JPH086797B2 - 車両用無段変速機の変速制御方法 - Google Patents
車両用無段変速機の変速制御方法Info
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- JPH086797B2 JPH086797B2 JP61166325A JP16632586A JPH086797B2 JP H086797 B2 JPH086797 B2 JP H086797B2 JP 61166325 A JP61166325 A JP 61166325A JP 16632586 A JP16632586 A JP 16632586A JP H086797 B2 JPH086797 B2 JP H086797B2
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- hydraulic
- spool
- oil
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
- F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
- F16H61/46—Automatic regulation in accordance with output requirements
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
- B60W10/00—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function
- B60W10/04—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of propulsion units
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
- B60W10/00—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function
- B60W10/10—Conjoint control of vehicle sub-units of different type or different function including control of change-speed gearings
- B60W10/101—Infinitely variable gearings
- B60W10/103—Infinitely variable gearings of fluid type
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
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- F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
- F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
- F16H61/42—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic involving adjustment of a pump or motor with adjustable output or capacity
- F16H61/421—Motor capacity control by electro-hydraulic control means, e.g. using solenoid valves
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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- F16H61/46—Automatic regulation in accordance with output requirements
- F16H61/465—Automatic regulation in accordance with output requirements for achieving a target input speed
Description
【発明の詳細な説明】 A.発明の目的 （１） 産業上の利用分野 本発明は、運転者の加、減速意志を示す指標に応じて
予め設定されている目標エンジン回転数と、検出したエ
ンジン回転数との偏差に基づいて変速比を制御するよう
にした車両用無段変速機の変速制御方法に関する。
予め設定されている目標エンジン回転数と、検出したエ
ンジン回転数との偏差に基づいて変速比を制御するよう
にした車両用無段変速機の変速制御方法に関する。
（２） 従来の技術 従来、かかる制御方法は、たとえば特開昭55−14312
号公報で公知である。
号公報で公知である。
（３） 発明が解決しようとする問題点 かかる制御方法において、変速比ｉの単位時間有りの
変化割合di/dtは、目標エンジン回転数をNeo、検出エン
ジン回転数をNe、ゲインをＫとしたときに、第（１）式
で得られる。
変化割合di/dtは、目標エンジン回転数をNeo、検出エン
ジン回転数をNe、ゲインをＫとしたときに、第（１）式
で得られる。
ところで検出エンジン回転数Neは、車速または出力回
転数をＶとし、定数をＣとしたときに第（２）式で表わ
される。
転数をＶとし、定数をＣとしたときに第（２）式で表わ
される。
Ne＝Ｃ・Ｖ・ｉ …（２） したがって、検出エンジン回転数Neの変化割合dNe/dt
は第（３）式で表わされる。
は第（３）式で表わされる。
ここで、車両走行中に変速しても車速Ｖは直ちには大
きく変化しないので、dV/dt≒であり、第（３）式は第
（４）式のようになる。
きく変化しないので、dV/dt≒であり、第（３）式は第
（４）式のようになる。
第（２）式および第（４）式から、 であり、第（１）および第（５）式から となる。
従来、ゲインＫは一定値とされており、第（６）式か
らdNe/dtはNe、（Neo−Ne）、1/iに対して比例すること
が判る。
らdNe/dtはNe、（Neo−Ne）、1/iに対して比例すること
が判る。
そこで、検出エンジン回転数Neが小さいときにdNe/dt
が適正となるように第（６）式のゲインＫを設定した場
合を想定する。この場合、偏差（Neo−Ne）が大きく変
化しないときには、検出エンジン回転数Neが大となった
ときにdNe/dtが大きくなり過ぎることがある。このた
め、エンジン回転数Neが急激に増減し、偏差（Neo−N
e）の正負の繰返し現象が発生して、変速操作が不安定
となる可能性がある。
が適正となるように第（６）式のゲインＫを設定した場
合を想定する。この場合、偏差（Neo−Ne）が大きく変
化しないときには、検出エンジン回転数Neが大となった
ときにdNe/dtが大きくなり過ぎることがある。このた
め、エンジン回転数Neが急激に増減し、偏差（Neo−N
e）の正負の繰返し現象が発生して、変速操作が不安定
となる可能性がある。
これとは逆に、エンジン回転数Neが大であるときにdN
e/dtが適正となるようにゲインＫを設定した場合を想定
する。この場合、偏差（Neo−Ne）および変速比ｉが大
きく変化しないときには、エンジン回転数Neが小さくな
ったときにdNe/dtが小さくなり過ぎることがあり、応答
性が緩慢になる可能性がある。
e/dtが適正となるようにゲインＫを設定した場合を想定
する。この場合、偏差（Neo−Ne）および変速比ｉが大
きく変化しないときには、エンジン回転数Neが小さくな
ったときにdNe/dtが小さくなり過ぎることがあり、応答
性が緩慢になる可能性がある。
本発明は、かかる事情に鑑みてなされたものであり、
安定性および応答性を両立させた無段変速機の変速制御
方法を提供することを目的とする B.発明の構成 （１） 問題点を解決するための手段 本発明方法によれば、検出エンジン回転数が大である
ときの変速比変化割合のゲインを検出エンジン回転数が
小であるときよりも小さくする。
安定性および応答性を両立させた無段変速機の変速制御
方法を提供することを目的とする B.発明の構成 （１） 問題点を解決するための手段 本発明方法によれば、検出エンジン回転数が大である
ときの変速比変化割合のゲインを検出エンジン回転数が
小であるときよりも小さくする。
（２） 作用 検出エンジン回転数の変化割合が検出エンジン回転数
に比例して変化しないので、エンジン回転数が大なると
きおよび小なるときに検出エンジン回転数の変化割合が
同等となり、安定性および応答性が両立する。
に比例して変化しないので、エンジン回転数が大なると
きおよび小なるときに検出エンジン回転数の変化割合が
同等となり、安定性および応答性が両立する。
（３） 実 施 例 以下、図面により本発明の実施例について説明する
と、先ず本発明の第１実施例を示す第１図において、自
動車の油圧式無段変速機Ｔは、エンジンＥにより駆動さ
れる入力軸１を有する定吐出量型油圧ポンプ２と、車輪
Ｗを駆動する出力軸３を有して該油圧ポンプ２と同一軸
線に配設される可変容量型油圧モータ４とが、油圧閉回
路５を構成すべく相互に接続されて成る。すなわち、前
記油圧ポンプ２の吐出口および前記油圧モータ４の入口
間は、高圧油路5hにより相互に接続され、前記油圧モー
タ４の出口および前記油圧ポンプ２の吸入口は低圧油路
5lにより相互に接続される。
と、先ず本発明の第１実施例を示す第１図において、自
動車の油圧式無段変速機Ｔは、エンジンＥにより駆動さ
れる入力軸１を有する定吐出量型油圧ポンプ２と、車輪
Ｗを駆動する出力軸３を有して該油圧ポンプ２と同一軸
線に配設される可変容量型油圧モータ４とが、油圧閉回
路５を構成すべく相互に接続されて成る。すなわち、前
記油圧ポンプ２の吐出口および前記油圧モータ４の入口
