【発明の詳細な説明】[Detailed description of the invention]
【産業上の利用分野】[Industrial application field]
本発明は、車両用のベルト式無段変速機の制御装置に関
し、詳しくは、変速比の変化速度を制御０対蒙として変
速制御するものにおいて、走行パターンをドライバによ
り自由に選択することを可能に１ノたものに関する。
この種の無段変速機の変速ηｉ制御に関しては、例えば
特開昭５５−６５７５５号公報に示す油圧制御系の基本
的なものがある。これは、アクセルの踏込み量とエンジ
ン回転数の要素により変速比制御弁がバランスするよう
に動作して、エンジン回転数が常に一定になるように変
速比を定めるもので、変速比を制御対象にしている。
従って変速速度は、各変速比、プライマリ圧等により機
構上決定されることになり、変速速度を直接制御できな
かった。そのため、運転域の過渡状態では変速比がハン
チング、オーバシュート等を生じてドライバビリティを
悪化さけることが指摘されている。
このことから、近年、無段変速機を変速制御する場合に
おいて、変速比の変化速度を加味して電子制御す゛る傾
向にある。
ここで変速速度を用いた変速制御においても、燃費と動
力性能を考慮した走行パターンを複数種類設定し、ドラ
イバの好みや道路状況に適合される必要がある。そして
この走行パターンは、できるだけｆ！！類の多い方が適
用範囲が広くなって好ましいと言える。
［従来の技術］
そこで従来、上記走１テパターンに関しては、例えば特
開昭５９−２１７０５０号公報の先行技術があり、高出
力走行３通常走行および経済走行の３つのパターンが目
標機１ｖ１回転速度を別にして設定され、そのいずれか
をドライバが選択することが示されている。
［発明が解決しようとする問題点］
ところで、上記先行技術のものは、燃費と動力性能のい
ずれか一方を重視したものと、両者の中間の３種類の走
行パターンが設定されているにすぎない。また先行技術
の方法によると、走行パターンの数を増すことは設定す
る目標機関回転′Ｓ度の数の増大を招き、制御系が複雑
化する等の問題がある。
本発明は、このような点に鑑みてなされたもので、燃費
重視と動力性能重視の間で、両者の兼ね合いによる走行
パターンを自由に選択して、種々の状況に）内用するこ
とが可能な無段変速機のｍｌｌ ｔｉｌｌ装置を提供す
ることを目的としている。The present invention relates to a control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle, and more specifically, in a control device for controlling a speed change ratio of a speed change ratio of 0 to 0, it is possible for a driver to freely select a driving pattern. It's about something that has happened. Regarding the speed change ηi control of this type of continuously variable transmission, there is a basic hydraulic control system disclosed in, for example, Japanese Unexamined Patent Publication No. 55-65755. In this system, the gear ratio control valve operates in a balanced manner depending on the amount of accelerator depression and engine speed, and determines the gear ratio so that the engine speed is always constant. ing. Therefore, the shifting speed is mechanically determined by each gear ratio, primary pressure, etc., and the shifting speed cannot be directly controlled. Therefore, it has been pointed out that in a transient state of the driving range, the gear ratio may cause hunting, overshoot, etc., which deteriorates drivability. For this reason, in recent years, when controlling the speed of a continuously variable transmission, there has been a trend to electronically control the speed change of the gear ratio. Here, also in the shift control using the shift speed, it is necessary to set a plurality of types of driving patterns that take fuel efficiency and power performance into consideration, and to adapt them to the driver's preferences and road conditions. And this driving pattern is as f! ! It can be said that the more types there are, the wider the scope of application is, which is preferable. [Prior art] Conventionally, regarding the above-mentioned travel 1 pattern, there is a prior art, for example, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 59-217050, in which three patterns of high output travel, normal travel, and economical travel are used to increase the target machine 1v1 rotation speed. It is shown that they are set separately and the driver selects one of them. [Problems to be Solved by the Invention] By the way, the above-mentioned prior art only sets three types of driving patterns: one that emphasizes either fuel efficiency or power performance, and one that is in between the two. . Further, according to the prior art method, increasing the number of travel patterns results in an increase in the number of target engine rotation degrees to be set, which causes problems such as complicating the control system. The present invention was made in view of these points, and can be used in various situations by freely selecting a driving pattern that balances the emphasis on fuel efficiency and power performance. The object of the present invention is to provide a mll till device for a continuously variable transmission.
