diagram illustrating the configuration of a vehicle power transmission device including an embodiment of the present invention.
【図2】図1の実施例の油圧制御回路の要部構成を示す
図である。FIG. 2 is a diagram showing a main part configuration of the hydraulic control circuit of the embodiment shown in FIG. 1;
【図3】図2の第2調圧弁の出力特性を示す図である。FIG. 3 is a diagram showing the output characteristics of the second pressure regulating valve in FIG. 2;
【図4】図2のスロットル弁開度検知弁の出力特性を示
す図である。FIG. 4 is a diagram showing the output characteristics of the throttle valve opening detection valve of FIG. 2;
【図5】図2の変速比検知弁の出力特性を示す図である
。FIG. 5 is a diagram showing the output characteristics of the gear ratio detection valve of FIG. 2;
【図6】図2のリニヤソレノイド弁の出力特性を示す図
である。6 is a diagram showing the output characteristics of the linear solenoid valve of FIG. 2. FIG.
【図7】図1の実施例の機能構成の要部を説明する図で
ある。FIG. 7 is a diagram illustrating main parts of the functional configuration of the embodiment in FIG. 1;
【図8】図1の実施例の電子制御装置の作動を要部を説
明するフローチャートである。FIG. 8 is a flowchart illustrating the main part of the operation of the electronic control device of the embodiment of FIG. 1;
【図9】図8のステップSA3のルーチンを説明するフ
ローチャートである。FIG. 9 is a flowchart illustrating the routine of step SA3 in FIG. 8;
【図10】図9のフローチャートにおいて用いられる関
係を示す図である。FIG. 10 is a diagram showing relationships used in the flowchart of FIG. 9;
【図11】図8の実施例における駆動輪回転加速度変化
幅を説明するタイムチャートである。FIG. 11 is a time chart illustrating the range of change in driving wheel rotational acceleration in the embodiment of FIG. 8;
【図12】図8の実施例の作動により得られる駆動輪回
転加速度変化幅と第2ライン油圧との関係を示すタイム
チャートである。12 is a time chart showing the relationship between the driving wheel rotational acceleration change range and the second line oil pressure obtained by the operation of the embodiment shown in FIG. 8; FIG.
【図13】本発明の他の実施例における図8に相当する
図である。FIG. 13 is a diagram corresponding to FIG. 8 in another embodiment of the present invention.
10 エンジン 16 ベルト式無段変速機 66,68 可変プーリ 70 伝動ベルト 320 駆動輪回転加速度検出手段 322 変化幅決定手段 324 ベルト挟圧力増加手段 10 Engine 16 Belt type continuously variable transmission 66, 68 Variable pulley 70 Transmission belt 320 Driving wheel rotational acceleration detection means 322 Variation range determining means 324 Belt clamping force increasing means
Claims (1)
変プーリを備え、該可変プーリの有効径が変化させられ
ることによりエンジンの回転を無段階に変速して駆動輪
へ伝達する車両用ベルト式無段変速機において、入力ト
ルクおよび変速比に応じて該伝動ベルトの挟圧力を制御
する形式の車両用ベルト式無段変速機の制御装置であっ
て、前記駆動輪の回転加速度を連続的に求める駆動輪回
転加速度検出手段と、該駆動輪回転加速度検出手段より
求められた前記駆動輪の回転加速度の変化幅を決定する
変化幅決定手段と、該変化幅決定手段により決定された
前記駆動輪の回転加速度の変化幅が予め定められた判断
基準値を超えた場合には、前記ベルト挟圧力を増加させ
るベルト挟圧力増加手段とを含むことを特徴とする車両
用ベルト式無段変速機の制御装置。1. A vehicle belt type vehicle comprising a pair of variable pulleys around which a transmission belt is wound, and by changing the effective diameter of the variable pulleys, the rotation of the engine is transmitted to the drive wheels in a stepless manner. A control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle that controls a clamping force of the transmission belt according to an input torque and a gear ratio in the continuously variable transmission, the control device continuously controlling the rotational acceleration of the drive wheel. a driving wheel rotational acceleration to be determined; a change range determining means for determining a change width of the rotational acceleration of the drive wheel obtained by the drive wheel rotational acceleration detecting means; and a change range determining means for determining the change width of the drive wheel determined by the change width determination means A belt-type continuously variable transmission for a vehicle, characterized in that the belt-type continuously variable transmission includes a belt-squeezing force increasing means for increasing the belt-squeezing force when the range of change in rotational acceleration exceeds a predetermined criterion value. Control device.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP7446791A JPH04285361A (en) | 1991-03-14 | 1991-03-14 | Control device for belt type continuously variable transmission for vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP7446791A JPH04285361A (en) | 1991-03-14 | 1991-03-14 | Control device for belt type continuously variable transmission for vehicle |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH04285361A true JPH04285361A (en) | 1992-10-09 |
Family
ID=13548090
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP7446791A Pending JPH04285361A (en) | 1991-03-14 | 1991-03-14 | Control device for belt type continuously variable transmission for vehicle |
Country Status (1)
Country | Link |
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JP (1) | JPH04285361A (en) |
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