JPH06213316A - Hydraulic control device of belt type continuous transmission for car - Google Patents

Hydraulic control device of belt type continuous transmission for car

Info

Publication number
JPH06213316A
JPH06213316A JP2175993A JP2175993A JPH06213316A JP H06213316 A JPH06213316 A JP H06213316A JP 2175993 A JP2175993 A JP 2175993A JP 2175993 A JP2175993 A JP 2175993A JP H06213316 A JPH06213316 A JP H06213316A
Authority
JP
Grant status
Application
Patent type
Prior art keywords
pressure
sensor
belt
transmission
type
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.)
Granted
Application number
JP2175993A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JP2964815B2 (en )
Inventor
Takashi Hayashi
孝士 林
Original Assignee
Toyota Motor Corp
トヨタ自動車株式会社
Priority date (The priority date 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 date listed.)
Filing date
Publication date

Links

Abstract

PURPOSE:To provide an oil pressure control device for belt type continuous transmission, which can certainly judge any failure of an oil pressure sensor if such a type as emitting a certain value continuously. CONSTITUTION:An oil pressure sensor failure judging means 248 can judge certainly any failure in an oil pressure sensor 288 of such a type as emitting a certain value continuously on the basis of slippage of a transmission belt 44 and the condition that the output pressure of the sensor 288 does not vary for a certain period of time TO despite the target pressure POPt which is varying. Accordingly an appropriate countermeasure can be taken in response to the failure of the sensor 288, and it is possible to prevent in good performance the slippage of the transmission belt 44 and application of an excessive load thereon.

Description

【発明の詳細な説明】 DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【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油圧制御装置に関するものである。 The present invention relates to relates to a hydraulic control device for a vehicular belt-type continuously variable transmission.

【0002】 [0002]

【従来の技術】車両用ベルト式無段変速機は、一般に、 BACKGROUND ART vehicular belt-type continuously variable transmission, generally,
一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設けられた一対の可変プーリと、それら一対の可変プーリに巻き掛けられて動力を伝達する伝動ベルトと、前記一対の可変プーリの有効径をそれぞれ変更する一対の一次側油圧アクチュエータおよび二次側油圧アクチュエータとを備えている。 Changing a pair of variable pulleys respectively provided on the primary side rotating shaft and the secondary rotary shaft, wound around their pair of variable pulleys and a transmission belt for transmitting power, the effective diameter of the pair of variable pulleys respectively and a pair of primary-side hydraulic actuator and the secondary side hydraulic actuator. このような車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置は、たとえば特開平3−181662号公報、特願平4−73418号の明細書などに記載されているように、油圧センサにより検出された実際の張力制御圧が目標圧と一致するように調圧弁が調節されることにより、伝動ベルトの張力すなわち伝動ベルトに対する挟圧力が、伝動ベルトの滑りが発生しない範囲で可及的に小さくなるように、ベルト式無段変速機の変速比および入力トルクに応じて最適に制御されるようになっている。 Hydraulic control device of such a vehicular belt-type continuously variable transmission, for example, JP-A 3-181662 discloses, as are described, for example, the specification of Japanese Patent Application No. Hei 4-73418, is detected by the oil pressure sensor by actual tension control pressure is adjusted to the pressure regulating valve to match the target pressure was, clamping pressure on the tension i.e. transmission belt transmission belt becomes smaller as possible within a range in which slipping of the transmission belt is not generated as is adapted to be optimally controlled in accordance with the gear ratio and the input torque of the belt-type continuously variable transmission.

【0003】 [0003]

【発明が解決すべき課題】ところで、上記のような張力制御圧がフィードバック制御される車両用無段変速機の油圧制御装置では、油圧センサの故障のうち、断線或いは短絡による故障はよく知られた電子制御装置の自己診断プログラムにより比較的容易に検出でき、それに対処することができる。 [SUMMARY OF THE INVENTION to be solved] However, in the hydraulic control device for a vehicular continuously variable transmission tension control pressure, such as described above is feedback controlled, of the hydraulic sensor failure, well known failure by breakage or short-circuit could relatively easily detected by the self-diagnostic program of the electronic control device, it is possible to deal with it. しかし、所定値を出力し続けるような油圧センサの故障に対してはそれを検出することができず、種々の不都合が生じていた。 However, it is not possible to detect it for a failure of the oil pressure sensor, such as continues to output the predetermined value, various problems have occurred. たとえば、上記油圧センサの出力が目標圧よりも高い値で維持され続ける故障では、フィードバック制御によって張力制御圧が低下し続けるので、伝動ベルトのすべりが発生する不都合があった。 For example, the failure output of the oil pressure sensor is continuously maintained at a value higher than the target pressure, the tension control pressure continue to drop by the feedback control, slippage of the transmission belt there is an inconvenience to occur. 反対に、油圧センサの出力が目標圧よりも低い値で維持され続ける故障では、フィードバック制御によって張力制御圧が上昇し続けるので、伝動ベルトに過大な負荷が加えられる不都合があった。 Conversely, the failure output of the hydraulic sensor continues to be maintained at a value lower than the target pressure, the tension control pressure continues to increase by the feedback control, an excessive load to the transmission belt is a disadvantage to be added.

【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、所定値を出力し続けるような油圧センサの故障が確実に判定され得るベルト式無段変速機の油圧制御装置を提供することにある。 [0004] The present invention is, above circumstances has been made against the background of, it is an object of the belt type continuously variable transmission in which a failure of the oil pressure sensor, such as continues to output the predetermined value can be determined reliably and to provide a hydraulic control device of the machine.

【0005】 [0005]

【課題を解決するための手段】かかる目的を達成するための本発明の要旨とするところは、有効径が可変の一対の可変プーリに伝動ベルトが巻き掛けられ、張力制御圧によってその伝動ベルトの張力が制御される形式の車両用ベルト式無段変速機において、油圧センサにより実際の張力制御圧を検出し、予め算出した目標圧とその実際の張力制御圧とが一致するように該張力制御圧を出力する調圧弁を制御する油圧制御装置であって、(1) 前記目標圧の変化に拘わらず前記油圧センサの出力圧が所定期間変化しない状態を検出する油圧センサ出力圧不変状態検出手段と、(2) 前記伝動ベルトのすべりの発生を検出する伝動ベルトすべり検出手段と、(3) 目標圧の変化に拘わらず前記油圧センサの出力圧が所定期間変化しない状態、および前記伝動 It is a gist of the present invention for achieving the [SUMMARY OF Such aim is effective diameter transmission belt is wound around the variable pair of variable pulleys, the transmission belt by tension control pressure the vehicle belt type continuously variable transmission of the type tension is controlled by detecting the actual tension control pressure by the hydraulic pressure sensor, the tension control as previously calculated target pressure and its actual tension control pressure coincides a hydraulic control device for controlling the pressure regulating valve for outputting a pressure, (1) the hydraulic pressure sensor output 圧不 varying condition detecting means output pressure of the hydraulic pressure sensor regardless of changes in the target pressure is to detect the state unchanged a predetermined period If, (2) and the transmission belt slippage detecting means for detecting the occurrence of slip of the transmission belt, (3) when the output pressure of the hydraulic pressure sensor regardless of changes in the target pressure is not changed a predetermined time period, and the transmission ルトのすべりの有無に基づいて、油圧センサの故障を判定する油圧センサ故障判定手段とを含むことにある。 Based on the presence or absence of slippage of the belt is to include a hydraulic sensor failure determining means for determining a failure of the hydraulic pressure sensor.

【0006】 [0006]

【作用】このようにすれば、油圧センサ故障判定手段により、目標圧の変化に拘わらず油圧センサの出力圧が所定期間変化しない状態、および伝動ベルトのすべりに基づいて、所定値を出力し続けるような油圧センサの故障が判定される。 [Action] In this way, the oil pressure sensor failure determining means, when the output pressure of the oil pressure sensor regardless of changes in the target pressure is not changed a predetermined time period, and based on the slippage of the transmission belt, continues to output the predetermined value failure of the hydraulic pressure sensor is determined as. たとえば、油圧センサの出力値が目標圧よりも高い値であるときに、その出力が所定期間変化せず且つ伝動ベルトのすべりが発生した場合には、本来伝動ベルトのすべりが発生しない領域であることから、フィードバック制御によって張力制御圧が低下させられた結果であると考えられるので、所定値を出力し続けるような油圧センサの故障と判定される。 For example, when the output value of the oil pressure sensor is higher than the target pressure, if the output is slip and transmission belt without predetermined period change occurs is the region where the slip of the original transmission belt does not occur since, it is considered to be the result of the tension control pressure is reduced by the feedback control, it is determined that the failure of the oil pressure sensor, such as continues to output the predetermined value. また、油圧センサの出力値が目標圧よりも低い値であるときに、その出力が所定期間変化せず且つ伝動ベルトのすべりが発生しない場合には、本来伝動ベルトのすべりが発生する領域であることから、フィードバック制御によって張力制御圧が上昇させられた結果であると考えられるので、この場合も所定値を出力し続けるような油圧センサの故障と判定される。 Further, when the output value of the oil pressure sensor is lower than the target pressure, if the output slippage and power transmission belt without predetermined period change does not occur is the region where the slip of the original transmission belt occurs since, it is considered to be the result of the tension control pressure is raised by the feedback control in this case is also determined that the failure of the oil pressure sensor, such as continues to output the predetermined value.