【問題点を解決するための手段１
上記目的を達成するため、本発明は、目標変速比と実変
速比の偏差に基づき変速速度を峰出して変速制御する制
御系を構成し、燃費重視のエコノミー変速比検索部と、
動力性重視のパワー変速比検索部とを有し、各走行条件
において上記検索部からエコノミー変速比とパワー変速
比とを検索し、走行パターン設定手段による設定値と上
記各変速比により上記目標変速比を、エコノミーとパワ
ーの割合いを任意に変化して障出するように構成されて
いる。
【作 用】
上記構成に基づき、走行パターン設定手段の設定値によ
り目標変速比が、燃費の点で目標とするエコノミー変速
比と動力性能の点で目標とするパワー変速比とを任意の
割合で加算して算出され、この目標変速比を用いて変速
速度制御されるようになる。これにより走行パターンは
、走行パターン設定手段の設定値による割合で、燃費志
向性が強かったり、または動力性能志向性が強いものと
なる。
こうして本発明によれば、ドライバが走行パターンを設
定する手段を設定することで、燃費重視と動力性能重視
との間で両者の兼ね合いによる走行パターンを自由に選
択することが可能となる。
従って、いかなる状況にも最適な走行パターンに適合す
ることができる。[Means for Solving the Problems 1] In order to achieve the above object, the present invention configures a control system that performs gear change control by peaking the gear change speed based on the deviation between the target gear ratio and the actual gear ratio. Economy gear ratio search section,
It has a power gear ratio search unit that emphasizes dynamism, searches the economy gear ratio and power gear ratio from the search unit under each driving condition, and determines the target gear ratio based on the set value by the driving pattern setting means and each of the gear ratios. It is configured to arbitrarily change the ratio between economy and power. [Operation] Based on the above configuration, the target gear ratio can be set at any ratio between the economy gear ratio, which is the target in terms of fuel efficiency, and the power gear ratio, which is the target in terms of power performance, according to the set value of the driving pattern setting means. This target gear ratio is used to control the gear change speed. As a result, the driving pattern becomes one that is strongly fuel efficiency-oriented or power performance-oriented, depending on the ratio set by the driving pattern setting means. Thus, according to the present invention, by setting the means for setting the driving pattern by the driver, it becomes possible to freely select a driving pattern that balances emphasis on fuel efficiency and power performance. Therefore, the optimum driving pattern can be adapted to any situation.