間は、高圧油路5hにより相互に接続され、前記油圧モー
タ４の出口および前記油圧ポンプ２の吸入口は低圧油路
5lにより相互に接続される。
前記油圧ポンプ２の吐出口および吸入口間、すなわち
高圧および低圧油路5h,5lには短絡路６が接続されてお
り、この短絡路６の途中にクラッチ弁７が設けられる。
高圧および低圧油路5h,5lには短絡路６が接続されてお
り、この短絡路６の途中にクラッチ弁７が設けられる。
また入力軸１により駆動される補給ポンプ８の吐出口
が逆止弁9,10を介して高圧および低圧油路5h,5lに接続
され、油タンク12から汲み上げられる作動油が、不足分
を補充すべく油圧閉回路５に供給される。さらに補給ポ
ンプ８の吸入および吐出口間にはリリーフ弁13が設けら
れる。
が逆止弁9,10を介して高圧および低圧油路5h,5lに接続
され、油タンク12から汲み上げられる作動油が、不足分
を補充すべく油圧閉回路５に供給される。さらに補給ポ
ンプ８の吸入および吐出口間にはリリーフ弁13が設けら
れる。
クラッチ弁７は、図示しない開閉制御装置により開閉
制御され、このクラッチ弁７の開度に応じて入力軸１お
よび出力軸３間の動力電圧が制御される。
制御され、このクラッチ弁７の開度に応じて入力軸１お
よび出力軸３間の動力電圧が制御される。
変速比の制御は、一定容量を吐出する油圧ポンプ２に
対し、油圧モータ４の容量を油圧シリンダ19によって連
続的に変化させることによって得られる。たとえば油圧
モータ４の容量を「大」側に変化させると、変速比ｉは
「大」側に変化し、油圧モータ４の容量を「小」側に変
化させると、変速比ｉは「小」側に変化する。これによ
り車両のエンジンＥおよび車輪Ｗ間の無段変速が得られ
る。
対し、油圧モータ４の容量を油圧シリンダ19によって連
続的に変化させることによって得られる。たとえば油圧
モータ４の容量を「大」側に変化させると、変速比ｉは
「大」側に変化し、油圧モータ４の容量を「小」側に変
化させると、変速比ｉは「小」側に変化する。これによ
り車両のエンジンＥおよび車輪Ｗ間の無段変速が得られ
る。
第２図において、油圧モータ４はたとえば可変容量型
アキシャルピストンモータであり、出力軸３に連結され
たシリンダブロック15には、該出力軸３の回転軸線まわ
りに環状に配列された複数のピストン16が摺合されてお
り、それらのピストン16の往復行程を規定する斜板17が
傾斜角θを可変にして配設される。また膨脹行程にある
ピストン16に対応したシリンダ室18aは高圧油路5hに連
通され、収縮行程にあるピストン16に対応したシリンダ
室18bは低圧油路5lに連通される。
アキシャルピストンモータであり、出力軸３に連結され
たシリンダブロック15には、該出力軸３の回転軸線まわ
りに環状に配列された複数のピストン16が摺合されてお
り、それらのピストン16の往復行程を規定する斜板17が
傾斜角θを可変にして配設される。また膨脹行程にある
ピストン16に対応したシリンダ室18aは高圧油路5hに連
通され、収縮行程にあるピストン16に対応したシリンダ
室18bは低圧油路5lに連通される。
このような油圧モータ４は従来周知のものであり、定
容量型油圧ポンプ２から吐出される高圧油がシリンダ室
18aに吸入され、シリンダ室18bから吐出される低圧油が
油圧ポンプ２に還流され、その間、膨脹行程のピストン
16が斜板17から受ける反動トルクにより、シリンダブロ
ック15および出力軸３が回転駆動される。
容量型油圧ポンプ２から吐出される高圧油がシリンダ室
18aに吸入され、シリンダ室18bから吐出される低圧油が
油圧ポンプ２に還流され、その間、膨脹行程のピストン
16が斜板17から受ける反動トルクにより、シリンダブロ
ック15および出力軸３が回転駆動される。
ところで、油圧モータ４の容量は、ピストン16のスト
ロークにより定まるので、斜板17の傾斜角θを実線で示
す最大位置から鎖線で示す最小位置まで作動させること
により、変速比ｉを最小から最大まで無段階に制限する
ことができる。ここで、変速比ｉは次式で示されるもの
である。
ロークにより定まるので、斜板17の傾斜角θを実線で示
す最大位置から鎖線で示す最小位置まで作動させること
により、変速比ｉを最小から最大まで無段階に制限する
ことができる。ここで、変速比ｉは次式で示されるもの
である。
斜板17の一端には揺動リンク20の一端がピン21を介し
て連結されており、このリンク20の他端が前記ピン21と
平行なピン22を介して油圧シリンダ19に連結される。
て連結されており、このリンク20の他端が前記ピン21と
平行なピン22を介して油圧シリンダ19に連結される。
油室シリンダ19は、シリンダ体23と、該シリンダ体23
内に摺合されてシリンダ体23内をヘッド室24およびロッ
ド室25に区画するピストン26と、該ピストン26に一体化
されるとともにシリンダ体23のロッド室25側の端壁を油
密にかつ移動自在に貫通するピストンロッド27から成
る。
内に摺合されてシリンダ体23内をヘッド室24およびロッ
ド室25に区画するピストン26と、該ピストン26に一体化
されるとともにシリンダ体23のロッド室25側の端壁を油
密にかつ移動自在に貫通するピストンロッド27から成
る。
ピストンロッド27の先端に前記ピン22を介して揺動リ
ンク20の一端が連結されており、ピストン26が最大限右
動すると、斜板17の傾斜角θが最大となり、油圧モータ
４の容量が最大となって変速比ｉが最大となる。またピ
ストン26が最大限左動すると、斜板17の傾斜角θが鎖線
で示すように最小となり、油圧モータ４の容量が最小と
なって変速比ｉが最小となる。
ンク20の一端が連結されており、ピストン26が最大限右
動すると、斜板17の傾斜角θが最大となり、油圧モータ
４の容量が最大となって変速比ｉが最大となる。またピ
ストン26が最大限左動すると、斜板17の傾斜角θが鎖線
で示すように最小となり、油圧モータ４の容量が最小と
なって変速比ｉが最小となる。
再び第１図において、油圧シリンダ19のヘッド室24に
連なる油路30およびロッド室25に連なる油路31と、補給
ポンプ８に連なる供給油路32および油タンク12に連なる
解放油路33との間には制御弁29が介装される。この制御
弁29は、油路30,31に個別に連通するポート34,35と、供
給油路32および解放油路33にそれぞれ連通するポート3
6,37と、スプール38とを備える。しかもスプール38は、
ポート35,37間およびポート36,34間を連通する左位置
と、各ポート34〜37間を遮断する中立位置と、ポート3
6,35間およびポート34,37間を連通する右位置との３つ
の切換位置間を絞りの程度が連続的に変化する中間位置
を有して移動する。
連なる油路30およびロッド室25に連なる油路31と、補給
ポンプ８に連なる供給油路32および油タンク12に連なる
解放油路33との間には制御弁29が介装される。この制御
弁29は、油路30,31に個別に連通するポート34,35と、供
給油路32および解放油路33にそれぞれ連通するポート3
6,37と、スプール38とを備える。しかもスプール38は、
ポート35,37間およびポート36,34間を連通する左位置
と、各ポート34〜37間を遮断する中立位置と、ポート3
6,35間およびポート34,37間を連通する右位置との３つ
の切換位置間を絞りの程度が連続的に変化する中間位置
を有して移動する。
スプール38は、ソレノイド39に入力される電流ａに応
じて移動するものであり、スプール38の位置に応じて油
圧シリンダ19への作動油の給，排量が第３図で示すよう
に変化する。すなわち、電流ａがプラス側に大となる
と、スプール38は右位置側に移動して、油圧シリンダ19
のロッド室25に供給される作動油量Ｑが比例的に増大
し、電流ａがマイナス側に大となると、スプール38が左
位置側に移動してヘッド室24に供給される作動油量Ｑが
比例的に増大する。なお第３図では、ロッド室25に供給
される作動油量Ｑすなわちヘッド室24から排出される作
動油量Ｑをプラス側とし、ロッド室25から排出される作
動油量Ｑすなわちヘッド室24に供給される作動油量Ｑを
マイナス側として示している。
じて移動するものであり、スプール38の位置に応じて油
圧シリンダ19への作動油の給，排量が第３図で示すよう
に変化する。すなわち、電流ａがプラス側に大となる
と、スプール38は右位置側に移動して、油圧シリンダ19
のロッド室25に供給される作動油量Ｑが比例的に増大
し、電流ａがマイナス側に大となると、スプール38が左
位置側に移動してヘッド室24に供給される作動油量Ｑが
比例的に増大する。なお第３図では、ロッド室25に供給
される作動油量Ｑすなわちヘッド室24から排出される作
動油量Ｑをプラス側とし、ロッド室25から排出される作
動油量Ｑすなわちヘッド室24に供給される作動油量Ｑを
マイナス側として示している。
ここで制御弁29、油圧シリンダ19および油圧モータ４
の作動および変速比ｉの関係をまとめると、第１表のよ
うになる。
の作動および変速比ｉの関係をまとめると、第１表のよ
うになる。
また、第３図の作動油量Ｑの変化に基づいた変速比ｉ
の変化割合di/dtの変化を示すと、第４図で示すように
なる。
の変化割合di/dtの変化を示すと、第４図で示すように
なる。
再び第１図において、制御弁29におけるソレノイド39
は、制御回路40によって制御されるものであり、この制
御回路40はアドレスデータバス41によって相互に接続さ
れたデジタル／アナログ変換器42と、インターフェース
回路43と、アナログ／デジタル変換器44と、中央処理回
路45と、ランダムアクセスメモリ46と、リードオンリメ
モリ47とを含む。インターフェース回路43には、エンジ
ンＥの回転数を検出するエンジン回転センサSnからエン
ジン回転数に応じたパルス信号が入力され、アナログ／
デジタル変換器44には、運転者の加，減速意志を示す指
標としてアクセルペダル14の操作に応じたスロットル開
度を検出するスロットル開度センサStからスロットル開
度に応じたアナログ信号が入力される。また制御回路40