【0007】 [0007]

【発明の効果】上記のように、本発明によれば、所定値を出力し続けるような油圧センサの故障が確実に判定される。 As described above, according to the present invention, according to the present invention, a failure of the oil pressure sensor, such as continues to output the predetermined value is determined reliably. したがって、そのような油圧センサの故障に応じた対処が可能となり、伝動ベルトのすべりや、伝動ベルトに過大な負荷が加えられることが好適に防止される。 Therefore, such a deal is possible in accordance with the failure of the oil pressure sensor, and slipping of the transmission belt, that an excessive load is applied is suitably prevented the transmission belt.

【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。 EXAMPLES The following be described in detail with reference to an embodiment of the present invention with reference to the accompanying drawings.

【0009】図2において、エンジン10の動力は、ロックアップクラッチ付流体継手12、ベルト式無段変速機(以下、CVTという)14、前後進切換装置16、 [0009] In FIG. 2, the power of the engine 10, the fluid coupling 12 with a lock-up clutch, a belt type continuously variable transmission (hereinafter, referred to as CVT) 14, the forward-reverse switching device 16,
中間ギヤ装置18、および差動歯車装置20を経て駆動軸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。 Via an intermediate gear device 18, and the differential gear unit 20 is adapted to be transmitted to the drive wheels 24 connected to the drive shaft 22.

【0010】流体継手12は、エンジン10のクランク軸26と接続されているポンプ羽根車28と、CVT1 [0010] The fluid coupling 12 includes a pump impeller 28 connected to a crankshaft 26 of the engine 10, CVT 1
4の入力軸30に固定されポンプ羽根車28からのオイルにより回転させられるタービン羽根車32と、ダンパ34を介して入力軸30に固定されたロックアップクラッチ36とを備えている。 A turbine wheel 32 which is rotated by the oil from the fourth input shaft 30 is fixed to the pump impeller 28, and a lock-up clutch 36 fixed to the input shaft 30 via a damper 34. 流体継手12内は常時作動油で満たされており、たとえば車速が所定値以上となったとき、或いはポンプ羽根車28とタービン羽根車32との回転速度差が所定値以下になると係合側油室33へ作動油が供給されるとともに解放側油室35から作動油が流出されることにより、ロックアップクラッチ36が係合して、クランク軸26と入力軸30とが直結状態とされる。 The fluid coupling 12 is filled with constant hydraulic oil, for example when the vehicle speed exceeds a predetermined value, or the engagement side oil when the rotational speed difference between the pump impeller 28 and the turbine impeller 32 is equal to or less than a predetermined value by hydraulic oil is discharged from the release side oil chamber 35 with hydraulic fluid is supplied to the chamber 33, the lock-up clutch 36 is engaged, the crankshaft 26 and the input shaft 30 is directly coupled. 反対に、上記車速が所定値以下になったとき、或いは上記回転速度差が所定値以上になると、解放側油室35へ作動油が供給されるとともに係合側油室33から作動油が流出されることにより、ロックアップクラッチ36が解放される。 Conversely, when the vehicle speed is below a predetermined value, or when the rotational speed difference becomes equal to or higher than a predetermined value, the hydraulic oil from the engagement side oil chamber 33 with hydraulic fluid is supplied to the release side oil chamber 35 flows out by being, the lock-up clutch 36 is released.

【0011】CVT14は、その入力軸30および出力軸38にそれぞれ設けられた同径の可変プーリ40および42と、それら可変プーリ40および42に巻き掛けられた伝動ベルト44とを備えている。 [0011] CVT14 includes a variable pulleys 40 and 42 of the same diameter which are provided on the input shaft 30 and the output shaft 38, and a transmission belt 44 wound around them variable pulleys 40 and 42. 可変プーリ40 Variable pulley 40
および42は、入力軸30および出力軸38にそれぞれ固定された固定回転体46および48と、入力軸30および出力軸38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50および52 And 42 includes a fixed rotating body 46 and 48 are fixed to the input shaft 30 and the output shaft 38, the input shaft 30 and the output shaft 38 in the axial direction movable and movable disposed unrotatably about the axis relative to rotary member 50 and 52
とから成り、可動回転体50および52が油圧アクチュエータとして機能する一次側油圧シリンダ54および二次側油圧シリンダ56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44の掛り径(有効径)が変更されて、CVT14の変速比γ(=入力軸30の回転速度N in /出力軸38の回転速度N out )が変更されるようになっている。 From made, changes movable rotating body 50 and 52 is consuming diameter of the V-groove width or the transmission belt 44 by being moved by the primary side hydraulic cylinder 54 and the secondary-side hydraulic cylinder 56 which acts as a hydraulic actuator (effective diameter) of the It is, so that the gear ratio of the CVT 14 gamma (= rotational speed N out of the rotational speed N in / output shaft 38 of the input shaft 30) is changed. 通常、油圧シリンダ54および5 Usually, the hydraulic cylinders 54 and 5
6のうちの従動側に位置するものには、専ら伝動ベルト44の張力を制御するための張力制御圧、すなわち後述の第2ライン油圧P l2が作用させられる。 The one located on the driven side of the six exclusively tension control pressure for controlling the tension of the transmission belt 44, that is, the second line pressure P l2 below is allowed to act.

【0012】前後進切換装置16は、よく知られたダブルピニオン型遊星歯車機構であって、その出力軸58に固定されたキャリヤ60により回転可能に支持され且つ互いに噛み合う一対の遊星ギヤ62および64と、前後進切換装置16の入力軸(CVT14の出力軸)38に固定され且つ内周側の遊星ギヤ62と噛み合うサンギヤ66と、外周側の遊星ギヤ64と噛み合うリングギヤ6 [0012] forward-reverse switching device 16 is a well known double-pinion type planetary gear mechanism, a pair of planetary gears 62 and 64 which rotatably supported and meshed with each other by a carrier 60 fixed to the output shaft 58 ring gear 6 meshing when a forward-reverse switching device 16 of the input shaft (CVT 14 of the output shaft) 38 a sun gear 66 which meshes with planet gears 62 fixed and the inner circumference side, the planetary gear 64 on the outer peripheral side
8と、リングギヤ68の回転を停止するための後進用ブレーキ70と、上記キャリヤ60と前後進切換装置16 8, a reverse brake 70 for stopping the rotation of the ring gear 68, the carrier 60 and the forward-reverse switching device 16
の入力軸38とを連結する前進用クラッチ72とを備えている。 And a forward clutch 72 for connecting the input shaft 38 of the. 後進用ブレーキ70および前進用クラッチ72 Reverse brake 70 and forward clutch 72
は油圧により作動させられる形式の摩擦係合装置であって、それらが共に係合しない状態では前後進切換装置1 Is a frictional engagement device of the type which is actuated by hydraulic pressure, forward-reverse switching device in a state where they are not engaged together 1
6が中立状態とされて動力伝達が遮断される。 6 is cut off is in the power transmission is in a neutral state. しかし、 But,
前進用クラッチ72が係合させられると、CVT14の出力軸38と前後進切換装置16の出力軸58とが直結されて車両前進方向の動力が伝達される。 When the forward clutch 72 is engaged, the power of the directly coupled with the vehicle forward direction is transmitted and the output shaft 58 of the forward-reverse switching device 16 and the output shaft 38 of the CVT 14. また、後進用ブレーキ70が係合させられると、CVT14の出力軸38と前後進切換装置16の出力軸58との間で回転方向が反転されるので、車両後進方向の動力が伝達される。 Further, the reverse brake 70 when engaged, the rotational direction is reversed between the output shaft 58 of the output shaft 38 and forward-reverse switching device 16 of the CVT 14, the vehicle backward direction of the power is transmitted.

【0013】図3は、車両用動力伝達装置を制御するための図2の油圧制御回路の要部を詳しく示している。 [0013] Figure 3 shows in detail the main part of the hydraulic control circuit of Figure 2 for controlling the power transmission device for a vehicle. その他の部分は、たとえば特開平2−212658号公報に記載されたものと同様である。 Other portions are the same as those described in JP Hei 2-212658.

【0014】図3において、オイルポンプ74は本油圧制御回路の油圧源を構成するものであって、流体継手1 [0014] In FIG. 3, the oil pump 74 has been made to constitute the hydraulic source of the hydraulic control circuit, the fluid coupling 1
2のポンプ羽根車28に一体的に連結されることにより、クランク軸26によって常時回転駆動されるようになっている。 By being integrally connected to the second pump impeller 28, and is constantly rotated driven by the crankshaft 26. オイルポンプ74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76を介して吸入し、また、戻し油路78を介して戻された作動油を吸入して第1ライン油路80へ圧送する。 The oil pump 74 sucks the hydraulic oil returned to the oil tank (not shown) through the strainer 76, also pumped into the first line oil passage 80 to suck the working oil returned through the oil return passage 78 . 本実施例では、第1ライン油路80内の作動油がリリーフ型式の第1調圧弁100によって戻し油路78およびロックアップクラッチ圧油路92へ漏出させられることにより、第1ライン油路80内の第1ライン油圧P l1が調圧されるようになっている。 In this embodiment, the hydraulic oil in the first line oil passage 80 is allowed to leak into the oil passage 78 and the lockup clutch pressure oil passage 92 returns by the first pressure regulating valve 100 of the relief type, the first line oil passage 80 the first line pressure P l1 of the inner adapted is pressure regulated. また、減圧弁型式の第2調圧弁102によって第1ライン油圧P l1が減圧されることにより第2ライン油路82内の第2ライン油圧P l2が調圧されるようになっている。 Moreover, so that the second line pressure P l2 of the second line oil passage 82 is pressure regulated by the second pressure regulating valve 102 of the pressure reducing valve type first line pressure P l1 is reduced. この第2ライン油圧P l2は、伝動ベルト44の張力、すなわち伝動ベルト44に対する挟圧力を制御するために調圧されるから、本実施例のベルト張力制御圧に対応する。 The second line pressure P l2 is the tension of the transmission belt 44, i.e., since the pressure is regulated to control the clamping force against the transmission belt 44, corresponding to the belt tension control pressure in this embodiment.