【実 施 例】【Example】
以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。
第１＠において、本発明が適用される無段変速機を含む
伝動系の概略について説明すると、エンジン１がクラッ
チ２１前後進切換装置３を介して無段変速機４の主軸５
に連結する。無段変速機４は主軸５に対して副＠６が平
行配置され、主軸５にはプライマリプーリ７が、副軸６
にはセカンダリプーリ８が設けら枕、各プーリ７．８に
は可動側に油圧シリンダ９，１０が装ｆ（ｉＩされると
共に、駆動ベルト１１が巻付けられている。ここで、プ
ライマリシリンダ９の方が受圧面積を大ぎく設定され、
そのプライマリ圧により駆動ベルト１１のプーリ７゜８
に対する巻付は径の比率を変えて無段変速するようにな
っている。
また副軸６は、１相のりダクションギャ１２を介して出
力軸１３に連結し、出力軸１３は、ファイナルギヤ１４
．ディファレンシャルギヤ１５を介して駆動輪１Ｇに伝
動構成されている。
次いで、無段変速機４の油圧制御系について説明すると
、エンジン１により駆動されるオイルポンプ２０を有し
、オイルポンプ２０の吐出側のライン圧油路２１が、セ
カンダリシリンダ１０．ライン圧制御弁２２．変速３！
Ｉ！度制御弁２３に連通し、変速速度制御弁２３から油
路２４を介してプライマリシリンダ９に連通する。ライ
ン圧油路２１はオリフィス３２を介してレギュレータ弁
２５に連通し、レギュレータ弁２５からの一定なレギュ
レータ圧の油路２Ｇが、ソレノイド弁２７．２８Ｊ５よ
び変速速度制御弁２３の一方に連通する。各ソレノイド
弁２７．２８は制御ユニット４０からのデユーティ信号
により例えばオンして排圧し、オフしてレギュレータ圧
ＰＲを出力するものであり、このようなパルス状の制御
圧を生成する。そしてソレノイド弁２７からのパルス状
の制御圧は、アキュムレータ３０で平均化されてライン
圧制御弁２２に作用する。これに対しソレノイド弁２８
からのパルス状の制御圧は、そのまま変速速度制御弁２
３の他方に作用する。なお、図中符号２９はドレン油路
、３１はオイルパンである。
ライン圧制御弁２２は、ソレノイド弁２７からの平均化
した制御圧によりライン圧ＰＬの制御を行う。
変速速度制御弁２３は、レギュレータ圧とソレノイド弁
２８からのパルス状の制御圧の関係により、ライン圧油
路２１．２４を接続する給油位置と、ライン圧油路２４
をドレンする排油位置とに動作する。
そして、デユーティ比により２位置の動作状態を変えて
プライマリシリンダ９への給油または排油の流ＩＱを制
御し、変速速度ｄｉ／ｄｔにより変速制御するようにな
っている。
第２図において、電子制御系について説明する。
先ず、変速速度制御系について説明すると、プライマリ
プーリ７、セカンダリプーリ８．エンジン１の各回転数
センサ４１．４２．４３、およびスロットル間度しンサ
４４を有する。そして制御ユニット４０において両ブー
り回転数センサ４１．４２からの回転信＠ＮＤ＋ＮＳは
、実変速比算出部４５に入力して、ｉ ＝Ｎｌ）／ＮＳ
により実変速比ｉを求める。
また、目標変速比算出部４Ｇを有して、後述するように
ドライバの指示により、燃費と動力性能との兼ね合いに
よる目標変速比１ｓを算出する。
スロットル開度センサ４４の信号θは加速検出部５１に
入力し、所定時間内のスロットル開度変化によりスロッ
トル開度変化速度θを算出し、これに基づき係数設定部
４７で係数ｋがθの関数として設定される。実変速比算
出部４５の実変速比ｉ、目標変速比算出部４Ｇの定常で
の目標変速比ｉｓおよび係数設定１ｇ４７の係数には、
変速速度算出部４８に入力し、
ｄｉ／ｄｔ＝ ｋ （ｉｓ −ｉ ）により変速速度
ｄ ｉ ／ ｄ ｔを算出し、その符号が正の場合はシ
フトダウン、負の場合はシフトアップに定める。
変速速度算出部４８と実変速比算出部４５の信号ｄｉ／
ｄｔ、 ｉは、更にデユーティ比検索部４９に入力する
っここでデユーティ比Ｄ＝ ｆ（ｔｉｉ／ｄｔ、 ｉ
）の関１系により、ｄ ｉ ／ ｄ ｔとｉのテーブル
が設定されており、シフトアップ方向でのデユーティ比
りが例えば５０％以上の値に、シフトダウンではデユー
ティ比りが５０％以下の値に振り分けである。そしてシ
フト・アップではデユーティ比りが１に対して減少関数
で、ｌｄｉ／ｄｊｌに対して増大関数で設定され、シフ
トダウンではデユーティ比りが逆に１に対して増大関数
で、ｄｉ／ｄｔに対しては減少関数で設定されている。
そこで、かかるテーブルを用いてデユーティ比りが検索
される。そして上記デユーティ比検索部４９からのデユ
ーティ比りの信号が、駆動部５０を介してソレノイド弁
２８に入力するようになっている。
続いて、ライン圧制御系について説明すると、スロット
ル開度センサ４４の信号０．エンジン回転数センサ４３