は、デジタル／アナログ変換器42およびソレノイド39間
に介装される増幅器48をも備えるものであり、増幅器48
は、第５図で示すようにデジタル／アナログ変換器42か
ら入力される入力電圧ｅに比例する電流ａを出力してソ
レノイド39に供給する。
は、制御回路40によって制御されるものであり、この制
御回路40はアドレスデータバス41によって相互に接続さ
れたデジタル／アナログ変換器42と、インターフェース
回路43と、アナログ／デジタル変換器44と、中央処理回
路45と、ランダムアクセスメモリ46と、リードオンリメ
モリ47とを含む。インターフェース回路43には、エンジ
ンＥの回転数を検出するエンジン回転センサSnからエン
ジン回転数に応じたパルス信号が入力され、アナログ／
デジタル変換器44には、運転者の加，減速意志を示す指
標としてアクセルペダル14の操作に応じたスロットル開
度を検出するスロットル開度センサStからスロットル開
度に応じたアナログ信号が入力される。また制御回路40
は、デジタル／アナログ変換器42およびソレノイド39間
に介装される増幅器48をも備えるものであり、増幅器48
は、第５図で示すようにデジタル／アナログ変換器42か
ら入力される入力電圧ｅに比例する電流ａを出力してソ
レノイド39に供給する。
第６図は、制御ブロック線図であり、スロットル開度
センサStで得られたスロットル開度Thはブロック51に入
力され、このブロック51ではスロットル開度Thに対応し
て予め定めてあるマップに基づいて目標エンジン回転数
Neoが選択される。この目標エンジン回転数Neoから検出
エンジン回転数Neを減算した偏差（Neo−Ne）が加え合
せ点54で求められ、次のブロック52では偏差（Neo−N
e）をゲインｋにより出力電圧ｅまで増幅し、増幅器4
8、制御弁29および油圧シリンダ19を介して無段変速機
Ｔが制御される。しかも無段変速機Ｔで定まる変速比ｉ
に応じたエンジン回転数Neが引き出し点53から加え合せ
点54にフィードバックされる。
センサStで得られたスロットル開度Thはブロック51に入
力され、このブロック51ではスロットル開度Thに対応し
て予め定めてあるマップに基づいて目標エンジン回転数
Neoが選択される。この目標エンジン回転数Neoから検出
エンジン回転数Neを減算した偏差（Neo−Ne）が加え合
せ点54で求められ、次のブロック52では偏差（Neo−N
e）をゲインｋにより出力電圧ｅまで増幅し、増幅器4
8、制御弁29および油圧シリンダ19を介して無段変速機
Ｔが制御される。しかも無段変速機Ｔで定まる変速比ｉ
に応じたエンジン回転数Neが引き出し点53から加え合せ
点54にフィードバックされる。
第７図は、第６図の制御ブロック線図に基づくフロー
チャートであり、第１ステップS1では、スロットル開度
Thを読み込んだ後、第２ステップS2では第８図のように
予め定められているマップに基づいてスロットル開度Th
に対応した目標エンジン回転数Neoが検索される。また
第３ステップS3では、検出エンジン回転数Neが読み込ま
れ、第４ステップS4では、偏差（Neo−Ne）を出力電圧
ｅまで増幅するためのゲインｋの算出が、ｋ＝k1/Neに
基づいて行なわれる。ただしk1は定数である。したがっ
てゲインｋは、第９図で示すように検出エンジン回転数
Neが高い程小さく、検出エンジン回転数Neが低い程大き
くなる。さらに第５ステップS5では、増幅器48に供給す
る制御電圧ｅがｅ＝ｋ（Neo−Ne）により算出される。
チャートであり、第１ステップS1では、スロットル開度
Thを読み込んだ後、第２ステップS2では第８図のように
予め定められているマップに基づいてスロットル開度Th
に対応した目標エンジン回転数Neoが検索される。また
第３ステップS3では、検出エンジン回転数Neが読み込ま
れ、第４ステップS4では、偏差（Neo−Ne）を出力電圧
ｅまで増幅するためのゲインｋの算出が、ｋ＝k1/Neに
基づいて行なわれる。ただしk1は定数である。したがっ
てゲインｋは、第９図で示すように検出エンジン回転数
Neが高い程小さく、検出エンジン回転数Neが低い程大き
くなる。さらに第５ステップS5では、増幅器48に供給す
る制御電圧ｅがｅ＝ｋ（Neo−Ne）により算出される。
次にこの実施例の作用について説明すると、第７図の
第４ステップS4または第９図から1/Ne∝ｋであり、第７
図の第５ステップS5からｋ∝ｅであり、また第５図から
ｅ∝ａである。さらに第３図からａ∝Ｑであり、第４図
からＱ∝di/dtである。したがって、変速比ｉの変化割
合di/dtは、検出エンジン回転数の逆数1/Neに比例す
る。この結果、第（１）式におけるゲインＫは、 Ｋ＝K1/Ne（K1:定数） となる。故に となる。また第（５）式および第（７）式から次の第
（８）式が得られる。
第４ステップS4または第９図から1/Ne∝ｋであり、第７
図の第５ステップS5からｋ∝ｅであり、また第５図から
ｅ∝ａである。さらに第３図からａ∝Ｑであり、第４図
からＱ∝di/dtである。したがって、変速比ｉの変化割
合di/dtは、検出エンジン回転数の逆数1/Neに比例す
る。この結果、第（１）式におけるゲインＫは、 Ｋ＝K1/Ne（K1:定数） となる。故に となる。また第（５）式および第（７）式から次の第
（８）式が得られる。
このようにして検出エンジン回転数Neが低いときの変
速比ｉの変化割合di/dtのゲインＫは大きくなり、検出
エンジン回転数Neが高いときには変化割合di/dtのゲイ
ンＫが小さくなり、第（８）式で示すようにエンジン回
転数の変化割合dNe/dtがエンジン回転数Neに比例して変
化することのない変速制御が得られ、変速制御の安定性
および応答性を両立させることができる。
速比ｉの変化割合di/dtのゲインＫは大きくなり、検出
エンジン回転数Neが高いときには変化割合di/dtのゲイ
ンＫが小さくなり、第（８）式で示すようにエンジン回
転数の変化割合dNe/dtがエンジン回転数Neに比例して変
化することのない変速制御が得られ、変速制御の安定性
および応答性を両立させることができる。
第10図および第11図は本発明の第２実施例を示すもの
であり、第１ステップm1から第３ステップm3までは前述
の第１実施例における第７図の第１ステップS1〜第３ス
テップ３と同様の処理が行なわれる。
であり、第１ステップm1から第３ステップm3までは前述
の第１実施例における第７図の第１ステップS1〜第３ス
テップ３と同様の処理が行なわれる。
第４ステップm4では、検出したエンジン回転Neが予め
設定してある設定値Ne′以上であるかどうかが判定され
る。ここで第11図で示すようにエンジン回転数Neに対応
したゲインｋが定められており、Ne≧Ne′のときには第
５ステップ５でｋ＝k1とされ、Ne＜Ne′のときには第６
ステップm6でｋ＝k2とされた後、第７ステップm7でｅ＝
ｋ（Neo−Ne）の演算が行なわれる。
設定してある設定値Ne′以上であるかどうかが判定され
る。ここで第11図で示すようにエンジン回転数Neに対応
したゲインｋが定められており、Ne≧Ne′のときには第
５ステップ５でｋ＝k1とされ、Ne＜Ne′のときには第６
ステップm6でｋ＝k2とされた後、第７ステップm7でｅ＝
ｋ（Neo−Ne）の演算が行なわれる。
この第２実施例によれば、 ｋ∝ｅ∝ａ∝Ｑ∝di/dt であり、ｋ∝di/dtなので、変化割合di/dtのゲインＫ
は、Ｋ＝C1・ｋ（C1は定数）となる。したがって であり、第（５）式および第（９）式から となる。
は、Ｋ＝C1・ｋ（C1は定数）となる。したがって であり、第（５）式および第（９）式から となる。
ここで、エジン回転数Neが設定値Ne′以上のときに
は、ゲインｋを比較的小さなk1としたので、第（９）式
のゲイン（Ｋ＝C1・ｋ）を小さな値として、第（10）式
のdNe/dtが大きくなり過ぎるのを防止することができ
る。またNe＜Ne′ではゲインｋを比較的大きいk2とした
ことにより、第（10）式のdNe/dtが小さくなり過ぎるの
を防止することができる。
は、ゲインｋを比較的小さなk1としたので、第（９）式
のゲイン（Ｋ＝C1・ｋ）を小さな値として、第（10）式
のdNe/dtが大きくなり過ぎるのを防止することができ
る。またNe＜Ne′ではゲインｋを比較的大きいk2とした
ことにより、第（10）式のdNe/dtが小さくなり過ぎるの
を防止することができる。
以上の第１および第２実施例で、油圧シリンダ19に代
えてパルスモータ、リニアパルスモータ、DCモータ、AC
モータ等の電気式アクチュエータを用いることも制御回
路40の構成によっては可能である。また電気信号に代え
て油圧的および機械的に変速制御を行なうことも可能で
あり、次にその実施例について説明する。
えてパルスモータ、リニアパルスモータ、DCモータ、AC
モータ等の電気式アクチュエータを用いることも制御回
路40の構成によっては可能である。また電気信号に代え
て油圧的および機械的に変速制御を行なうことも可能で
あり、次にその実施例について説明する。
第12図および第13図は本発明の第３実施例を示すもの
であり、前述の実施例に対応する部分には同一の参照符
号を付す。
であり、前述の実施例に対応する部分には同一の参照符
号を付す。
油圧シリンダ19のヘッド室24に連なる油路30およびロ
ッド室25に連なる油路31と、補給ポンプ８に連なる供給
油路32および油タンク12に連なる解放油路33との間に
は、制御弁60が介装される。この制御弁60は、油路30,3
1に連通するポート62,63、供給油路32に連通するポート
64、油タンク12に連通するポート65,66を備えるシリン
ダ体61内をスプール67が移動することにより、各ポート
62〜66間の連通、遮断を切換えるものであり、しかもス
プール67は絞りの程度が連続的に変化する中間位置を有
して移動する。
ッド室25に連なる油路31と、補給ポンプ８に連なる供給
油路32および油タンク12に連なる解放油路33との間に