【0015】まず、第2調圧弁102について説明する。 [0015] First, a description will be given of the second pressure regulating valve 102. 第2調圧弁102は、第1ライン油路80と第2ライン油路82との間を開閉するスプール弁子110、スプリングシート112、リターンスプリング114、プランジャ116を備えている。 Second pressure regulating valve 102, the spool valve element 110 for opening and closing between the first line oil passage 80 and the second line oil passage 82, the spring seat 112, a return spring 114, and a plunger 116. スプール弁子110の軸端には、順に径が大きい第1ランド118、第2ランド120、第3ランド122が順次形成されている。 The axial end of the spool 110, in turn the first land 118 having a larger diameter, a second land 120, the third land 122 are sequentially formed. 第2 The second
ランド120と第3ランド122との間には第2ライン油圧P l2がフィードバック圧として絞り124を通して導入される室126が設けられており、スプール弁子1 It lands 120 and between the third land 122 and the introduced chamber 126 is provided through the aperture 124 and the second line pressure P l2 as a feedback pressure, spool 1
10が第2ライン油圧P l2により閉弁方向へ付勢されるようになっている。 10 is adapted to be urged in the valve closing direction by the second line pressure P l2. また、スプール弁子110の第1ランド118の端面側には、絞り128を介して後述の変速比圧P rが導かれる室130が設けられており、スプール弁子110が変速比圧P rにより閉弁方向へ付勢されるようになっている。 Further, on the end face of the first land 118 of the spool 110, chamber 130 with the speed ratio pressure P r, which will be described later, via the aperture 128 is guided is provided, the spool valve element 110 is gear ratio pressure P r It is adapted to be urged in the valve closing direction by. 第2調圧弁102内においてはリターンスプリング114の開弁方向の付勢力がスプリングシート112を介してスプール弁子110に付与されている。 It is applied to the spool valve element 110 opening direction biasing force of the return spring 114 via the spring seat 112 in the second pressure regulating valve 102. また、プランジャ116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室132が設けられて、スプール弁子110がこのスロットル圧P thにより開弁方向へ付勢されるようになっている。 Further, the end face of the plunger 116 is provided with a chamber 132 for applying a throttle pressure P th below, so the spool valve element 110 is urged in the valve opening direction by the throttle pressure P th there. そして、スプール弁子110の第1ランド118と第2ランド12 The first land 118 of the spool 110 and the second land 12
0との間には、伝動ベルト44の張力を最適値とするために後述のリニア弁180から出力される制御油圧P 0 between the control oil pressure P which is output from the linear valve 180 to be described later to an optimum value the tension of the transmission belt 44
solLが導かれる室136が設けられており、スプール弁子110が変速比圧P rにより閉弁方向へ付勢されるようになっている。 solL has the chamber 136 is provided guided, spool 110 is adapted to be urged in the valve closing direction by the speed ratio pressure P r.

【0016】したがって、第1ランド118の受圧面積をA 1 、第2ランド120の断面の面積をA 2 、第3ランド122の断面の面積をA 3 、プランジャ116のランド117の受圧面積をA 4 、リターンスプリング11 [0016] Thus, A 1 a pressure receiving area of the first land 118, the area of the cross section A 2 of the second land 120, the area of the cross section of the third land 122 A 3, the pressure receiving area of the land 117 of the plunger 116 A 4, the return spring 11
4の付勢力をWとすると、スプール弁子110は以下に示す数式1が成立する位置において平衡させられる。 When the biasing force of 4 is W, the spool valve element 110 is allowed to equilibrate at a position where Equation 1 below is satisfied. すなわち、スプール弁子110が数式1にしたがって移動させられることにより、ポート134a に導かれている第1ライン油路80内の作動油がポート134b を介して第2ライン油路82へ流入させられる状態と、ポート134b に導かれている第2ライン油路82内の作動油がドレンに連通するドレンポート134c へ流される状態とが繰り返されて、第2ライン油圧P l2が発生させられるのである。 That is, by spool 110 is moved in accordance with Equation 1, hydraulic oil in the first line oil passage 80 which is directed to the port 134a is caused to flow into the second line oil passage 82 via the port 134b and state, hydraulic oil in the second line oil passage 82 which is directed to the port 134b is repeated and the state flows to the drain port 134c communicating with the drain is the second line pressure P l2 is generated . 上記第2ライン油路82は比較的閉じられた系であり、第2調圧弁102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P l1が減圧されることにより図4に示す圧を発生させるのである。 The second line oil passage 82 is relatively closed system, the second pressure regulating valve 102 is shown in FIG. 4 by the first line pressure P l1 is relatively high hydraulic pressure as described above is reduced it is to generate the pressure.

【0017】 [0017]

【数1】 P l2 =〔A 4・P th +W−A 1・P r −(A 2 −A 1 )P solL 〕/(A 3 −A 2 [Number 1] P l2 = [A 4 · P th + W- A 1 · P r - (A 2 -A 1) P solL ] / (A 3 -A 2)

【0018】図4においては、リニア弁180の断線などの故障時においてそれから出力される制御油圧P solL [0018] In FIG. 4, the control oil pressure P Soll that in case of failure such as a disconnection of the linear valve 180 is outputted therefrom
が零(大気圧)となった場合に上記数式1に従って調圧される第2ライン油圧P l2 、すなわち基本油圧P mecが実線で示されている。 There second line pressure P l2, i.e. the basic hydraulic P mec shown in solid lines which pressure is adjusted in accordance with the equation (1) when it becomes zero (atmospheric pressure). また、最適値P optを得るために後述の電子制御装置200により駆動されるリニア弁1 The linear valve 1 driven by the electronic control device 200 described later to obtain the optimum value P opt
80から出力された制御油圧P solLに基づいて、上記数式1に従って調圧される第2ライン油圧P l2が破線で示されている。 80 based on the output control pressure P Soll from the second line pressure P l2, which are pressure regulated according to the above equation 1 is indicated by a broken line. この破線で示される第2ライン油圧P l2は基本油圧P mecから制御油圧P solLの値に応じて降圧させられることにより発生させられるものである。 The second line pressure P l2 shown by broken lines in which is generated by being allowed to step down in accordance with the value of the control hydraulic pressure P Soll from the basic hydraulic P mec.

【0019】第1調圧弁100は、スプール弁子14 [0019] The first pressure regulating valve 100, the spool valve element 14
0、スプリングシート142、リターンスプリング14 0, the spring seat 142, a return spring 14
4、第1プランジャ146、およびその第1プランジャ146の第2ランド155と同径の第2プランジャ14 4, the second plunger 14 of the same diameter as the second land 155 of the first plunger 146, and a first plunger 146
8をそれぞれ備えている。 And it includes each of the 8. スプール弁子140は、第1 Spool 140 is first
ライン油路80に連通するポート150aとドレンポート150bまたは150cとの間を開閉するものであり、その第1ランド152の端面にフィードバック圧としての第1ライン油圧P l1を絞り151を介して作用させるための室153が設けられており、この第1ライン油圧P l1によりスプール弁子140が開弁方向へ付勢されるようになっている。 It is intended to open and close between the ports 150a and the drain port 150b or 150c which communicates with the line oil passage 80, acting through the first line squeezing pressure P l1 151 of the end face of the first land 152 as a feedback pressure chamber 153 is provided in order to, so that the spool valve element 140 is urged in the valve opening direction by the first line pressure P l1. スプール弁子140と同軸に設けられた第1プランジャ146の第1ランド154と第2ランド155との間にはスロットル圧P thを導くための室156が設けられており、また、第2ランド155 The first land 154 of the first plunger 146 provided in the spool valve element 140 and coaxial with the chamber 156 is provided for guiding the throttle pressure P th is between the second land 155, and the second land 155
と第2プランジャ148との間には一次側油圧シリンダ54内の油圧P inを油路161を介して導くための室1 When the chamber for guiding through an oil passage 161 to the hydraulic pressure P in in the primary-side hydraulic cylinder 54 is provided between the second plunger 148 1
57が設けられており、さらに第2プランジャ148の端面には第2ライン油圧P l2を導くための室158が設けられている。 57 is provided, further to the end face of the second plunger 148 and chamber 158 is provided for guiding the second line pressure P l2. 前記リターンスプリング144の付勢力は、スプリングシート142を介してスプール弁子14 The biasing force of the return spring 144, the spool valve element 14 through the spring seat 142
0に閉弁方向に付与されているので、スプール弁子14 Because it is applied in the closing direction to 0, the spool valve element 14
0の第1ランド152の受圧面積をA 5 、第1プランジャ146の第1ランド154の断面積をA 6 、第2ランド155および第2プランジャ148の断面積をA 7 The pressure receiving area of the first land 152 of 0 A 5, first the cross-sectional area A 6 of the land 154, the second land 155 and a cross-sectional area A 7 of the second plunger 148 of the first plunger 146,
リターンスプリング144の付勢力をWとすると、スプール弁子140は以下の数式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P l1が調圧される。 When the urging force of the return spring 144 is W, spool valve element 140 is allowed to equilibrate at a position where Equation 2 is satisfied the following, is pressed first line pressure P l1 is adjusted.