の信号Ｎｅがエンジントルク算出部５２に入力して、θ
−ＮｅのテーブルからエンジントルクＴを求める。一方
、実変速比算出部４５からの実変速比ｉに基づき必要ラ
イン圧設定部５３において、単位トルク当りの必要ライ
ン圧ＰＬＵを求め、これと上記エンジントルク算出部５
２のエンジントルク丁が目標ライン圧譚出部５４に入力
して、ＰＬ＝ＰＬＩＪ ・Ｔにより目標ライン圧ＰＬを
算出する。
目標ライン圧算出部５４の出力ＰＬは、デユーティ比設
定部５５に入力して目標ライン圧ＰＬに相当するデユー
ティ比りを設定する。そしてこのデユーティ比りの信号
が、駆動部５Ｇを介してソレノイド弁２７に入力するよ
うになっている。
上記制御系において、走行パターン可変手段としてセカ
ンダリプーリ回転数センサ４２の信号Ｎｓとスロットル
開度センサ４４の信号θが共に入力するエコノミー変速
比検索部６０と、パワー変速比検索部６１を有する。一
方のエコ、ノミ−変速比検索部６０は、第３図の最適燃
費ラインＬ１の特性を用いて、θ−ＮＳテーブルで目標
とする変速比ｔ ｅ ｈ＜設定されており、燃費重視の
目標変速比を定める。
他方のパワー変速比検索部６１は、第３図の最大トルク
ライン１２の特性を用い、同様にθ−Ｎｓテーブルで目
標とする変速比ｉｐが設定されており、動力性能重視の
ものになっている。
そして各走行条件で、上記エコノミー変速比検索部６０
．パワー変速比検索部Ｇ１において検索された燃費と動
力性能志向の各目標とする変速比ｉｅ。
ｉｐが、目標変速比算出部４Ｇに入力する。またドライ
バによる走行パターン設定手段として、例えば連続的に
変化するパターン設定ダイヤル６２を有し、このダイヤ
ル値ａが、上記目標変速比算出部４６に入力する。そこ
で目標変速比算出部４Ｇは、これらの変速比ｉｅ、 ｉ
ｐとダイヤル値ａを用い、１ｓ＝ａ −ｉｅ＋ （１−
ａ） ｉｔ） （０≦ａ≦１）により目標変速比ＩＳ
を算出する。
こう１ノで目標変速比ＩＳは、燃費志向の変速比ｉｅと
動力性能志向の変速比ｉｐを、任意の割合いで連続的に
変化した値となる。そしてダイヤル値Ｑが大きいほど燃
費志向となり、小さいほど動力性能志向となる。
次いで、このように構成された無段変速機の制御装置の
作用について説明づる。
先ず、エンジン１からのアクヒルの踏込みに応じた動力
が、クラッチ２．切換装置３を介して無段変速機４のプ
ライマリプーリ７に入力し、駆動ベルト１１．セカンダ
リプーリ８により変速した動力が出力し、これが駆動輪
１Ｇ側に伝達することで走行する。
そして上記走行中において、実変速比ｉの値が大きい低
速段においてエンジントルクＴが大きいほど目標ライン
圧が大きく設定され、これに相当するデユーティ比の大
きい信号がソレノイド弁２７に入力して制御圧を小さく
生成し、その平均化した圧力でライン圧制御弁２２を動
作することで、ライン圧油路２１のライン圧ＰＬを高く
する。そして変速比ｉが小さくなり、エンジントルク下
も小さくなるに従いデユーティ比を減じて制御圧を増大
することで、ライン圧ＰＬはドレン最の増大により低下
するように制御されるのであり、こうして常に駆動ベル
ト１１での伝達トルクに相当するプーリ押付は力を作用
する。
上記ライン圧１フしは、常にセカンダリシリンダ１０に
供給されており、変速速１良制御弁２３によりプライマ
リシリンダ９に給排油することで、変速速１良制御され
るのであり、これを以下に説明する。
先づ゛、各センサ４１．４２および４４からの信号Ｎｐ
。
ＮＳ、θが読込まれ、制御ユニット４０の変速速度算出
部４５で実変速比１を、目標変速比算出部４Ｇで目標変
速比ｉｓを求め、これらと係数ｋを用いて変速速度算出
部４８で変速速度ｄ ｉ ／ ｄ ｔを求める。そこで
＋４３＜ ｉの関係にあるシフトアップとｉｓ；−ｉの
関係のシフトダウンで、ｄｉ／ｄｔとｉによりデユーテ
ィ比検索部４９でテーブルを用いてデユーティ比りが検
索される。
上記デユーティ信号は、ソレノイド弁２８に入力（）で
パルス状の制御圧を生成し、これにより変速速度制御弁
２３を給油と排油の２位置で繰返し動作する。
ここでシフトアップでは、給油と排油とがバランスする
デユーティ比り以上の値でソレノイド弁２８によるパル
ス状の制御圧は、オンの零圧時間の方がオフのレギュー
レータ圧ＰＲ時間より長くなり、変速速度制御弁２３は
給油位置での動作時間が長くなって、プライマリレンダ
９に排油以上に給油してシフトアップ作用する。そして
１の大きい低速段側でｉ ｄｔ／ｄｉ １が小さい場合
は、Ｄの値が小さいことで給油量が少なく変速スピード
が遅いが、ｉの小さい高速段側に移行し、ｌ ｄｉ／ｄ
ｔ Ｉが大きくなるにつれてＤの値が大きくなり、給油
量が増して変速スピードが速くなる。
一方、シフトダウンでは、給油と排油とがバランスする