は、制御弁60が介装される。この制御弁60は、油路30,3
1に連通するポート62,63、供給油路32に連通するポート
64、油タンク12に連通するポート65,66を備えるシリン
ダ体61内をスプール67が移動することにより、各ポート
62〜66間の連通、遮断を切換えるものであり、しかもス
プール67は絞りの程度が連続的に変化する中間位置を有
して移動する。
スプール67が図示のように中間位置にあるときには、
各ポート62〜66間が相互に遮断しており、スプール67が
右動するとポート64,63間およびポート62,65間が連通す
るようになり、スプール67が左動するとポート63,66間
およびポート62,64間が連動するようになる。
各ポート62〜66間が相互に遮断しており、スプール67が
右動するとポート64,63間およびポート62,65間が連通す
るようになり、スプール67が左動するとポート63,66間
およびポート62,64間が連動するようになる。
スプール67の左端と、シリンダ体の左端部に摺合され
た有底円筒状受け部材68との間には、油タンク12に解放
したばね室69が画成されており、このばね室69内でスプ
ール67および受け部材68間には、ばね70が介装される。
また受け部材68の外端面には、アクセルペダル14の操作
量すなわちスロットル開度Thが大となるのに応じて受け
部材68をシリンダ体61内に押し込むべく作動する押厚部
材71が当接されており、スプール67の左端面には受け部
材68の位置に応じて変化するばね70のばね力により右動
力F1が作用する。さらにシリンダ体61の内側面には、受
け部材68の内方への移動量を規制するストッパ72が突設
される。
た有底円筒状受け部材68との間には、油タンク12に解放
したばね室69が画成されており、このばね室69内でスプ
ール67および受け部材68間には、ばね70が介装される。
また受け部材68の外端面には、アクセルペダル14の操作
量すなわちスロットル開度Thが大となるのに応じて受け
部材68をシリンダ体61内に押し込むべく作動する押厚部
材71が当接されており、スプール67の左端面には受け部
材68の位置に応じて変化するばね70のばね力により右動
力F1が作用する。さらにシリンダ体61の内側面には、受
け部材68の内方への移動量を規制するストッパ72が突設
される。
スプール67の右端とシリンダ体61の右端との間には油
圧室73が画成されており、この油圧室73に連通してシリ
ンダ体61に設けられたポート74はパイロット油路75を介
して油圧ガバナＧの出力ポート76に接続される。
圧室73が画成されており、この油圧室73に連通してシリ
ンダ体61に設けられたポート74はパイロット油路75を介
して油圧ガバナＧの出力ポート76に接続される。
油圧ガバナＧは、入力軸１の回転に応動するものであ
り、その入力ポート77は補給ポンプ８に連なる油路78に
接続される。これにより、油圧ガバナＧの出力ポート76
からはエンジンＥの回転数に比例したガバナ油圧Pgが出
力され、油圧室73に供給される。
り、その入力ポート77は補給ポンプ８に連なる油路78に
接続される。これにより、油圧ガバナＧの出力ポート76
からはエンジンＥの回転数に比例したガバナ油圧Pgが出
力され、油圧室73に供給される。
スプール67の右端には、シリンダ体61の右端壁を油密
的にかつ移動可能に貫通する連結部81が同軸に突設され
ており、この連結部81との間にばね82を介装したピスト
ン83をシリンダ体84に摺合して成る油圧シリンダ85が制
御弁60と同軸上に配置される。ピストン83およびシリン
ダ体84間に画成された油圧室86には、パイロット油路87
を介して前記パイロット油路75が連通される。しかもシ
リンダ体84の内側面にはピストン83の移動量を規制する
ストッパ88が突設される。
的にかつ移動可能に貫通する連結部81が同軸に突設され
ており、この連結部81との間にばね82を介装したピスト
ン83をシリンダ体84に摺合して成る油圧シリンダ85が制
御弁60と同軸上に配置される。ピストン83およびシリン
ダ体84間に画成された油圧室86には、パイロット油路87
を介して前記パイロット油路75が連通される。しかもシ
リンダ体84の内側面にはピストン83の移動量を規制する
ストッパ88が突設される。
このようにして、スプール67の左端には、スロットル
開度Thに比例した右動力F1が作用し、スプール67の右端
にはエンジン回転数Neに比例した左動力F2が作用する。
開度Thに比例した右動力F1が作用し、スプール67の右端
にはエンジン回転数Neに比例した左動力F2が作用する。
ここで、第13図を併せて参照しながら、F1,F2の力関
係をさらに説明すると、第13図（ａ）で示すように、ス
ロットル開度Thに応じて受け部材68（Ａ×Th）だけ移動
し、スプール67がＢだけ右動した場合を想定する。この
とき、ピストン83がストッパ88に当接していなければ、 F1＝（Ａ・Th−Ｂ）・Ka＋Fa …（11） F2＝F21＋F22 …（12） で表される。
係をさらに説明すると、第13図（ａ）で示すように、ス
ロットル開度Thに応じて受け部材68（Ａ×Th）だけ移動
し、スプール67がＢだけ右動した場合を想定する。この
とき、ピストン83がストッパ88に当接していなければ、 F1＝（Ａ・Th−Ｂ）・Ka＋Fa …（11） F2＝F21＋F22 …（12） で表される。
ここでKaはばね70のばね定数であり、Faはばね70のセ
ット荷重である。またスプール67の右端が油圧室73に臨
む面積をH1、ピストン83の面積をH2とすると、 F21＝H1・Pg …（13） F22＝H2・Pg …（14） である。
ット荷重である。またスプール67の右端が油圧室73に臨
む面積をH1、ピストン83の面積をH2とすると、 F21＝H1・Pg …（13） F22＝H2・Pg …（14） である。
この場合、di/dtは次の第（15）式から得られる。
ここでα＞０である。この第（15）式に第（11）〜第
（14）式を代入すると、 となる。このとき、Pg＝βNeの関係があるとすると、第
（16）式は第（17）式のように書き換えられる。
（14）式を代入すると、 となる。このとき、Pg＝βNeの関係があるとすると、第
（16）式は第（17）式のように書き換えられる。
ここで、βはガバナＧの特性により定まる正の係数で
ある。また目標エンジン回転数Neoは第（18）式で表わ
される。
ある。また目標エンジン回転数Neoは第（18）式で表わ
される。
したがって第（17）式を第（19）式のように書き換え
ることができる。
ることができる。
この第（19）式からdi/dtのゲインＫは第（20）式の
ように表わされる。
ように表わされる。
Ｋ＝α・β・（H1＋H2） …（20） 次にピストン83がストッパ88に当接して移動を規制さ
れた後には、スプール67の右動力F1は第（11）式と同様
に表わされるのに対し、左動力F2は、 F2＝F21＋F23 …（21） で表わされる。ここで、F21は第（13）式と同様であ
り、F23は第（22）式で表わされる。
れた後には、スプール67の右動力F1は第（11）式と同様
に表わされるのに対し、左動力F2は、 F2＝F21＋F23 …（21） で表わされる。ここで、F21は第（13）式と同様であ
り、F23は第（22）式で表わされる。
F23＝Ｂ・Kb＋Fb …（22） この第（22）式におけるFbはピストン83がストッパ88
に当接した状態でスプール67が中立位置にあるときのば
ね82のばね荷重である。したがって、第（15）式に第
（13）および第（22）式を代入し、前述の第（11）〜第
（20）式までと同様な書き換えを行なうと、次の第（2
3），（24），（25）式が得られる。
に当接した状態でスプール67が中立位置にあるときのば
ね82のばね荷重である。したがって、第（15）式に第
（13）および第（22）式を代入し、前述の第（11）〜第
（20）式までと同様な書き換えを行なうと、次の第（2
3），（24），（25）式が得られる。
Ｋ＝α・β・H2 …（25） ここで、ピストン83がストッパ88に当接する瞬間のエ
ジン回転数をNe′とすると、エンジン回転数NeがNe′未
満（Ne＜Ne′）のときには、第（20）式からゲインＫは
Ｋ＝α・β・（H1＋H2）であり、エジン回転数NeがNe′
以上（Ne≧Ne′）のときには、第（25）式からＫ＝α・
β・H2となる。このとき、α，β、H1,H2はいずれも正
の数であるので、 α・β・（H1＋H2）＞α・β・H2 であることは明らかである。
ジン回転数をNe′とすると、エンジン回転数NeがNe′未
満（Ne＜Ne′）のときには、第（20）式からゲインＫは
Ｋ＝α・β・（H1＋H2）であり、エジン回転数NeがNe′
以上（Ne≧Ne′）のときには、第（25）式からＫ＝α・
β・H2となる。このとき、α，β、H1,H2はいずれも正
の数であるので、 α・β・（H1＋H2）＞α・β・H2 であることは明らかである。
したがって、エンジン回転数NeがNe′未満の低回転時
にdNe/dtが小さくなり過ぎることがなく、Ne′以上の高
回転時にdNe/dtが大きくなり過ぎることがなく、前述の
第２実施例と同様に安定性および応答性の両立が図られ
る。しかも制御弁60は従来のものと同様のものであり、
これに油圧シリンダ85を付設するだけで、簡単かつ容易
に前記特性が得られる。
にdNe/dtが小さくなり過ぎることがなく、Ne′以上の高
回転時にdNe/dtが大きくなり過ぎることがなく、前述の
第２実施例と同様に安定性および応答性の両立が図られ
る。しかも制御弁60は従来のものと同様のものであり、
これに油圧シリンダ85を付設するだけで、簡単かつ容易
に前記特性が得られる。
第14図は本発明の第４実施例を示すものであり、前述
の各実施例に対応する部分には同一の参照符号を付す。
の各実施例に対応する部分には同一の参照符号を付す。
油圧シリンダ19のヘッド室24に連なる油路30およびロ
ッド室25に連なる油路31と、補給ポンプ８に連なる供給