【0020】 [0020]

【数2】 P l1 =〔(P in or P l2 ) ・A 7 +P th (A 6 −A 7 )+W〕/A 5 [Number 2] P l1 = [(P in or P l2) · A 7 + P th (A 6 -A 7) + W ] / A 5

【0021】上記第1調圧弁100において、一次側油圧シリンダ54内油圧P inが第2ライン油圧P l2 ( 定常状態ではP l2 =二次側油圧シリンダ56内油圧P out [0021] In the first pressure regulating valve 100, the hydraulic pressure P in the in the primary-side hydraulic cylinder 54 and the second line pressure P l2 (hydraulic P out in P l2 = secondary hydraulic cylinder 56 in the steady state)
よりも高い場合には、第1プランジャ146と第2プランジャ148との間が離間して上記一次側油圧シリンダ54内油圧P inによる推力がスプール弁子140の閉弁方向に作用するが、一次側油圧シリンダ54内油圧P in If greater than, the first plunger 146 is thrust by the apart from hydraulic P in the above primary side hydraulic cylinder 54 between the second plunger 148 acts in the closing direction of the spool 140, primary in the side hydraulic cylinder 54 hydraulic pressure P in
が第2ライン油圧P l2よりも低い場合には、第1プランジャ146と第2プランジャ148とが当接することから、上記第2プランジャ148の端面に作用している第2ライン油圧P l2による推力がスプール弁子140の閉弁方向に作用する。 There is lower than the second line pressure P l2, since the first plunger 146 and the second plunger 148 abuts the thrust by the second line pressure P l2 acting on the end face of the second plunger 148 There acting in the closing direction of the spool 140. すなわち、一次側油圧シリンダ54 That is, the primary side hydraulic cylinder 54
内油圧P inと第2ライン油圧P l2とを受ける第2プランジャ148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140の閉弁方向に作用させるのである。 The second plunger 148 which receives the inner pressure P in the second line pressure P l2 is of exerting an action force based on the hydraulic pressure of the higher of those pressure in the closing direction of the spool 140. なお、スプール弁子140の第1ランド15 The first land 15 of the spool 140
2と第2ランド159との間に設けられた室160はドレンへ開放されている。 2 the chamber 160 provided between the second land 159 is open to the drain.

【0022】前記スロットル圧P thは、図5に示すようにスロットル弁開度θ thを表す信号圧であって、スロットルカムの回動位置に関連して作動させられる図示しないスロットル開度検知弁から発生されている。 [0022] The throttle pressure P th is a signal pressure representing the throttle valve opening theta th as shown in FIG. 5, a throttle opening degree detecting valve (not shown) is actuated in relation to the rotational position of the throttle cam It is generated from. また、変速比圧P rは、図6に示すようにCVT14の変速比γ Further, the gear ratio pressure P r is the gear ratio of CVT14 as shown in FIG. 6 gamma
を表す信号圧であって、可動回転体50または52の軸方向位置に関連して作動させられる図示しない変速比検知弁から発生されている。 A signal pressure representing a are generated from the gear ratio sensor valve (not shown) is actuated in relation to the axial position of the movable rotating body 50 or 52. この変速比検知弁は、第2ライン油路82からオリフィスを通して供給される第2ライン油圧P l2の作動油の逃がし量を変化させることにより変速比圧P rを発生させるものであるから、変速比圧P rは第2ライン油圧P l2以上の値となることが制限されている一方、数式1に従って作動する第2調圧弁10 The transmission ratio detecting valve, since it is intended to generate the speed ratio pressure P r by changing the relief amount of hydraulic oil in the second line pressure P l2 supplied through the orifice from the second line oil passage 82, shift while specific pressure P r is being restricted to be a second line pressure P l2 or more values, the second pressure regulating valve 10 that operates in accordance with equation 1
2では変速比圧P rの減少に伴って第2ライン油圧P l2 The with decreasing 2 in speed ratio pressure P r 2 line pressure P l2
を増加させる。 Increase. このため、変速比圧P rが所定値まで増加して第2ライン油圧P l2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る。 Therefore, the speed ratio pressure P r becomes equal to the second line pressure P l2 increases to a predetermined value, is constant with saturated Both later. 図4の直線は、第2調圧弁102において変速比圧P rに関連して数式1に従って調圧される基本油圧(第2ライン油圧P l2の最大値)P mecの変化特性を示している。 Figure 4 straight lines show the change characteristics of the P mec (maximum value of the second line pressure P l2) basic hydraulic pressure pressure is regulated according to equation 1 in relation to the speed ratio pressure P r in the second pressure regulating valve 102 . 上記第2調圧弁1 The second pressure regulating valve 1
02の弁機構により得られる基本油圧P mecは、第2調圧弁102のスプール弁子110やプランジャ116の受圧面積等に関連して機械的に定まる値であり、理想圧P optよりも充分に高く設定されている。 Basic pressure P obtained by 02 of the valve mechanism mec is a value determined mechanically in relation to the pressure receiving area and the like of the of the second pressure regulating valve 102 spool 110 and the plunger 116, sufficiently than the ideal pressure P opt high has been set.

【0023】前記第1調圧弁100により調圧された第1ライン油圧P l1および第2調圧弁102により調圧された第2ライン油圧P l2は、CVT14の変速比γを調節するために、変速方向切換弁および流量制御弁から構成された図示しない変速制御弁装置により一次側油圧シリンダ54および二次側油圧シリンダ56の一方および他方へそれぞれ供給される。 [0023] The second line pressure P l2 whose pressure regulated by the first line pressure P l1 and second pressure regulating valve 102 has pressure regulated by the first pressure regulating valve 100, in order to adjust the γ gear ratio of the CVT 14, They are respectively supplied to one and the other of the primary side hydraulic cylinder 54 and the secondary-side hydraulic cylinder 56 by a not shown, which is composed of transmission directional control valve and flow control valve shift control valve device. また、第2ライン油圧P l2 In addition, the second line pressure P l2
は、絞りを介して二次側油圧シリンダ56に作用させられている。 It is allowed to act on the secondary side hydraulic cylinder 56 through the aperture.

【0024】リニア弁180は、図示しない調圧弁によって第1ライン油圧P l1から一定の値に調圧されたモジュレータ圧P moを元圧として用いることにより出力信号圧P The linear valve 180, the output signal pressure P by using a modulator pressure P mo pressure regulated to a constant value from the first line pressure P l1 by a not-shown pressure regulating valve as source pressure solLを発生させるものであり、バルブボデー182 It is intended to generate a solL, valve body 182
のシリンダボア184内に摺動可能に嵌め入れられたスプール弁子186と、電子制御装置200から供給される駆動信号(制御信号値)Dによって励磁されるリニアソレノイド188と、このリニアソレノイド188の励磁状態に関連して発生する電磁力に基づいてスプール弁子186を昇圧側へ付勢するコア190と、スプール弁子186を降圧側へ付勢するスプリング192と、スプール弁子186を降圧側へ付勢するために前記出力信号圧P solLが導かれるフィードバック油室194とを備えている。 A spool valve element 186 which is placed slidably fitted into the cylinder bore 184 of the drive signal (control signal value) supplied from the electronic control unit 200 and the linear solenoid 188 is energized by D, the excitation of the linear solenoid 188 the core 190 to urge the spool 186 to the boost based on the electromagnetic force generated in relation to the state, a spring 192 for biasing the spool valve element 186 to the step-down side, the spool valve element 186 to the step-down side the output signal pressure P Soll is a feedback oil chamber 194 to be guided to the biasing. 上記スプール弁子186は、コア190から付与される昇圧側への付勢力とスプリング192から付与される降圧側への付勢力とが平衡する位置へ移動するように作動させられることにより、図7に示す出力特性に従い、電子制御装置200から供給される駆動信号Dに基づいて制御油圧P solLを出力させる。 The spool 186 by the biasing force of the step-down side applied from the urging force and the spring 192 to the boost applied from the core 190 is actuated to move to a position balanced, 7 in accordance with the output characteristic shown in, to output a control pressure P Soll based on a drive signal D supplied from the electronic control unit 200. このようにして出力される制御油圧P solLは、リニア弁180の出力ポート196から第2調圧弁102の室136へ供給されることにより、基本油圧P mecから所定の低下圧P down Control pressure P Soll in this manner is to output, by being supplied from the output port 196 of the linear valve 180 to chamber 136 of the second pressure regulating valve 102, the basic oil pressure P predetermined decrease from mec pressure P down
だけ低くされた目標圧P optが第2ライン油圧P l2として第2調圧弁102から出力される。 Only low to target pressure P opt is output from the second pressure regulating valve 102 as a second line pressure P l2.

【0025】上記リニア弁180の駆動信号Dは、連続的に変化させられる電流であるが、リニア弁180のヒステリシスを除去し且つ作動を安定化するために、たとえば300Hz程度の周波数の交流が重畳させられる場合もある。 The drive signal D of the linear valve 180 is a current that is caused to continuously vary, in order to stabilize removed and the operation hysteresis of the linear valve 180, for example, alternating current with a frequency of about 300Hz superimposition there is also a case to be allowed.

【0026】第2図に戻って、電子制御装置200は、 [0026] Returning to Figure 2, the electronic controller 200,
図示しない予め記憶された関係から実際の車速Vおよびスロットル弁開度θ thに基づいて決定した目標入力軸回転速度N in゜と実際の入力軸回転速度N inとが一致するように前記変速方向切換弁および流量制御弁を制御する第1電磁弁202および第2電磁弁204を駆動する一方、図示しないクラッチ制御弁を制御する第3電磁弁2 The shift direction so that the actual vehicle speed V and the throttle valve opening target input shaft rotation speed determined based on the theta th N in degrees actual input shaft rotational speed N in a predetermined stored relationship (not shown) are matched while driving the first electromagnetic valve 202 and the second solenoid valve 204 which controls the switching valve and the flow control valve, the third solenoid valve for controlling the clutch control valve (not shown) 2
06、リレー弁を制御するための第4電磁弁208、前記リニア弁180を選択的に駆動することにより、CV 06, the fourth solenoid valve 208 for controlling the relay valve, by selectively driving the linear valve 180, CV
T14の変速比γ、流体継手12のロックアップクラッチ36の係合状態、第2ライン油圧P l2の上昇あるいは低下などを制御するとともに、伝動ベルト44の張力制御圧である第2ライン油圧P l2を目標圧と一致させるためのフィードバック制御を実行する。 Speed ratio of T14 gamma, engagement of the lock-up clutch 36 of the fluid coupling 12, as well as controls the increase or decrease in the second line pressure P l2, second line pressure P l2 is the tension control pressure of the transmission belt 44 that perform feedback control to match the target pressure.