デユーティ比り以下の値であるため、制御圧は上述と逆
になり、変速速度制御弁２３は排油位置での動作時間が
長（なり、プライマリレンダ９を給油以上に排油として
シフトダウン作用する。
そしてこの場合は、ｉの大きい低速段側でｄｉ、／ｄｔ
が小さい場合にＤの値が大きいことで、排油量が少なく
て変速スピードが遅く、ｉの小さい高速段側に移行し、
ｄｔ／（Ｂが大きくなるにつれてＤの値が小さくなり、
排油量が増して変速スピードが速くなる。こうして低速
段と高速段の全域において、変速速度を変えながらシフ
トアップまたはシフトダウンして無段階に変速すること
になる。
一方、上記変速速度制御において、走行パターンの設定
作用を第４図のフローチャートを参照して説明する。先
ず、各走行条件のセカンダリ回転数ＮＳとスロットル開
度θの信号が、エコノミー変速比検索部６０とパワー変
速比検索部６１に入力し、θ−Ｎｓテーブルから最適な
燃費と動力性能の変速比ｔｅ、 ｉｐを検索して目標変
速比算出部４Ｇに入力している。また、ドライバにより
ダイヤル６２を操作することによるダイヤル値ａも目標
変速比算出部４Ｇに入力し、こうして目標変速比ｉｓが
、各変速比ｉｅ、 ｉｐをダイヤル値ａの割合いで加算
して算出される。そしてかかる目標変速比ｉｓを用い、
既に述べたように変速速度ｄｉ／ｄｔを求めて変速速度
制御されるのであり、ダイヤル値ａが大きいほど燃費志
向の走行パターンになり、逆に小さいほど動力性能志向
の走行パターンになる。
以上、本発明の一実施例について述べたが、走行パター
ン設定手段としては段階的に変化させる多段切換スイッ
チでも良く、目標変速比ｉｓの計算方法も実ＩＭ例に限
定されない。Embodiments of the present invention will be described below based on the drawings. In the first @, the outline of the transmission system including the continuously variable transmission to which the present invention is applied will be explained.
Connect to. In the continuously variable transmission 4, a sub@6 is arranged parallel to the main shaft 5, a primary pulley 7 is attached to the main shaft 5, and a sub@6 is arranged parallel to the main shaft 5.
A secondary pulley 8 is provided on the movable side of each pulley 7.8, and a drive belt 11 is wound around the primary cylinder 9. The pressure receiving area is set to be larger,
Due to the primary pressure, the pulley 7°8 of the drive belt 11
The winding speed is continuously variable by changing the diameter ratio. Further, the subshaft 6 is connected to an output shaft 13 via a one-phase transmission gear 12, and the output shaft 13 is connected to a final gear 14.
．． The transmission is configured to be transmitted to the driving wheels 1G via the differential gear 15. Next, the hydraulic control system of the continuously variable transmission 4 will be described. It has an oil pump 20 driven by the engine 1, and a line pressure oil passage 21 on the discharge side of the oil pump 20 is connected to the secondary cylinder 10. Line pressure control valve 22. Shift 3!