油路32および油タンク12に連なる解放油路33との間には
制御弁90が介装される。この制御弁90は、油路30,31に
連通するポート91,92、供給油路32に連通するポート9
3、解放油路33に連通するポート94,95を備えるシリンダ
体96内に、第１スプール97が摺合されるとともに、その
第１スプール97内に第２スプール98が摺合されて成る。
ッド室25に連なる油路31と、補給ポンプ８に連なる供給
油路32および油タンク12に連なる解放油路33との間には
制御弁90が介装される。この制御弁90は、油路30,31に
連通するポート91,92、供給油路32に連通するポート9
3、解放油路33に連通するポート94,95を備えるシリンダ
体96内に、第１スプール97が摺合されるとともに、その
第１スプール97内に第２スプール98が摺合されて成る。
第１スプール97は、基本的に有底円筒状に形成されて
おり、その軸方向中央部外面には、ランド101を挟んで
２つの環状溝102,103が形成される。ランド101は、ポー
ト93に対応して配置されており、環状溝102,103はポー
ト91,92にそれぞれ対応して配置される。しかもランド1
01には、ポート93に連通し得る一対の油路104,105が相
互に間隔をあけて穿設され、環状溝102に開口する油路1
06と、環状溝103に開口する油路107とが第１スプール97
の内面にも開口してそれぞれ穿設される。
おり、その軸方向中央部外面には、ランド101を挟んで
２つの環状溝102,103が形成される。ランド101は、ポー
ト93に対応して配置されており、環状溝102,103はポー
ト91,92にそれぞれ対応して配置される。しかもランド1
01には、ポート93に連通し得る一対の油路104,105が相
互に間隔をあけて穿設され、環状溝102に開口する油路1
06と、環状溝103に開口する油路107とが第１スプール97
の内面にも開口してそれぞれ穿設される。
第１スプール97の開口端部には、閉塞部材108が嵌合
されており、この閉塞部材108とシリンダ体96の左端部
に摺合された受け部材68との間でシリンダ体96内に画成
されたばね室69にばね70が収容される。しかも受け部材
68には、アクセルペダル14の操作量に応じて作動する押
圧部材71が当接される。またシリンダ体96の右端と、第
１スプール97の閉塞端との間に画成された油圧室109に
は、ばね110が収容される。しかも前記ばね室69は大気
に解放されており、油圧室109はシリンダ体96に設けた
ポート111と、パイロット油路75とを介して油圧ガバナ
Ｇの出力ポート76に連通される。
されており、この閉塞部材108とシリンダ体96の左端部
に摺合された受け部材68との間でシリンダ体96内に画成
されたばね室69にばね70が収容される。しかも受け部材
68には、アクセルペダル14の操作量に応じて作動する押
圧部材71が当接される。またシリンダ体96の右端と、第
１スプール97の閉塞端との間に画成された油圧室109に
は、ばね110が収容される。しかも前記ばね室69は大気
に解放されており、油圧室109はシリンダ体96に設けた
ポート111と、パイロット油路75とを介して油圧ガバナ
Ｇの出力ポート76に連通される。
このようにして第１スプール97の左端には、スロット
ル開度Thに比例する制御力F3が作用し、右端にはエンジ
ン回転数Neに比例する制御力F4が作用する。先ず制御力
F3はばね70のばね荷重であり、スロットル開度が大とな
ると押圧部材71が第１スプール97を右動させてF3は大と
なり、スロットル開度が小となる押圧部材71は第１スプ
ール97を左動させてF3は小となる。また制御力F4はF4＝
F41＋F42で表わされ、F41はばね110のばね荷重であり、
F42は第１スプール97の右端面積と油圧ガバナＧの吐出
油圧Pgとの積により得られる油圧力である。
ル開度Thに比例する制御力F3が作用し、右端にはエンジ
ン回転数Neに比例する制御力F4が作用する。先ず制御力
F3はばね70のばね荷重であり、スロットル開度が大とな
ると押圧部材71が第１スプール97を右動させてF3は大と
なり、スロットル開度が小となる押圧部材71は第１スプ
ール97を左動させてF3は小となる。また制御力F4はF4＝
F41＋F42で表わされ、F41はばね110のばね荷重であり、
F42は第１スプール97の右端面積と油圧ガバナＧの吐出
油圧Pgとの積により得られる油圧力である。
ここでF3＝F4であると、各ポート91,92,93間が遮断さ
れ、油圧シリンダ19のピストン26は任意の位置で停止
し、油圧モータ４も任意の容量で固定され、変速比ｉが
任意の値で固定される。またF3＜F4であると、制御弁90
の第１スプール97は左動し、ポート91,93間が連通する
とともにポート92,95間が連通する。これにより、油圧
シリンダ19のピストン26が左動し、油圧モータ４が容量
「小」側に左動して変速比ｉも「小」となる。またF3＞
F4であると、制御弁90の第１スプール97は右動し、ポー
ト92,93間が連通するとともにポート91,94間が環状溝10
3を介して連通する。これにより、油圧シリンダ19のピ
ストン26が右動し、油圧モータ４が容量「大」側に作動
して、変速比ｉも「大」側となる。
れ、油圧シリンダ19のピストン26は任意の位置で停止
し、油圧モータ４も任意の容量で固定され、変速比ｉが
任意の値で固定される。またF3＜F4であると、制御弁90
の第１スプール97は左動し、ポート91,93間が連通する
とともにポート92,95間が連通する。これにより、油圧
シリンダ19のピストン26が左動し、油圧モータ４が容量
「小」側に左動して変速比ｉも「小」となる。またF3＞
F4であると、制御弁90の第１スプール97は右動し、ポー
ト92,93間が連通するとともにポート91,94間が環状溝10
3を介して連通する。これにより、油圧シリンダ19のピ
ストン26が右動し、油圧モータ４が容量「大」側に作動
して、変速比ｉも「大」側となる。
第２スプール98は、第１スプール97内に摺合されるも
のであり、閉塞部材108および第２スプール108間には、
ばね室69に連通するばね室115が画成され、このばね室1
15内には第２スプール98を右方に付勢するばね116が収
容される。また、第１スプール97の右端と第２スプール
98の右端との間には、油圧室117が画成されており、こ
の油圧室117は第１スプール97の右端に穿設された連通
路118を介して油圧室109に連通する。
のであり、閉塞部材108および第２スプール108間には、
ばね室69に連通するばね室115が画成され、このばね室1
15内には第２スプール98を右方に付勢するばね116が収
容される。また、第１スプール97の右端と第２スプール
98の右端との間には、油圧室117が画成されており、こ
の油圧室117は第１スプール97の右端に穿設された連通
路118を介して油圧室109に連通する。
したがって、第２スプール98の左端には、ばね116の
ばね荷重が右方に向けて作用し、第２スプール98の右端
には、油圧室117に導入される油圧Pgによる油圧力が左
方に向けて作用する。
ばね荷重が右方に向けて作用し、第２スプール98の右端
には、油圧室117に導入される油圧Pgによる油圧力が左
方に向けて作用する。
この第２スプール98の外面には、ランド119を挟んで
一対の環状溝120,121が設けられており、ポート93,91を
結ぶための油路104,106、ならびにポート93,92を結ぶた
めの油路105,107の内端が、環状溝120,121との相対関係
に応じて第２スプール98で絞られる。すなわち、油路10
4,106間および油路105,107間の絞り界度を第１スプール
97に対する第２スプール98相対位置変化に応じて無段階
に調節するための可変絞り機構122,123が油路104,106;1
05,107および環状溝120,121によってそれぞれ構成され
る。しかも第１スプール97に対する第２スプール98の相
対位置は、エンジン回転数Neに応じて定まるので、エン
ジン回転数Neに応じて、油圧シリンダ19への作動の給、
排量が可変絞り機構122,123により無段階に調節される
こととなる。
一対の環状溝120,121が設けられており、ポート93,91を
結ぶための油路104,106、ならびにポート93,92を結ぶた
めの油路105,107の内端が、環状溝120,121との相対関係
に応じて第２スプール98で絞られる。すなわち、油路10
4,106間および油路105,107間の絞り界度を第１スプール
97に対する第２スプール98相対位置変化に応じて無段階
に調節するための可変絞り機構122,123が油路104,106;1
05,107および環状溝120,121によってそれぞれ構成され
る。しかも第１スプール97に対する第２スプール98の相
対位置は、エンジン回転数Neに応じて定まるので、エン
ジン回転数Neに応じて、油圧シリンダ19への作動の給、
排量が可変絞り機構122,123により無段階に調節される
こととなる。
ここで、F3＝F4であるときの各可変絞り機構122,123
の開度、作動油流量Ｑおよび変速比変化割合di/dtの関
係を示すと第２表で示すようになる。
の開度、作動油流量Ｑおよび変速比変化割合di/dtの関
係を示すと第２表で示すようになる。
この結果、エンジン回転数Neが低いときにはdi/dtの
ゲインを大きくでき、エンジン回転数Neが高いときには
di/dtのゲインを小さくできるので、第１実施例と同等
の効果を奏することができる。
ゲインを大きくでき、エンジン回転数Neが高いときには
di/dtのゲインを小さくできるので、第１実施例と同等
の効果を奏することができる。
また、第14図においては油圧シリンダ19に作動油を供
給する経路に可変絞り機構122,123を設けたが、それに
代えて、油圧シリンダ19のヘッド室24およびロッド室25
を油タンク12に解放するための経路に可変絞り機構をそ
れぞれ設けてもよい。