【0027】電子制御装置200は、CPU、RAM、 [0027] The electronic control device 200, CPU, RAM,
ROM等から成る所謂マイクロコンピュータを備えており、それには、駆動輪24の回転速度を検出する車速センサ212、CVT14の入力軸30および出力軸38 Includes a so-called microcomputer consisting of ROM or the like, it is input from the vehicle speed sensor 212, CVT 14 for detecting the rotational speed of the drive wheel 24 shaft 30 and the output shaft 38
の回転速度をそれぞれ検出する入力軸回転センサ214 An input shaft rotation sensor 214 for detecting the rotational speed of the respective
および出力軸回転センサ216、エンジン10の吸気配管に設けられたスロットル弁の開度を検出するスロットルセンサ218、シフトレバー220の操作位置を検出するための操作位置センサ222、エンジン10の回転速度N eを検出するためのエンジン回転センサ226、 And the output shaft rotation sensor 216, a throttle sensor 218, the operation position sensor 222 for detecting an operation position of a shift lever 220 for detecting the opening of a throttle valve provided in an intake pipe of the engine 10, the rotational speed of the engine 10 N an engine rotation sensor 226 for detecting the e,
第2調圧弁102の出力圧、すなわち第2ライン油圧P Output pressure of the second pressure regulating valve 102, that is, the second line pressure P
l2を検出する油圧センサ228から、車速Vを表す信号、入力軸回転速度N inを表す信号、出力軸回転速度N from hydraulic pressure sensor 228 for detecting a l2, signals representing the vehicle speed V, the signal representing the input shaft speed N in, the output shaft rotation speed N
outを表す信号、スロットル弁開度θ thを表す信号、シフトレバー220の操作位置P sを表す信号、エンジン回転速度N eを表す信号、油圧センサ228の出力圧P signal representative of the out signal representing the throttle valve opening theta th, signals representing the operating position P s of the shift lever 220, a signal indicative of engine rotational speed N e, the output pressure P of the hydraulic sensor 228
sns (基本油圧P mec )を表す信号がそれぞれ供給される。 signal representing the sns (basic oil pressure P mec) are supplied. 電子制御装置200内のCPUは、RAMの一時記憶機能を利用しつつROMに予め記憶されたプログラムに従って入力信号を処理し、前記第1電磁弁202、第2電磁弁204、第3電磁弁206、第4電磁弁20 CPU of the electronic control device 200 processes the input signals according to control programs stored in the ROM while utilizing a temporary data storage function of the RAM, the first solenoid valve 202, the second solenoid valve 204, the third solenoid valve 206 , fourth solenoid valve 20
8、リニア弁180を駆動するための信号を出力する。 8, and outputs a signal for driving the linear valve 180.

【0028】エンジン用電子制御装置232は、エンジン10の点火時期制御、燃料噴射制御などを実行するよく知られたものであり、前記電子制御装置200からの出力トルク低下指令信号STDを受けると、燃料噴射弁234により燃料噴射量を制限してその出力トルク低下指令信号STDが表すトルク低下分だけエンジン10の出力トルクを低下させる。 The engine electronic control unit 232, ignition timing control of the engine 10, which has been known to perform the fuel injection control, when receiving the output torque decrease command signal STD from the electronic control unit 200, by limiting the amount of fuel injected by the fuel injection valve 234 decreases the output torque of the torque reduction amount corresponding engine 10 represented by the output torque decrease command signal STD.

【0029】以下、上記電子制御装置200の制御作動の要部、すなわち第2ライン油圧P l2を理想圧P optと一致させるための第2ライン油圧最適制御と、ベルト挟圧力異常時の制御とを詳細に説明する。 [0029] Hereinafter, main control operation of the electronic control device 200, i.e. the second line pressure optimal control for matching the second line pressure P l2 ideal pressure P opt, the control at the time of the belt clamping pressure abnormality It will be described in detail.

【0030】先ず、第2ライン油圧のフィードバック制御では、各センサからの入力信号等が読み込まれる一方、その読み込まれた信号に基づいて入力軸30の回転速度N in 、出力軸38の回転速度N out 、CVT14の変速比γ、車速V等が算出される。 [0030] First, in the second line pressure feedback control, while the input signals from the sensors are read, the rotational speed N in of the input shaft 30 based on the read signal, the rotational speed N of the output shaft 38 gear ratio out, CVT14 γ, vehicle speed V is calculated. 続いて、予め記憶された数式3に示す関係から、実際の入力トルクT in 、実際の伝動ベルト44の掛り径D in 、および出力軸回転速度N outに基づいて、伝動ベルト44の滑りが発生しない範囲で入力トルクを充分に伝達することができる最適な目標圧(理想圧)P optが算出される。 Then, from the relationship shown in Equation 3, which is pre-stored, the actual input torque T in, consuming diameter D in the actual transmission belt 44, and based on the output shaft rotation speed N out, slippage of the transmission belt 44 is generated optimum target pressure (ideal pressure) P opt can sufficiently transmit the input torque within a range not is calculated. この数式3の右辺第2項は遠心油圧の補正項であり、右辺第3項は余裕値であり、C 1およびC 2は定数である。 The second term on the right side of the equation 3 is a correction term of the centrifugal hydraulic pressure, a third term on the right side is a margin value, C 1 and C 2 are constants. 上記入力トルクT inすなわちエンジン10の出力トルクT eは、たとえばよく知られた式からエンジン回転速度N e (=N The output torque of the input torque T in, that is, the engine 10 T e, for example the well-known engine speed from the equation N e (= N
in )およびスロットル弁開度θ th 、或いはそれに吸気管負圧PMを加えたパラメータに基づいて算出され、上記伝動ベルト44の掛り径D inはCVT14の実際の変速比γ(=入力軸30の回転速度N in /出力軸38の回転速度N out )から算出される。 in) and a throttle valve opening theta th, or is calculated based on the parameters plus the intake pipe negative pressure PM to it, the consuming diameter D in of the transmission belt 44 actual gear ratio gamma (= input shaft 30 of CVT14 It is calculated in the rotational speed N in / output shaft 38 from the rotational speed N out).

【0031】 [0031]

【数3】 P opt =C 1・T in /D in −C 2・N out 2 +ΔP [Number 3] P opt = C 1 · T in / D in -C 2 · N out 2 + ΔP

【0032】そして、油圧センサ228により検出された実際の第2ライン油圧P l2と上記目標圧P optとの制御偏差ΔP cが算出され、予め記憶された数式4に示すフィードバック制御式からその制御偏差ΔP cに基づいて上記制御偏差ΔP cを解消するための駆動信号Dが決定され、この駆動信号Dによりリニア弁180が駆動される。 [0032] Then, the calculated actual second line pressure P l2 and control deviation [Delta] P c between the target pressure P opt detected by the oil pressure sensor 228, the control from the feedback control equation shown in Equation 4, which is prestored drive signal D for solving the control deviation [Delta] P c based on the deviation [Delta] P c is determined, the linear valve 180 is driven by the drive signal D.

【0033】 [0033]

【数4】 D=K P・ΔP c +K I・∫ΔP c dt+K D・ΔP c /dt Equation 4] D = K P · ΔP c + K I · ∫ΔP c dt + K D · ΔP c / dt

【0034】図1は、所定値を出力し続ける油圧センサ228の故障の判定およびその故障に対する補償処置を実行する電子制御装置200の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。 [0034] FIG. 1 is a functional block diagram illustrating portions of control functions of the electronic control unit 200 for executing the determination and compensation treatment for the failure of the failure of the oil pressure sensor 228 continues to output the predetermined value. 図1において、油圧センサ出力圧不変状態検出手段244は、目標圧P optの変化に拘わらず油圧センサ228の出力圧が所定期間T O内において変化しない状態を検出する。 In Figure 1, the oil pressure sensor output圧不varying condition detecting means 244, the output pressure of the oil pressure sensor 228 irrespective of the change of the target pressure P opt to detect the state unchanged within a predetermined time period T O. 伝動ベルトすべり検出手段246は、伝動ベルト44のすべりの発生を検出する。 Transmission belt slippage detecting means 246 detects the occurrence of a slip of the transmission belt 44. 油圧センサ故障判定手段248は、目標圧P Hydraulic pressure sensor failure determining means 248, the target pressure P
optの変化に拘わらず油圧センサ228の出力圧が所定期間T O変化しない状態、および伝動ベルト44のすべりに基づいて、所定値を出力し続けるような油圧センサ228の故障を判定する。 when the output pressure of the oil pressure sensor 228 irrespective of the opt change in does not change the predetermined time period T O, and on the basis of the slippage of the transmission belt 44, it determines the failure of the oil pressure sensor 228, such as continuously outputs the predetermined value.