I! The transmission speed control valve 23 communicates with the primary cylinder 9 via an oil passage 24. The line pressure oil passage 21 communicates with the regulator valve 25 via the orifice 32, and a constant regulator pressure oil passage 2G from the regulator valve 25 communicates with one of the solenoid valve 27.28J5 and the speed change control valve 23. Each solenoid valve 27, 28 is turned on, for example, to exhaust pressure, and turned off, in response to a duty signal from the control unit 40, and outputs the regulator pressure PR, and generates such a pulse-like control pressure. The pulsed control pressure from the solenoid valve 27 is averaged by the accumulator 30 and acts on the line pressure control valve 22. On the other hand, the solenoid valve 28
The pulse-like control pressure from
Acts on the other side of 3. In addition, the reference numeral 29 in the figure is a drain oil passage, and the reference numeral 31 is an oil pan. The line pressure control valve 22 controls the line pressure PL using the averaged control pressure from the solenoid valve 27. The gear change speed control valve 23 has a refueling position connecting the line pressure oil passage 21.24 and a line pressure oil passage 24 depending on the relationship between the regulator pressure and the pulse-like control pressure from the solenoid valve 28.
Operates at the oil drain position to drain the oil. Then, the operating states of the two positions are changed by the duty ratio to control the oil supply or drain oil flow IQ to the primary cylinder 9, and the speed change is controlled by the speed change speed di/dt. Referring to FIG. 2, the electronic control system will be explained. First, the speed change control system will be explained. The primary pulley 7, the secondary pulley 8. It has each rotation speed sensor 41, 42, 43 of the engine 1, and a throttle angle sensor 44. Then, in the control unit 40, the rotation signals @ND+NS from both boolean rotation speed sensors 41 and 42 are inputted to the actual gear ratio calculation unit 45, and the rotation signals @ND+NS are inputted to the actual gear ratio calculation unit 45 and calculated as i=Nl)/NS.
Find the actual gear ratio i. It also has a target gear ratio calculating section 4G, which calculates a target gear ratio 1s based on a balance between fuel efficiency and power performance in response to instructions from the driver, as described later. The signal θ from the throttle opening sensor 44 is input to the acceleration detection unit 51, and the throttle opening change rate θ is calculated based on the throttle opening change within a predetermined time.Based on this, the coefficient setting unit 47 sets the coefficient k as a function of θ. is set as The actual speed ratio i of the actual speed ratio calculation unit 45, the steady state target speed ratio is of the target speed ratio calculation unit 4G, and the coefficient of the coefficient setting 1g47,
The input signal is input to the shift speed calculation unit 48, and the shift speed d i /dt is calculated from di/dt=k (is −i), and if the sign is positive, a downshift is determined, and if the sign is negative, a shift up is determined. The signal di/ of the gear change speed calculation unit 48 and the actual gear ratio calculation unit 45
dt, i are further input to the duty ratio search section 49, where the duty ratio D=f(tii/dt, i
), a table of d i / d t and i is set, and the duty ratio in the upshift direction is set to a value of, for example, 50% or more, and the duty ratio is set to a value of 50% or less in the downshift direction. It is divided into values. When shifting up, the duty ratio is set as a decreasing function relative to 1 and as an increasing function relative to ldi/djl, and when shifting down, the duty ratio is set as an increasing function relative to 1, and di/dt is set as an increasing function. is set as a decreasing function. Therefore, the duty ratio is searched using such a table. The duty ratio signal from the duty ratio search section 49 is input to the solenoid valve 28 via the drive section 50. Next, the line pressure control system will be explained.The throttle opening sensor 44 signal 0. Engine speed sensor 43
The signal Ne of θ is input to the engine torque calculation unit 52, and θ
Find the engine torque T from the -Ne table. On the other hand, based on the actual gear ratio i from the actual gear ratio calculator 45, the required line pressure setting unit 53 calculates the required line pressure PLU per unit torque, and uses this and the engine torque calculator 5