給する経路に可変絞り機構122,123を設けたが、それに
代えて、油圧シリンダ19のヘッド室24およびロッド室25
を油タンク12に解放するための経路に可変絞り機構をそ
れぞれ設けてもよい。
さらに、第14図においてばね116のばね定数を低下さ
せ、エンジン回転数Neが増加して左動力が大となったと
きに第２スプール98を直ちに左動させ、油路104,106お
よび油路105,107間の絞り界度を直ちに全開とし、全開
および全閉間の中間位置がほとんどないようにしてもよ
く、そうすれば第１実施例と同等の効果が得られる。
せ、エンジン回転数Neが増加して左動力が大となったと
きに第２スプール98を直ちに左動させ、油路104,106お
よび油路105,107間の絞り界度を直ちに全開とし、全開
および全閉間の中間位置がほとんどないようにしてもよ
く、そうすれば第１実施例と同等の効果が得られる。
また本発明は、油圧式無段変速機に限定されることな
く、たとえばベルト駆動式やトロイダル式等の他の方式
の無段変速機にも適用可能である。
く、たとえばベルト駆動式やトロイダル式等の他の方式
の無段変速機にも適用可能である。
さらに、本発明は、定吐出量型油圧ポンプ２と可変容
量型油圧モータ４との組合せの車両用油圧式変速機に限
定されることなく、たとえば可変容量型油圧ポンプと定
吐出量型油圧モータとの組合せから成る車両用油圧式変
速機、あるいは可変容量型油圧ポンプと可変容量型油圧
モータとの組合せから成る車両油圧式変速機に関連して
実施することもできる。
量型油圧モータ４との組合せの車両用油圧式変速機に限
定されることなく、たとえば可変容量型油圧ポンプと定
吐出量型油圧モータとの組合せから成る車両用油圧式変
速機、あるいは可変容量型油圧ポンプと可変容量型油圧
モータとの組合せから成る車両油圧式変速機に関連して
実施することもできる。
油圧シリンダ19の作動圧として、補給ポンプ８の吐出
圧に代えて、油圧閉回路５内の高油圧を作動圧として用
い、より大きな作動力を得るようにしてもよい。
圧に代えて、油圧閉回路５内の高油圧を作動圧として用
い、より大きな作動力を得るようにしてもよい。
スロットル開度もしくはアクセスペダルの踏み込み量
を検出するのに代えて、エンジン吸気管負圧や燃料供給
量等の運転者の加、減速意志を代表するものを検出する
ようにしてもよい。またエンジン回転数Neを直接検出す
るのに代えて、車速または出力回転数と、変速比とから
エンジン回転数を算出することも可能である。
を検出するのに代えて、エンジン吸気管負圧や燃料供給
量等の運転者の加、減速意志を代表するものを検出する
ようにしてもよい。またエンジン回転数Neを直接検出す
るのに代えて、車速または出力回転数と、変速比とから
エンジン回転数を算出することも可能である。
C.発明の効果 以上のように本発明によれば、検出エンジン回転数が
大であるときの変速比変化割合のゲインを検出エンジン
回転数が小であるときよりも小さくするので、エンジン
回転数が大きいときと小さいときとでエンジ回転数の変
化割合が同等となり、安定性および応答性を両立させる
ことができる。
大であるときの変速比変化割合のゲインを検出エンジン
回転数が小であるときよりも小さくするので、エンジン
回転数が大きいときと小さいときとでエンジ回転数の変
化割合が同等となり、安定性および応答性を両立させる
ことができる。
第１図〜第９図は本発明の第１実施例を示すものであ
り、第１図は全体回路図、第２図は油圧モータと油圧シ
リンダとの連結関係を示す図、第３図はソレノイドの入
力電流と作動油量との関係を示すグラフ、第４図は作動
油量と変速比変化割合との関係を示すグラフ、第５図は
増幅器の入力電圧と出力電流との関係を示すグラフ、第
６図は制御ブロック線図、第７図は制御手順を示すフロ
ーチャート、第８図はスロットル開度に対応して設定さ
れた目標エンジン回転数を示すグラフ、第９図はエンジ
ン回転数とゲインとの関係を示すグラフ、第10図および
第11図は本発明の第２実施例を示すもので、第10図はフ
ローチャート、該11図はエンジン回転数とゲインとの関
係を示すグラフ、第12図および第13図は本発明の第３実
施例を示すもので、第12図は全体回路図、第13図は制御
弁の作動説明図、第14図は本発明の第４実施例の全体回
路図である。 ｉ……変速比、Ne……検出エンジン回転数、Neo……目
標エンジン回転数、Th……運転者の加、減速意志を示す
指標としてのスロットル開度
り、第１図は全体回路図、第２図は油圧モータと油圧シ
リンダとの連結関係を示す図、第３図はソレノイドの入
力電流と作動油量との関係を示すグラフ、第４図は作動
油量と変速比変化割合との関係を示すグラフ、第５図は
増幅器の入力電圧と出力電流との関係を示すグラフ、第
６図は制御ブロック線図、第７図は制御手順を示すフロ
ーチャート、第８図はスロットル開度に対応して設定さ
れた目標エンジン回転数を示すグラフ、第９図はエンジ
ン回転数とゲインとの関係を示すグラフ、第10図および
第11図は本発明の第２実施例を示すもので、第10図はフ
ローチャート、該11図はエンジン回転数とゲインとの関
係を示すグラフ、第12図および第13図は本発明の第３実
施例を示すもので、第12図は全体回路図、第13図は制御
弁の作動説明図、第14図は本発明の第４実施例の全体回
路図である。 ｉ……変速比、Ne……検出エンジン回転数、Neo……目
標エンジン回転数、Th……運転者の加、減速意志を示す
指標としてのスロットル開度
Claims (1)
- 【請求項１】運転者の加、減速意志を示す指標（Th）に
応じて予め設定されている目標エンジン回転数（Neo）
と、検出したエンジン回転数（Ne）との偏差に基づいて
変速比（ｉ）を制御するようにした車両用無段変速基機
の変速制御方法において、検出エンジン回転数（Ne）が
大であるときの変速比変化割合のゲインを検出エンジン
回転数（Ne）が小であるときよりも小さくすることを特
徴とする車両用無段変速機の変速制御方法。
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP61166325A JPH086797B2 (ja) | 1986-07-15 | 1986-07-15 | 車両用無段変速機の変速制御方法 |
| DE87306278T DE3787133T2 (de) | 1986-07-15 | 1987-07-15 | Steuerungsverfahren von einem kontinuierlich veränderlichem Kraftfahrzeuggetriebe. |
| EP87306278A EP0253657B1 (en) | 1986-07-15 | 1987-07-15 | Method of controlling continuously variable automotive transmission |
| US07/073,737 US4949596A (en) | 1986-07-15 | 1987-07-15 | Method of controlling continuously variable automotive transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP61166325A JPH086797B2 (ja) | 1986-07-15 | 1986-07-15 | 車両用無段変速機の変速制御方法 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6322737A JPS6322737A (ja) | 1988-01-30 |
| JPH086797B2 true JPH086797B2 (ja) | 1996-01-29 |
Family
ID=15829264
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP61166325A Expired - Lifetime JPH086797B2 (ja) | 1986-07-15 | 1986-07-15 | 車両用無段変速機の変速制御方法 |
Country Status (4)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4949596A (ja) |
| EP (1) | EP0253657B1 (ja) |
| JP (1) | JPH086797B2 (ja) |
| DE (1) | DE3787133T2 (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US8302396B2 (en) | 2008-01-31 | 2012-11-06 | Honda Motor Co., Ltd. | Control method for hydraulic type continuously variable transmission |
| US8447480B2 (en) | 2008-01-31 | 2013-05-21 | Honda Motor Co., Ltd. | Transmission control method for continuously variable transmission |
Families Citing this family (21)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5166877A (en) * | 1987-10-02 | 1992-11-24 | Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha | Method of speed reduction ratio control in continuously variable speed transmission |
| JPH01132431A (ja) * | 1987-11-16 | 1989-05-24 | Honda Motor Co Ltd | 車両用無段変速機の変速制御方法 |