【0035】次に、電子制御装置200の制御作動の要部を図8、図9、図10、および図11のフローチャートを用いて説明する。 Next, FIG. 8 a main control operation of the electronic control device 200, FIG. 9 will be described with reference to the flowchart of FIG. 10, and 11. 図8はフェイル判定ルーチンであり、図9は油圧センサ228の故障に対する処理を実行するルーチンであり、図10は油圧回路系の故障に対する処理を実行するルーチンであり、図11は図10のエンジントルク低下ルーチンを詳しく示す図である。 Figure 8 is a fail judgment routine, FIG. 9 is a routine that performs processing for failure of the oil pressure sensor 228, FIG. 10 is a routine that performs processing for the failure of the hydraulic circuit system, the engine of Figure 11 Figure 10 it is a diagram illustrating in detail a torque reduction routine.

【0036】図8のステップSF1では、油圧センサ2 [0036] In step SF1 in FIG. 8, the hydraulic pressure sensor 2
28の断線或いは短絡が検出されたか否かが判断される。 Disconnection or short circuit 28 whether or not it is detected is determined. この油圧センサ228の断線或いは短絡は、たとえば電子制御装置200に設けられた自己診断プログラムにより検出される。 The disconnection or short circuit of the hydraulic pressure sensor 228 is detected by the self-diagnostic program, for example, provided in the electronic control unit 200. 上記ステップSF1の判断が肯定された場合には、ステップSF9において油圧センサ22 If the determination in step SF1 is YES, the oil pressure sensor 22 at step SF9
8の故障が記憶され、油圧センサ228の故障をバックアップするための図9に示すルーチンが実行される。 8 failure is stored, the routine shown in FIG. 9 for backing up a failure of the hydraulic pressure sensor 228 is executed. すなわち、図9のステップSF9−1では、第2ライン油圧P l2を制御するために、それまで用いられていた数式4に示すフィードバック制御式に替えて、数式5に示すフィードフォワード制御式が用いられる。 That is, in step SF9-1 9, in order to control the second line pressure P l2, in place of the feedback control equation shown in equation 4 which has been used until then, is used feedforward control formula shown in Equation 5 It is. 数式5において、αは係数、P downは基本圧P mecと目標圧P optとの差であり、P HOSEIは学習補正値である。 In Equation 5, alpha is a coefficient, P down is the difference between the basic pressure P mec and the target pressure P opt, P HOSEI is a learning correction value. 基本圧P Basic pressure P
mecは図4の実線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θ thに基づいて算出され、基本圧P mecから前記数式3から算出された目標圧P optが差し引かれることによりP downが求められる。 mec is calculated based on the actual gear ratio γ and the throttle valve opening theta th a predetermined stored relationship shown by the solid line in FIG. 4, is subtracted target pressure P opt calculated from the equation 3 from the basic pressure P mec P down is determined by being.
また、上記学習補正値P HOSEIは、スロットル弁開度θ Further, the learning correction value P HOSEI the throttle valve opening θ
thと駆動信号Dとの二次元マップにより記憶されており、フィードフォワード制御が実行される事にその内容が更新される。 th and the driving signals are stored by the two-dimensional map of is D, its contents are updated to be feed-forward control is executed.

【0037】 [0037]

【数5】D=α(P down +P HOSEI [Number 5] D = α (P down + P HOSEI)

【0038】前記のステップSF1の判断が否定された場合には、ステップSF2において第2ライン油圧(張力制御圧)P l2のフィードバック制御中であるか否かが判断される。 [0038] If the determination in step SF1 is NO, whether the second line pressure (tension control pressure) in the feedback control of the P l2 in step SF2 is determined. このステップSF2の判断が否定された場合には、本フェイル判定ルーチンが終了させられる。 If the determination at step SF2 is negative, the failure determination routine is terminated. しかし、ステップSF2の判断が肯定された場合には、ステップSF3において、油圧センサ228の出力圧P However, if the determination in step SF2 is affirmative, at step SF3, the output pressure of the hydraulic pressure sensor 228 P
dactと目標圧P optとの差の絶対値|P dact −P opt the absolute value of the difference between dact and the target pressure P opt | P dact -P opt |
が予め記憶された判断基準値δよりも大きいか否かが判断される。 There whether greater than the criterion value δ stored in advance is determined. この判断基準値δは、第2ライン油圧P l2のフィードバック制御が正常であるか否かを判断するためのものであり、図12において制御偏差ΔP cが零であるときを示す実線に平行な1点鎖線により挟まれた所定幅の最適制御ばらつき範囲内で制御が行われていることを示す。 This criterion value [delta], which is for feedback control of the second line pressure P l2 is equal to or normal, parallel to the solid line indicates when the control deviation [Delta] P c is zero in FIG. 12 indicating that the control within optimal control variation range sandwiched predetermined width by a dashed line is being performed.

【0039】上記ステップSF3の判断が否定された場合には、ステップSF10において第2ライン油圧フィードバック制御が正常であると判断されて本ルーチンは終了させられる。 [0039] If the determination in step SF3 is negative, the second line pressure feedback control is determined to be normal routine at step SF10 is terminated. しかし、上記ステップSF3の判断が肯定された場合には、油圧センサ出力圧不変状態検出手段244に対応するステップSF4およびSF5において、目標圧P optの変化に拘わらず油圧センサ228の出力圧P dactが所定期間変化しない状態が検出される。 However, if the determination in step SF3 is affirmative, at step SF4 and SF5 corresponding to the oil pressure sensor output圧不varying condition detecting means 244, the output pressure of the oil pressure sensor 228 irrespective of the change of the target pressure P opt P dact There state unchanged predetermined period is detected.
すなわち、先ずステップSF4において一定期間T 0内において油圧センサ228の出力圧P dactが一定値を示したか否かすなわち変化を示したか否かが判断される。 That is, first whether or not the output pressure P dact the oil pressure sensor 228 within a predetermined period T 0 in step SF4 showed whether i.e. change showed a constant value is determined.
このステップSF4の判断が否定された場合には、油圧センサ228が正常であると推定されるので、本ルーチンが終了させられる。 If the determination in step SF4 is negative, since the hydraulic pressure sensor 228 is estimated to be normal, the routine is terminated. しかし、このステップSF4の判断が肯定された場合には、目標圧P optの相対変化の有無を判定するためのステップSF5において油圧センサ228の出力圧P dactが目標圧P optより大きいか否かが判断される。 However, If this determination in step SF4 is affirmative, whether the output pressure P dact the oil pressure sensor 228 is larger than the target pressure P opt in step SF5 for determining the presence or absence of the relative change of the target pressure P opt There is determined.

【0040】上記ステップSF5の判断が否定された場合には、伝動ベルトすべり検出手段246に対応するステップSF6において伝動ベルト44のすべりが発生しているか否かが判断される。 [0040] If the determination in step SF5 is NO, whether the slip of the transmission belt 44 is generated in step SF6 corresponding to the transmission belt slippage detecting means 246 is determined. この伝動ベルト44のすべりは、たとえば、変速比γの変化率(瞬時値)が所定の判断基準値aを超えたこと、或いは、エンジン回転速度N e 、入力軸回転速度N in 、または出力軸回転速度N Slippage of the transmission belt 44, for example, the rate of change of the speed ratio gamma (instantaneous value) exceeds a predetermined criterion value a, or the engine rotational speed N e, the input shaft rotation speed N in, or the output shaft, the rotational speed N
outの変化率(瞬時値)が所定の判断基準値bを超えたことを以て判断される。 out rate of change (instantaneous value) is determined with a possible exceeds a predetermined criterion value b. それら判断基準値aおよびb They criterion values ​​a and b
は、伝動ベルト44のすべりが発生していないときにはとり得ない値に設定される。 It is set to a value which can not be taken when the slippage of the transmission belt 44 does not occur.

【0041】上記ステップSF6の判断が否定された場合にはステップSF8において油圧回路系の故障と判断されて図10に示す油圧回路系故障処理ルーチンが実行される。 The hydraulic circuit system fault handling routine when the determination in step SF6 is denied that it is determined that the failure of the hydraulic circuit system in step SF8 shown in FIG. 10 is executed. しかし、ステップSF6の判断が肯定された場合には、ステップSF9において油圧センサ228の故障と判断されて前記図9の油圧センサ故障処理ルーチンが実行される。 However, if the determination in step SF6 is affirmative, it is determined that the failure of the oil pressure sensor 228 hydraulic sensor failure processing routine of FIG. 9 is performed in step SF9. また、ステップSF5の判断が肯定された場合には、伝動ベルトすべり検出手段246に対応するステップSF7において伝動ベルト44のすべりが発生しているか否かが判断される。 Further, the determination in step SF5 is if it is affirmative, whether the slip of the transmission belt 44 is generated in step SF7 corresponding to the transmission belt slippage detecting means 246 is determined. このステップSF7の判断が肯定された場合には油圧センサ故障判定手段24 Hydraulic pressure sensor failure determining means if the determination in step SF7 is affirmative 24
8に対応するステップSF9において油圧センサ228 Hydraulic pressure sensor 228 at step SF9 corresponding to 8
の故障と判断されるが、否定された場合には、ステップSF8において油圧回路系の故障と判断される。 Although the failure of the decision, if it is negative, it is determined that the failure of the hydraulic circuit system in step SF8.