2 is input to the target line pressure output unit 54, and the target line pressure PL is calculated from PL=PLIJ·T. The output PL of the target line pressure calculation section 54 is input to a duty ratio setting section 55 to set a duty ratio corresponding to the target line pressure PL. A signal corresponding to this duty ratio is input to the solenoid valve 27 via the drive section 5G. The above control system includes an economy gear ratio search unit 60 and a power gear ratio search unit 61 to which both the signal Ns from the secondary pulley rotation speed sensor 42 and the signal θ from the throttle opening sensor 44 are input as driving pattern variable means. On the other hand, the eco and chisel gear ratio search unit 60 uses the characteristics of the optimum fuel efficiency line L1 in FIG. Determine the gear ratio. The other power gear ratio search unit 61 uses the characteristics of the maximum torque line 12 shown in FIG. There is. Then, under each driving condition, the economy gear ratio search section 60
．． The gear ratios ie are searched in the power gear ratio search section G1 for fuel efficiency and power performance. ip is input to the target gear ratio calculation unit 4G. Further, as driving pattern setting means for the driver, for example, a pattern setting dial 62 that changes continuously is provided, and this dial value a is input to the target gear ratio calculating section 46. Therefore, the target gear ratio calculation unit 4G calculates these gear ratios ie, i
Using p and dial value a, 1s=a −ie+ (1−
a) it) Target gear ratio IS by (0≦a≦1)
Calculate. At this point, the target gear ratio IS becomes a value obtained by continuously changing the fuel efficiency-oriented gear ratio ie and the power performance-oriented gear ratio ip at an arbitrary ratio. The larger the dial value Q is, the more fuel efficiency is oriented, and the smaller the dial value Q is, the more power performance is oriented. Next, the operation of the continuously variable transmission control device configured as described above will be explained. First, the power from engine 1 in response to the pedal depression is transmitted to clutch 2. It is input to the primary pulley 7 of the continuously variable transmission 4 via the switching device 3, and the drive belt 11. The power that has been shifted by the secondary pulley 8 is output, and this is transmitted to the driving wheel 1G side, thereby driving the vehicle. During the above-mentioned driving, the target line pressure is set to be larger as the engine torque T is larger in the lower speed gear where the value of the actual gear ratio i is larger, and a signal with a corresponding larger duty ratio is input to the solenoid valve 27 to control the control pressure. By generating a small amount of pressure and operating the line pressure control valve 22 with the averaged pressure, the line pressure PL of the line pressure oil passage 21 is increased. Then, as the gear ratio i becomes smaller and the engine torque also becomes smaller, the duty ratio is reduced and the control pressure is increased, so that the line pressure PL is controlled to decrease as the drain level increases. The pulley pressing, which corresponds to the transmitted torque in the belt 11, exerts a force. The above-mentioned line pressure 1 is always supplied to the secondary cylinder 10, and by supplying and draining oil to the primary cylinder 9 by the shift speed 1 control valve 23, the shift speed 1 is controlled. Explain. First, the signals Np from each sensor 41, 42 and 44
. NS and θ are read, the actual speed change ratio 1 is calculated by the speed change calculation section 45 of the control unit 40, the target speed change ratio IS is calculated by the target speed change ratio calculation section 4G, and the speed change speed calculation section 48 uses these and coefficient k. Find the shift speed d i /d t. Therefore, for an upshift with a relationship of +43<i and a downshift with a relationship of is;-i, the duty ratio is searched by the duty ratio search unit 49 using a table based on di/dt and i. The duty signal is input ( ) to the solenoid valve 28 to generate a pulse-like control pressure, thereby repeatedly operating the variable speed control valve 23 in two positions: oil supply and oil drain. Here, when shifting up, the pulse-like control pressure by the solenoid valve 28 is at a value higher than the duty ratio at which oil supply and oil drain are balanced, and the zero pressure time when it is on is longer than the regulator pressure PR time when it is off. The shift speed control valve 23 operates for a long time in the refueling position, and the primary renderer 9 is refilled with more oil than the oil drained, thereby performing a shift-up operation. If i dt/di 1 is small on the low gear side where 1 is large, the amount of oil supplied is small and the shift speed is slow due to the small value of D, but the shift to the high gear side where i is small, and l di/d
As tI increases, the value of D increases, the amount of oil supplied increases, and the shift speed increases. On the other hand, during downshifting, since the value is less than the duty ratio that balances oil supply and oil drain, the control pressure is opposite to that described above, and the shift speed control valve 23 operates for a long time in the oil drain position. , the primary renderer 9 acts to downshift by discharging oil more than supplying oil.In this case, di, /dt at the low gear where i is large.