| EP0325679B1 (de) * | 1988-01-14 | 1992-01-02 | Hydromatik GmbH | Automotive Antriebseinrichtung für Maschinen und Fahrzeuge |
| JP2882528B2 (ja) * | 1988-07-20 | 1999-04-12 | 本田技研工業株式会社 | 無段変速機のスロットル制御付き変速制御方法 |
| JPH0686193B2 (ja) * | 1989-03-22 | 1994-11-02 | 本田技研工業株式会社 | スロットル制御付き無段変速機変速制御方法 |
| US6758356B1 (en) | 1989-10-10 | 2004-07-06 | Manitowoc Crane Companies, Inc. | Liftcrane with synchronous rope operation |
| US5297019A (en) * | 1989-10-10 | 1994-03-22 | The Manitowoc Company, Inc. | Control and hydraulic system for liftcrane |
| US5189605A (en) * | 1989-10-10 | 1993-02-23 | The Manitowoc Company, Inc. | Control and hydraulic system for a liftcrane |
| US5579931A (en) * | 1989-10-10 | 1996-12-03 | Manitowoc Engineering Company | Liftcrane with synchronous rope operation |
| DE3934506C1 (ja) * | 1989-10-16 | 1991-05-08 | Ford-Werke Ag, 5000 Koeln, De | |
| JPH03204440A (ja) * | 1989-12-29 | 1991-09-06 | Aisin Aw Co Ltd | 無段変速機の制御装置 |
| GB2250108B (en) * | 1990-10-31 | 1995-02-08 | Samsung Heavy Ind | Control system for automatically controlling actuators of an excavator |
| JP2848101B2 (ja) * | 1991-04-19 | 1999-01-20 | 三菱自動車工業株式会社 | 内燃機関と連続可変変速機との制御装置 |
| JP2752012B2 (ja) * | 1991-06-14 | 1998-05-18 | 本田技研工業株式会社 | 車両用無段変速機の変速制御方法 |
| JP2575287B2 (ja) * | 1994-03-01 | 1997-01-22 | 株式会社小松製作所 | 静油圧−機械式変速機の制御装置 |
| DE19908838A1 (de) * | 1999-03-01 | 2000-09-14 | Zahnradfabrik Friedrichshafen | Antriebsstrangsteuerung |
| DE60226760D1 (de) * | 2001-10-22 | 2008-07-03 | Yanmar Co Ltd | Fahrzeug mit hydraulikgetriebe |
| JP4641222B2 (ja) * | 2005-06-30 | 2011-03-02 | 本田技研工業株式会社 | 無段変速機制御装置 |
| JP5225597B2 (ja) * | 2007-03-16 | 2013-07-03 | カヤバ工業株式会社 | 対向式斜板型ピストンポンプ・モータ |
| DE102008054662A1 (de) * | 2008-12-15 | 2010-06-17 | Zf Friedrichshafen Ag | Verfahren zur Überwachung einer hydraulischen oder pneumatischen Getriebesteuerung |
| US8494731B2 (en) | 2011-11-23 | 2013-07-23 | Caterpillar Inc. | Method of controlling gear ratio rate of change in continuously variable transmission |
Family Cites Families (46)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US3054263A (en) * | 1960-07-05 | 1962-09-18 | Budzich Tadeusz | Hydraulic transmission |
| FR86033E (fr) * | 1964-06-29 | 1965-11-26 | Citroen Sa Andre | Dispositif de régulation pour la conduite de véhicules automobiles munis de variateurs de vitesse |
| CH473997A (de) * | 1967-01-06 | 1969-06-15 | Ustav Pro Vyzkum Motorovych Vo | Hydrostatische Übersetzungseinrichtung mit kontinuierlich veränderlichem Übersetzungsverhältnis und mit hydraulischer Leistungsspeicherung |
| US3442153A (en) * | 1967-05-08 | 1969-05-06 | Sundstrand Corp | Hydrostatic transmission |
| US3455184A (en) * | 1967-12-27 | 1969-07-15 | Sundstrand Corp | Transmission |
| US3733931A (en) * | 1971-08-16 | 1973-05-22 | Sundstrand Corp | Hydromechanical transmission |
| DE2322818A1 (de) * | 1973-05-05 | 1974-11-21 | Bosch Gmbh Robert | Vorrichtung zur erzeugung eines lastund drehzahlabhaengigen schaltdruckes in fahrzeuggetrieben |
| US3910043A (en) * | 1973-07-23 | 1975-10-07 | Robert Cecil Clerk | Hydraulic transmission control system |
| US3999387A (en) * | 1975-09-25 | 1976-12-28 | Knopf Frank A | Closed loop control system for hydrostatic transmission |
| JPS5293869A (en) * | 1976-02-02 | 1977-08-06 | Aisin Seiki Co Ltd | Mechanical-hydraulic change gear |
| JPS52109076A (en) * | 1976-03-09 | 1977-09-12 | Honda Motor Co Ltd | Oil pressure controller in oil pressure speed change gear |
| US4170153A (en) * | 1976-04-15 | 1979-10-09 | Aisin Seiki Kabushiki Kaisha | Hydromechanical transmission |
| US4111074A (en) * | 1976-11-01 | 1978-09-05 | The United States Of America As Represented By The Secretary Of The Army | Hydraulic control for hydromechanical transmission |
| US4122732A (en) * | 1977-01-17 | 1978-10-31 | General Motors Corporation | Hydromechanical mechanical continuously variable transmission |
| US4102131A (en) * | 1977-05-05 | 1978-07-25 | Sundstrand Corporation | Integrated transmission-engine control |
| US4091617A (en) * | 1977-05-11 | 1978-05-30 | Eaton Corporation | Hydraulic controller |
| JPS5944536B2 (ja) * | 1977-08-10 | 1984-10-30 | アイシン精機株式会社 | 自動車の無段変速機の速度比自動制御装置 |
| US4246806A (en) * | 1978-01-16 | 1981-01-27 | Sundstrand Corporation | Multi-mode hydromechanical transmission shift system |