【0042】すなわち、油圧センサ228の出力圧P [0042] That is, the output pressure of the hydraulic pressure sensor 228 P
dactが図12の領域Aに示すように目標圧P optより大きい値を出力し続ける状態において伝動ベルト44のすべりが発生した場合は、第2ライン油圧フィードバック制御が制御偏差ΔP cを解消しようとして第2ライン油圧P l2を低くした結果であるので、油圧センサ228の故障と判断される。 As if dact slippage of the transmission belt 44 in the state to continue to output the target pressure P opt greater value as shown in region A of FIG. 12 is generated, the second line pressure feedback control is trying to eliminate the control deviation [Delta] P c since the result of lower second line pressure P l2, it is determined that the failure of the oil pressure sensor 228. また、油圧センサ228の出力圧P Further, the output pressure of the hydraulic pressure sensor 228 P
dactが図12の領域Bに示すように目標圧P optより小さい値を出力し続ける状態において伝動ベルト44のすべりが発生しない場合は、第2ライン油圧フィードバック制御が制御偏差ΔP cを解消しようとして第2ライン油圧P l2を高くした結果であるので、これも油圧センサ228の故障と判断されるのである。 As if dact slippage of the transmission belt 44 in the state to continue to output the target pressure P opt value smaller than as shown in the region B in FIG. 12 does not occur, the second line pressure feedback control is trying to eliminate the control deviation [Delta] P c since the result of high second line pressure P l2, which is also being determined that the failure of the oil pressure sensor 228. 反対に、油圧センサ228の出力圧P dactが目標圧P optより大きい値を出力し続ける状態において伝動ベルト44のすべりが発生しない場合、および油圧センサ228の出力圧P dact Conversely, the output pressure when the output pressure P dact the oil pressure sensor 228 is not slipping of the transmission belt 44 in the state to continue to output the target pressure P opt value greater than occurred, and the oil pressure sensor 228 P dact
が目標圧P optより小さい値を出力し続ける状態において伝動ベルト44のすべりが発生した場合は、第2調圧弁102やリニヤ弁180のスティックなどの油圧回路系の故障により、実際の第2ライン油圧P l2が異常値を示していると判断されるのである。 By If is the slippage of the transmission belt 44 in the state to continue to output the target pressure P opt value smaller than occurs, a failure of the hydraulic circuit system, such as a stick of the second pressure regulating valve 102 and the linear valve 180, the actual second line hydraulic P l2 is being determined to indicate an abnormal value.

【0043】前記ステップSF8のおいて実行される図10の油圧回路系故障処理ルーチンでは、ステップSF [0043] In the hydraulic circuit system fault processing routine of FIG. 10 to be executed have up for the step SF8, Step SF
8−1において油圧センサ228の出力圧P dactが故障時の第2ライン油圧P l21として読み込まれる。 Output pressure P dact the oil pressure sensor 228 is read as the second line pressure P l21 of failure in 8-1. この値P l21は、たとえば所定期間内の出力圧P dactの平均値が採用され、油圧回路系故障によって固定された値である。 This value P l21, for example the average value of the output pressure P dact within a predetermined time period is employed, a fixed value by the hydraulic circuit system failure. 続くステップSF8−2においては、目標圧P opt In subsequent step SF8-2, target pressure P opt
がその故障時の第2ライン油圧P l21よりも小さいか否かが判断される。 There whether smaller is determined than the second line pressure P l21 at the time of failure. このステップSF8−2の判断が肯定された場合には、目標圧P optが故障時の第2ライン油圧P l21よりも小さく、伝動ベルト44のすべりが発生する心配がないので、本ルーチンが終了させられる。 If the determination in step SF8-2 is positive, the target pressure P opt is smaller than the second line pressure P l21 of failure, there is no risk that slip of the transmission belt 44 is generated, the routine is ended provoking. しかし、上記ステップSF8−2の判断が否定された場合には、目標圧P optが故障時の第2ライン油圧P l21よりも大きく、伝動ベルト44のすべりが発生するおそれがあるので、ステップSF8−3において図11に示すエンジン出力トルク低下ルーチンが実行される。 However, if the determination in step SF8-2 is negative, greater than the second line pressure P l21 target pressure P opt is failure, the slippage of the transmission belt 44 may occur, step SF8 the engine output torque reduction routine shown in FIG. 11 is executed in -3.

【0044】図11では、ステップSF8−3−1において実際の変速比γおよび車速Vが読み込まれた後、ステップSF8−3−2において現在の故障時の第2ライン油圧P l21にてすべりなく伝達可能なエンジン出力トルクT e゜が算出される。 [0044] In Figure 11, after the actual gear ratio γ and the vehicle speed V is read in step SF8-3-1, without slip at the second line pressure P l21 when current malfunction in step SF8-3-2 is transmittable engine output torque T e゜Ga calculated. この場合のエンジン出力トルクT e゜は、たとえば数式6から上記変速比γ、車速V、第2ライン油圧P l21に基づいて算出される。 In this case the engine output torque T e ° is, for example, the gear ratio from Equation 6 gamma, the vehicle speed V, the calculated on the basis of the second line pressure P l21.

【0045】 [0045]

【数6】P opt =A・T e (1+γ)−B・V 2 [6] P opt = A · T e ( 1 + γ) -B · V 2

【0046】続くステップSF8−3−3では、予め記憶されたよく知られた関係から実際のスロットル弁開度θ thおよびエンジン回転速度N e 、或いはそれに加えて車速Vに基づいて実際のエンジン出力トルクT eが算出される。 The following step SF8-3-3, prestored well-known in fact from the relationship throttle opening theta th and the engine speed N e, or actual engine output based on the vehicle speed V in addition torque T e is calculated. 次いで、ステップSF8−3−4では、実際のエンジン出力トルクT eと前記故障時の第2ライン油圧P l21にてすべりなく伝達可能なエンジン出力トルクT Next, In step SF8-3-4, the actual engine output torque T e and the second line pressure P l21 at slip without transmittable engine output torque T at the time of the failure
e゜とのトルク差δT(=T e −T e゜)が算出される。 e difference in torque °? T (= T e -T e °) is calculated. そして、ステップSF8−3−5では、そのトルク差δT分だけエンジン10の出力トルクが低下するように、電子制御装置200からエンジン用電子制御装置2 Then, step in SF8-3-5, so that the output torque of the engine 10 by the torque difference δT content is lowered, the electronic control unit 200 the engine electronic control unit 2
32へ出力トルク低下指令信号STDが出力される。 32 Output torque decrease command signal STD is output to. これにより、伝動ベルト44の負荷が抑制されて、伝動ベルト44のすべりが防止される。 Thus, the load of the transmission belt 44 is suppressed, slipping of the transmission belt 44 is prevented.

【0047】上述のように、本実施例によれば、油圧センサ故障判定手段248により、目標圧P optの変化に拘わらず油圧センサ228の出力圧が所定期間T O変化しない状態、および伝動ベルト44のすべりに基づいて、所定値を出力し続けるような油圧センサ228の故障が確実に判定される。 [0047] As described above, according to this embodiment, the hydraulic pressure sensor failure determining means 248, when the output pressure of the oil pressure sensor 228 irrespective of the change of the target pressure P opt is not changed a predetermined time period T O, and a transmission belt 44 based on the slip, failure of the oil pressure sensor 228, such as continuously outputs the predetermined value is determined reliably. したがって、そのような油圧センサ228の故障に応じた対処が可能となり、伝動ベルト44のすべりや、伝動ベルト44に過大な負荷が加えられることが好適に防止される。 Therefore, such a deal is possible in accordance with the failure of the oil pressure sensor 228, slippage or of the transmission belt 44, that an excessive load is applied is suitably prevented the transmission belt 44.

【0048】また、本実施例によれば、油圧回路系の故障が判断されるとともに、その場合にはエンジンの出力トルクが低下させられることから、伝動ベルト44のすべりが防止されつつ車両の走行が許容されるので、CV [0048] Further, according to this embodiment, with a failure of the hydraulic circuit system is determined, since the output torque of the engine is lowered in that case, while the slip of the transmission belt 44 is prevented in the vehicle traveling since There is acceptable, CV
T14を損傷することなく修理工場まで車両を走行させることができる。 T14 can drive the vehicle to a repair shop without damaging the.

【0049】以上、本発明の一実施例を図面を用いて説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。 [0049] While an embodiment of the present invention has been described with reference to the drawings, the present invention is also applicable in other embodiments.

【0050】たとえば、前述の実施例のステップSF8 [0050] For example, the steps of the foregoing embodiments SF8
−3では、燃料噴射弁234によってエンジン10の出力トルクが低下させられていたが、点火時期を制御(遅角)することによって出力トルクが低下させられてもよい。 In -3, the output torque of the engine 10 by the fuel injection valve 234 has been lowered, the output torque by controlling the ignition timing (retard) may be reduced.

【0051】また、前述の実施例のステップSF8−3 [0051] Further, the steps of the foregoing embodiments SF8-3
に替えて、最大変速比γ maxを小さくすると同時に最小変速比γ minを大きくすることにより、それまでのCV Instead, by increasing the minimum speed ratio gamma min and at the same time to reduce the maximum speed ratio gamma max, CV until then
T14の変速比範囲を内側へ制限するルーチンを設けてもよい。 The gear ratio range of T14 may be provided a routine for limiting inward. このようにしても、伝動ベルト44の負荷を抑制することができる。 Also in this manner, it is possible to suppress the load of the transmission belt 44.

【0052】また、前述の実施例では、故障時の第2ライン油圧P l21にてすべりなく伝達可能なエンジン出力トルクT e゜は、数式6から算出されていたが、数式3 [0052] In the illustrated embodiment, the failure-time of the second line pressure P l21 at slip without possible transfer engine output torque T e ° is has been calculated from the equation 6, equation 3
から算出されてもよい。 It may be calculated from.

【0053】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変更が加えられ得るものである。 [0053] It is to be an example of the last present invention was described above, the present invention has various modifications may be added within the scope not departing from the gist.

【図面の簡単な説明】 BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS

【図1】図2の実施例における電子制御装置の制御機能の要部を説明する機能ブロック線図である。 1 is a functional block diagram illustrating portions of control functions of the electronic control device in the embodiment of FIG.

【図2】本発明が適用される車両用ベルト式無段変速機の一例を説明する図である。 Is a diagram illustrating an example of FIG. 2 for a vehicle belt present invention is applied continuously variable transmission.