When is small, the value of D is large, the amount of oil discharged is small, the gear shift speed is slow, and the gear shifts to the high speed gear where i is small.
dt/(As B increases, the value of D decreases,
The amount of oil drained increases and the gear shifting speed becomes faster. In this way, the gears are shifted steplessly by shifting up or down while changing the shift speed in the entire range between the low gear and the high gear. On the other hand, in the above-mentioned shift speed control, the operation of setting the driving pattern will be explained with reference to the flowchart of FIG. 4. First, signals of the secondary rotation speed NS and throttle opening θ for each driving condition are input to the economy gear ratio search unit 60 and the power gear ratio search unit 61, and the gear ratio for optimal fuel efficiency and power performance is determined from the θ-Ns table. te and ip are searched and input to the target gear ratio calculation unit 4G. Further, the dial value a obtained by operating the dial 62 by the driver is also input to the target gear ratio calculation unit 4G, and the target gear ratio is is thus calculated by adding each gear ratio ie and ip at the ratio of the dial value a. Ru. Then, using this target gear ratio is,
As already mentioned, the shift speed is controlled by determining the shift speed di/dt, and the larger the dial value a, the more fuel efficient the driving pattern becomes, and conversely, the smaller the dial value a, the more the driving pattern becomes more power performance oriented. Although one embodiment of the present invention has been described above, the driving pattern setting means may be a multi-stage changeover switch that changes the driving pattern in stages, and the method for calculating the target gear ratio is is not limited to the actual IM example.
【発明の効果】【Effect of the invention】
以上述べてきたように、本発明によれば、変速速度を制
御対象とした変速制御において、燃費重視と動力性能重
視との間で走行パターンをドライバにより自由に選択す
ることができるので、ドライバの好みや走行モード、道
路状況のいかなるものにも最適に適合することができる
。
燃費と動力性能を重視した目標とする変速比を任意の割
合いで加算して目標変速比を算出する方法であるから、
テーブルは２つですみ、制御系の構成、制御が非常に簡
素化する。
各種走行パターンの設定が不要になり、表示や操作の点
で有利になる。As described above, according to the present invention, the driver can freely select the driving pattern between emphasizing fuel efficiency and emphasizing power performance in shift control that targets shift speed. It can be optimally adapted to any preference, driving mode or road situation. This method calculates the target gear ratio by adding the target gear ratios in an arbitrary ratio with emphasis on fuel efficiency and power performance.
Only two tables are required, greatly simplifying the configuration and control of the control system. This eliminates the need to set various travel patterns, which is advantageous in terms of display and operation.
【図面の簡単な説明】[Brief explanation of drawings]
第１図は本発明の制御装置の実施例における油圧制御系
を示す構成図、第２図は同電子制御系を示すブロック図
、第３図は燃費と動力性能の特性図、第４図は作用を説
明するフローチャート図である。
４・・・無段変速機、２３・・・変速速度制御弁、２８
・・・ソレノイド弁、４０・・・制御ユニット、４５・
・・実変速比算出部、４Ｇ・・・目標変速比算出部、４
８・・・変速速度算出部、６０・・・エコノミー変速比
検索部、６１・・・パワー変速比検索部、Ｇ２・・・パ
ターン設定ダイヤル。
特許出願人 富士重工業株式会社代理人 弁理士
小 橋 信 浮
量 弁理士 村 井 進
第３図
エンジン回転状
第４図Fig. 1 is a block diagram showing the hydraulic control system in an embodiment of the control device of the present invention, Fig. 2 is a block diagram showing the electronic control system, Fig. 3 is a characteristic diagram of fuel efficiency and power performance, and Fig. 4 is a diagram showing the characteristics of the fuel efficiency and power performance. It is a flowchart figure explaining an effect|action. 4... Continuously variable transmission, 23... Variable speed control valve, 28
...Solenoid valve, 40...Control unit, 45.
...Actual gear ratio calculation unit, 4G...Target gear ratio calculation unit, 4
8... Gear change speed calculation unit, 60... Economy gear ratio search unit, 61... Power gear ratio search unit, G2... Pattern setting dial. Patent Applicant Fuji Heavy Industries Co., Ltd. Agent Nobu Kobashi Patent Attorney Susumu Murai Figure 3 Engine rotation diagram Figure 4