| JPS5514312A (en) * | 1978-07-13 | 1980-01-31 | Honda Motor Co Ltd | Stepless speed variation automatic controller for vehicle |
| US4232572A (en) * | 1978-07-17 | 1980-11-11 | Sundstrand Corporation | Engine-transmission control system |
| US4261229A (en) * | 1978-08-24 | 1981-04-14 | Aisin Seiki Kabushiki Kaisha | Automatic speed ratio control system for stepless transmission of automotive vehicles |
| GB2128718B (en) * | 1979-11-23 | 1984-11-14 | Linde Ag | Drive unit consisting of an internal combustion engine and a steplessly adjustable hydrostatic transmission |
| US4509125A (en) * | 1982-08-06 | 1985-04-02 | General Motors Corporation | Continuously variable transmission ratio control system |
| JPS5944536A (ja) * | 1982-09-03 | 1984-03-13 | Mitsuo Sakamoto | 連続式ル−フベンチレ−タ |
| US4699604A (en) * | 1982-12-27 | 1987-10-13 | Aisin-Warner K.K. | Reduction ratio controlling mechanism for a continuously variable automatic transmission of a vehicle |
| JPH066977B2 (ja) * | 1983-05-09 | 1994-01-26 | トヨタ自動車株式会社 | 車両用無段変速機の制御装置 |
| JPH073261B2 (ja) * | 1983-05-27 | 1995-01-18 | 日産自動車株式会社 | 無段変速機の制御装置 |
| DE3323694A1 (de) * | 1983-07-01 | 1985-01-10 | Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart | Regeleinrichtung fuer einen hydrostatischen fahrantrieb |
| GB8320608D0 (en) * | 1983-07-30 | 1983-09-01 | Leyland Vehicles | Hydraulic control system |
| JPS6044651A (ja) * | 1983-08-22 | 1985-03-09 | Toyota Motor Corp | 車両用無段変速機の制御方法 |
| JPH066976B2 (ja) * | 1983-08-29 | 1994-01-26 | トヨタ自動車株式会社 | ベルト式無段変速機の油圧制御装置 |
| JPS6053262A (ja) * | 1983-09-01 | 1985-03-26 | Toyota Motor Corp | 車両用無段変速機の速度比制御装置 |
| DE3333136A1 (de) * | 1983-09-14 | 1985-03-28 | Ford-Werke AG, 5000 Köln | Steuerventil fuer ein steuerventilsystem eines stufenlos regelbaren umschlingungsgetriebes |
| JPS6088264A (ja) * | 1983-10-18 | 1985-05-18 | Nissan Motor Co Ltd | 無段変速機の制御装置 |
| JPS60104847A (ja) * | 1983-11-11 | 1985-06-10 | Toyota Motor Corp | 自動車用無段変速機のライン圧制御装置 |
| DE3401381A1 (de) * | 1984-01-17 | 1985-07-25 | Volkswagenwerk Ag, 3180 Wolfsburg | Hydraulische steuereinrichtung |
| US4665773A (en) * | 1984-03-13 | 1987-05-19 | Mitsubishi Jidosha Kogyo Kabushiki Kaisha | Continuously variable transmission apparatus for automobile |
| JPS60222651A (ja) * | 1984-04-20 | 1985-11-07 | Fuji Heavy Ind Ltd | 無段変速機の制御装置 |
| JPS60241561A (ja) * | 1984-05-14 | 1985-11-30 | Nissan Motor Co Ltd | 無段変速機の制御装置 |
| JPS6152456A (ja) * | 1984-08-17 | 1986-03-15 | Fuji Heavy Ind Ltd | 無段変速機の変速制御装置 |
| DE3433494A1 (de) * | 1984-09-12 | 1986-03-20 | Hydromatik GmbH, 7915 Elchingen | Fahr-antriebsvorrichtung fuer maschinen und fahrzeuge, bevorzugt fuer baufahrzeuge wie radlader |
| EP0194821B1 (en) * | 1985-03-12 | 1989-07-05 | Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha | Infinitely variable transmission |
| JPS624640A (ja) * | 1985-06-29 | 1987-01-10 | Fuji Heavy Ind Ltd | 無段変速機の制御装置 |
| DE3528789C1 (de) * | 1985-08-10 | 1986-10-23 | Daimler-Benz Ag, 7000 Stuttgart | Druckregelvorrichtung mit einem Daempfungsorgan fuer einen Steuerdruck eines automatischen Gangwechselgetriebes |
| JPS6277241A (ja) * | 1985-09-30 | 1987-04-09 | Fuji Heavy Ind Ltd | 無段変速機の制御装置 |
| US4811225A (en) * | 1987-03-13 | 1989-03-07 | Borg-Warner Automotive, Inc. | Ratio control technique for continuously variable transmission |
-
1986
- 1986-07-15 JP JP61166325A patent/JPH086797B2/ja not_active Expired - Lifetime
-
1987
- 1987-07-15 DE DE87306278T patent/DE3787133T2/de not_active Expired - Fee Related
- 1987-07-15 EP EP87306278A patent/EP0253657B1/en not_active Expired - Lifetime
- 1987-07-15 US US07/073,737 patent/US4949596A/en not_active Expired - Lifetime
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US8302396B2 (en) | 2008-01-31 | 2012-11-06 | Honda Motor Co., Ltd. | Control method for hydraulic type continuously variable transmission |
| US8447480B2 (en) | 2008-01-31 | 2013-05-21 | Honda Motor Co., Ltd. | Transmission control method for continuously variable transmission |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS6322737A (ja) | 1988-01-30 |
| EP0253657A2 (en) | 1988-01-20 |
| EP0253657A3 (en) | 1989-04-26 |
| DE3787133T2 (de) | 1993-12-09 |
| DE3787133D1 (de) | 1993-09-30 |
| EP0253657B1 (en) | 1993-08-25 |
| US4949596A (en) | 1990-08-21 |
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| JPH086797B2 (ja) | 車両用無段変速機の変速制御方法 | |
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