【図3】図2の油圧制御回路の要部を説明する回路図である。 It is a circuit diagram for explaining an essential part of the hydraulic control circuit of Figure 3 Figure 2.

【図4】図3の第2調圧弁の制御特性を説明する図である。 4 is a diagram illustrating the control characteristics of the second pressure regulating valve of FIG.

【図5】図3のスロットル圧の変化特性を説明する図である。 5 is a diagram illustrating the variation characteristic of the throttle pressure of FIG.

【図6】図3の変速比圧の変化特性を説明する図である。 6 is a diagram illustrating the variation characteristic of the speed ratio pressure of FIG.

【図7】図3のリニア弁から出力される制御油圧の変化特性を説明する図である。 7 is a diagram illustrating the variation characteristic of the control oil pressure output from the linear valve of FIG.

【図8】図2の電子制御装置において実行されるフェイル判定ルーチンを説明する図である。 8 is a diagram illustrating the failure determination routine executed in the electronic control device of FIG.

【図9】図8の油圧センサ故障処理ルーチンを説明する図である。 9 is a diagram illustrating a hydraulic pressure sensor failure processing routine of FIG.

【図10】図8の油圧回路系故障処理ルーチンを説明する図である。 It is a diagram illustrating a hydraulic circuit system fault processing routine of FIG. 10 FIG. である。 It is.

【図11】図10のエンジン出力トルク低下ルーチンを説明する図である。 11 is a diagram illustrating an engine output torque reduction routine of FIG.

【図12】図8における油圧センサのフェイル判定作動を説明する図である。 It is a diagram illustrating the failure determination operation of the hydraulic sensor in [12] Figure 8.

【符号の説明】 DESCRIPTION OF SYMBOLS

14:ベルト式無段変速機 40,42:可変プーリ 44:伝動ベルト 102:第2調圧弁(調圧弁) 244:油圧センサ出力圧不変状態検出手段 246:伝動ベルトすべり検出手段 248:油圧センサ故障判定手段 14: belt type continuously variable transmission 40, 42: variable pulley 44: transmission belt 102: second pressure regulating valve (pressure regulating valve) 244: oil pressure sensor output 圧不 varying condition detecting means 246: transmission belt slippage detecting means 248: oil pressure sensor failure judgment means

Claims (1)

    【特許請求の範囲】 [The claims]
  1. 【請求項1】 有効径が可変の一対の可変プーリに伝動ベルトが巻き掛けられ、張力制御圧によって該伝動ベルトの張力が制御される形式の車両用ベルト式無段変速機において、油圧センサにより実際の張力制御圧を検出し、予め算出した目標圧と該実際の張力制御圧とが一致するように該張力制御圧を出力する調圧弁を制御する油圧制御装置であって、 前記目標圧の変化に拘わらず前記油圧センサの出力圧が所定期間変化しない状態を検出する油圧センサ出力圧不変状態検出手段と、 前記伝動ベルトのすべりの発生を検出する伝動ベルトすべり検出手段と、 目標圧の変化に拘わらず前記油圧センサの出力圧が所定期間変化しない状態、および前記伝動ベルトのすべりに基づいて、油圧センサの故障を判定する油圧センサ故障判定手段とを含 1. A effective diameter transmission belt is wound around the variable pair of variable pulleys, in the vehicular belt-type continuously variable transmission of the type tension of said transmission kinematic belt is controlled by a tension control pressure, the oil pressure sensor detecting the actual tension control pressure, a hydraulic control device for controlling the pressure regulating valve for outputting the tension control pressure so that the tension control pressure when the target pressure and said actual in advance calculated matches, the target pressure a hydraulic sensor output 圧不 varying condition detecting means output pressure of the hydraulic pressure sensor regardless of change to detect the state unchanged a predetermined period, the transmission belt slippage detecting means for detecting the occurrence of slip of the transmission belt, the change of the target pressure the state in which the output pressure of the oil pressure sensor does not change the predetermined time period, and based on the slippage of the transmission belt, including an oil pressure sensor failure determining means for determining a failure of the oil pressure sensor regardless むことを特徴とする車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。 Hydraulic control device for a vehicular belt-type continuously variable transmission according to claim Mukoto.
JP2175993A 1993-01-14 1993-01-14 Hydraulic control device for a vehicular belt-type continuously variable transmission Expired - Fee Related JP2964815B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2175993A JP2964815B2 (en) 1993-01-14 1993-01-14 Hydraulic control device for a vehicular belt-type continuously variable transmission

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2175993A JP2964815B2 (en) 1993-01-14 1993-01-14 Hydraulic control device for a vehicular belt-type continuously variable transmission

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JPH06213316A true true JPH06213316A (en) 1994-08-02
JP2964815B2 JP2964815B2 (en) 1999-10-18

Family

ID=12063998

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2175993A Expired - Fee Related JP2964815B2 (en) 1993-01-14 1993-01-14 Hydraulic control device for a vehicular belt-type continuously variable transmission

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP2964815B2 (en)

Cited By (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6306057B1 (en) 1997-12-05 2001-10-23 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Hybrid drive system
JP2007057057A (en) * 2005-08-26 2007-03-08 Jatco Ltd Failure detector of automatic transmission
JP2010249004A (en) * 2009-04-15 2010-11-04 Yamaha Motor Co Ltd Motorcycle
JP2010270798A (en) * 2009-05-19 2010-12-02 Fuji Heavy Ind Ltd Hydraulic control device
US20130080008A1 (en) * 2011-09-27 2013-03-28 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Control device of vehicle continuously variable transmission
JP2013072516A (en) * 2011-09-28 2013-04-22 Toyota Motor Corp Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission for vehicle
JP2013087923A (en) * 2011-10-21 2013-05-13 Toyota Motor Corp Hydraulic controller of vehicle belt type continuously variable transmission
JP2015190550A (en) * 2014-03-28 2015-11-02 ジヤトコ株式会社 Control device of transmission for vehicle

Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6306057B1 (en) 1997-12-05 2001-10-23 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Hybrid drive system
JP2007057057A (en) * 2005-08-26 2007-03-08 Jatco Ltd Failure detector of automatic transmission
JP2010249004A (en) * 2009-04-15 2010-11-04 Yamaha Motor Co Ltd Motorcycle
JP2010270798A (en) * 2009-05-19 2010-12-02 Fuji Heavy Ind Ltd Hydraulic control device
US20130080008A1 (en) * 2011-09-27 2013-03-28 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Control device of vehicle continuously variable transmission
JP2013072479A (en) * 2011-09-27 2013-04-22 Toyota Motor Corp Control device of vehicle continuously variable transmission
JP2013072516A (en) * 2011-09-28 2013-04-22 Toyota Motor Corp Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission for vehicle
JP2013087923A (en) * 2011-10-21 2013-05-13 Toyota Motor Corp Hydraulic controller of vehicle belt type continuously variable transmission
JP2015190550A (en) * 2014-03-28 2015-11-02 ジヤトコ株式会社 Control device of transmission for vehicle

Also Published As

Publication number Publication date Type
JP2964815B2 (en) 1999-10-18 grant

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US6740005B2 (en) Shift control apparatus of automatic transmission of motor vehicle
US4547178A (en) Control system for an automatic transmission for a vehicle
US4672863A (en) Method and apparatus for controlling power transmission system in an automotive vehicle
US4682518A (en) Method and apparatus for controlling hydraulically-operated power transmitting system including continuously variable transmission
US6443871B2 (en) Control apparatus and method of belt-type continuously variable transmission
US4967621A (en) Hydraulic control device for belt-and-pulley type continuously variable transmission for a vehicle
US5334102A (en) Control system for continuously variable transmission
US6459978B2 (en) Method and apparatus to control continuously variable transmission of motor vehicle
US5203233A (en) Hydraulic control apparatus for belt-and-pulley type continuously variable transmission, incorporating means for optimizing belt tensioning pressure
US5211083A (en) Hydraulic control apparatus for power transmitting system including belt-and-pulley type continuously variable transmission and torque converter equipped with lock-up clutch
US4759236A (en) System for controlling the pressure of oil in a system for a continuously variable transmission
JP2006046519A (en) Controller of continuously variable transmission
US4767382A (en) Transmission ratio control system for a continuously variable transmission
JPH0579554A (en) Controller of continuously variable transmission for vehicle
US20090264231A1 (en) Hydraulic control system
US5074166A (en) Continuous speed variable transmission control method
US5188007A (en) Hydraulic control apparatus for belt-and-pulley type continuously variable transmission, incorporating means for increasing belt tensioning pressure upon reversal of rotating direction of pulleys
US20040116245A1 (en) System and method of controlling line pressure for V-belt type continuously variable transmission
US7575111B2 (en) Hydraulic pressure control apparatus for a vehicular power transmitting device
US5842953A (en) Automotive vehicle lock-up clutch control apparatus wherein change of line pressure for lock-up clutch slip control valve is restricted during slip control mode
US6682451B1 (en) Hydraulic control for a continuously variable transmission
US20070232424A1 (en) Control device for continuously variable transmission
US6066069A (en) Control system for an infinitely variable change-speed gear with a torque converter with a lock-up clutch
JPH05240331A (en) Hydraulic pressure control device of vehicle power transmission device
US7029410B2 (en) System for preventing belt slip of belt-type continuously variable transmission

Legal Events

Date Code Title Description
FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Year of fee payment: 8

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20070813

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Year of fee payment: 9

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080813

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080813

Year of fee payment: 9

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Year of fee payment: 10

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090813

FPAY Renewal fee payment (prs date is renewal date of database)

Year of fee payment: 11

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100813

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees