JP2008008326A - Transmission control device - Google Patents

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  • Hydraulic Clutches, Magnetic Clutches, Fluid Clutches, And Fluid Joints (AREA)
  • Control Of Transmission Device (AREA)

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To avoid the fastening of a forward travel clutch with centrifugal hydraulic pressure. <P>SOLUTION: The forward travel clutch for a forward-backward travel change-over mechanism has a clutch pressure chamber and a balance pressure chamber opposing each other. To estimate a balance oil amount Qb stored in the balance pressure chamber for cancelling centrifugal hydraulic pressure, a drain oil amount Qd is estimated in accordance with an oil temperature Toil and a stopping time counter Cstop (Step S10) and a feed oil amount Qf is estimated in accordance with the oil temperature Toil and a starting time counter Cstart (Step S11). Subsequently, the balance oil amount Qb is calculated in accordance with the drain oil amount Qd and the feed oil amount Qf (Step S12) and a limit rotating number Ntl which can keep the forward travel clutch in a released condition is calculated in accordance with the balance oil amount Qb (Step S13). Then, the rotating number of the forward travel clutch is controlled to fall below the limit rotating number Ntl, thus avoiding the change-over of the forward travel clutch with centrifugal hydraulic pressure. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

本発明は、クラッチ圧室とこれに対向するバランス圧室とが形成されるクラッチ機構を備えた変速機の制御装置に関する。   The present invention relates to a transmission control device including a clutch mechanism in which a clutch pressure chamber and a balance pressure chamber facing the clutch pressure chamber are formed.

車両に搭載される無段変速機や自動変速機には、回転軸の回転方向を切り換えるために遊星歯車式の前後進切換機構が組み込まれている。この前後進切換機構は前進用クラッチと後退用ブレーキとを備えており、前進レンジ(Ｄレンジ)が選択されたときには前進用クラッチを締結して後退用ブレーキを解放し、後退レンジ(Ｒレンジ)が選択されたときには前進用クラッチを解放して後退用ブレーキを締結し、中立レンジ(Ｎレンジ)が選択されたときには前進用クラッチおよび後退用ブレーキを共に解放している。   In a continuously variable transmission or an automatic transmission mounted on a vehicle, a planetary gear type forward / reverse switching mechanism is incorporated in order to switch the rotation direction of a rotating shaft. This forward / reverse switching mechanism includes a forward clutch and a reverse brake. When the forward range (D range) is selected, the forward clutch is engaged to release the reverse brake, and the reverse range (R range). When is selected, the forward clutch is released and the reverse brake is engaged, and when the neutral range (N range) is selected, both the forward clutch and the reverse brake are released.

ところで、前進用クラッチはエンジンと共に回転する構造を有しており、クラッチ圧室にはエンジン回転数に応じた遠心油圧が発生することになる。このため、前進用クラッチを解放するＮレンジが選択されていても、アクセルペダルが踏み込まれてエンジン回転数が上昇すると、遠心油圧による油圧ピストンの押し出しにより、前進用クラッチが締結されてしまうおそれがある。そこで、Ｎレンジが選択された状態のもとで、作動油温が所定値を下回るとともに前進用クラッチの入力回転数が所定値を上回る場合には、エンジン回転数を引き下げて前進用クラッチの締結を回避するようにした制御装置が提案されている(たとえば、特許文献１参照)。   By the way, the forward clutch has a structure that rotates together with the engine, and a centrifugal hydraulic pressure corresponding to the engine speed is generated in the clutch pressure chamber. For this reason, even if the N range for releasing the forward clutch is selected, if the accelerator pedal is depressed and the engine speed increases, the forward clutch may be engaged due to the hydraulic piston being pushed out by the centrifugal hydraulic pressure. is there. Therefore, when the hydraulic oil temperature is lower than the predetermined value and the input rotational speed of the forward clutch is higher than the predetermined value under the state where the N range is selected, the engine rotational speed is reduced and the forward clutch is engaged. There has been proposed a control device that avoids the problem (for example, see Patent Document 1).

また、遠心油圧による油圧ピストンの押し出しを回避するため、クラッチ圧室に対向するバランス圧室を形成するようにしたクラッチ機構も提案されている。このバランス圧室に対して作動油を貯留することにより、回転時にはクラッチ圧室内の遠心油圧に対向する遠心油圧をバランス圧室内に発生させることができ、油圧ピストンに作用する押し出し力を打ち消すことが可能となる。
特許第３２７９２２４号公報 In order to avoid pushing out of the hydraulic piston due to centrifugal oil pressure, a clutch mechanism has also been proposed in which a balance pressure chamber facing the clutch pressure chamber is formed. By storing hydraulic oil in the balance pressure chamber, it is possible to generate a centrifugal hydraulic pressure in the balance pressure chamber that opposes the centrifugal hydraulic pressure in the clutch pressure chamber during rotation, and to cancel out the pushing force acting on the hydraulic piston. It becomes possible.
Japanese Patent No. 3279224

しかしながら、バランス圧室の中央部には排出ポートが形成されており、前進用クラッチの停止状態や低速回転状態にあっては、バランス圧室から作動油が排出されるようになっている。このように、バランス圧室内の作動油量が減少している状態のもとで、アクセルペダルが踏み込まれて前進用クラッチの回転速度が上昇してしまうと、クラッチ圧室内に生じる遠心油圧を十分に打ち消すことができずに前進用クラッチを締結させてしまうおそれがある。   However, a discharge port is formed at the center of the balance pressure chamber, and hydraulic oil is discharged from the balance pressure chamber when the forward clutch is stopped or rotated at a low speed. In this way, if the amount of hydraulic oil in the balance pressure chamber is decreasing and the accelerator pedal is depressed and the rotational speed of the forward clutch increases, the centrifugal hydraulic pressure generated in the clutch pressure chamber is sufficiently increased. The forward clutch may be fastened without being able to cancel out.

特に、車両を後退させる後退レンジが選択されている場合に、エンジン回転数の上昇によって前進用クラッチが締結されてしまうと、前進用クラッチと後退用ブレーキとが共に締結されるインターロック状態となるため、前進用クラッチや後退用ブレーキに対して大きな負荷が作用することになる。このようなインターロック状態を回避するためには、前進用クラッチの油圧ピストンを押し戻すリターンスプリングを強化する必要があるが、リターンスプリングを強化することは前進用クラッチの大型化を招くだけでなく、制御油圧を上昇させる必要があるため燃費性能の悪化や制御精度の低下を招くことになっていた。   In particular, when a reverse range for reversing the vehicle is selected, if the forward clutch is engaged due to an increase in the engine speed, an interlock state is established in which both the forward clutch and the reverse brake are engaged. Therefore, a large load acts on the forward clutch and the reverse brake. In order to avoid such an interlock state, it is necessary to strengthen the return spring that pushes back the hydraulic piston of the forward clutch, but strengthening the return spring not only increases the size of the forward clutch, Since it is necessary to raise the control oil pressure, the fuel efficiency is deteriorated and the control accuracy is lowered.

本発明の目的は、遠心油圧が作用する場合であってもクラッチ機構を確実に解放状態に保持することにある。   An object of the present invention is to reliably hold the clutch mechanism in a released state even when centrifugal hydraulic pressure is applied.

本発明の変速機の制御装置は、動力を伝達する締結状態と動力を遮断する解放状態とに切り換えるためのクラッチ圧室と、前記クラッチ圧室の回転に伴う遠心油圧を打ち消すためのバランス圧室とが形成されるクラッチ機構を備えた変速機の制御装置であって、作動油温度に基づいて前記バランス圧室に貯留される作動油量を推定する油量推定手段と、前記バランス圧室に貯留される作動油量に基づき、前記クラッチ機構が解放状態に保たれる前記クラッチ機構の上限回転数を算出する回転数算出手段と、前記上限回転数を下回るように前記クラッチ機構の入力回転数を制御する回転数制御手段とを有することを特徴とする。   The transmission control device according to the present invention includes a clutch pressure chamber for switching between an engagement state for transmitting power and a release state for interrupting power, and a balance pressure chamber for canceling centrifugal hydraulic pressure associated with rotation of the clutch pressure chamber. A control device for a transmission including a clutch mechanism, and an oil amount estimating means for estimating an amount of hydraulic oil stored in the balance pressure chamber based on a hydraulic oil temperature; and Based on the amount of stored hydraulic oil, a rotational speed calculation means for calculating an upper limit rotational speed of the clutch mechanism that keeps the clutch mechanism in a released state, and an input rotational speed of the clutch mechanism so as to be lower than the upper limit rotational speed And a rotational speed control means for controlling the motor.

本発明の変速機の制御装置は、前記クラッチ機構は前進走行時に締結される前進用クラッチであり、前記回転数制御手段は前進レンジが選択されていないときに前記前進用クラッチの入力回転数を制御することを特徴とする。   In the transmission control device according to the present invention, the clutch mechanism is a forward clutch that is fastened during forward travel, and the rotational speed control means sets the input rotational speed of the forward clutch when the forward range is not selected. It is characterized by controlling.

本発明の変速機の制御装置は、前記油量推定手段は、作動油温度と、入力回転数が所定値を下回った後の経過時間とに基づいて前記バランス圧室からの排出油量を推定し、排出油量に基づいて前記バランス圧室に貯留される作動油量を推定することを特徴とする。   In the transmission control apparatus according to the present invention, the oil amount estimating means estimates the amount of oil discharged from the balance pressure chamber based on the hydraulic oil temperature and the elapsed time after the input rotational speed falls below a predetermined value. The amount of hydraulic oil stored in the balance pressure chamber is estimated based on the amount of discharged oil.

本発明の変速機の制御装置は、前記油量推定手段は、作動油温度と、入力回転数が所定値を上回った後の経過時間とに基づいて前記バランス圧室に対する供給油量を推定し、供給油量に基づいて前記バランス圧室に貯留される作動油量を推定することを特徴とする。   In the transmission control apparatus according to the present invention, the oil amount estimating means estimates the amount of oil supplied to the balance pressure chamber based on the hydraulic oil temperature and the elapsed time after the input rotational speed exceeds a predetermined value. The amount of hydraulic oil stored in the balance pressure chamber is estimated based on the amount of supplied oil.

本発明によれば、作動油温度に基づいてバランス圧室に貯留される作動油量を推定し、この作動油量に基づいてクラッチ機構が解放状態に保たれる上限回転数を算出し、この上限回転数を下回るようにクラッチ機構の入力回転数を制御するようにしたので、クラッチ機構を解放状態に保持することが可能となる。これにより、クラッチ機構の耐久性を向上させることが可能となる。   According to the present invention, the amount of hydraulic oil stored in the balance pressure chamber is estimated based on the hydraulic oil temperature, and the upper limit rotational speed at which the clutch mechanism is maintained in the released state is calculated based on the hydraulic oil amount. Since the input rotational speed of the clutch mechanism is controlled to be lower than the upper limit rotational speed, the clutch mechanism can be held in the released state. Thereby, it becomes possible to improve the durability of the clutch mechanism.

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

図１は無段変速機１０を示すスケルトン図であり、この無段変速機１０は本発明の一実施の形態である変速機の制御装置によって制御される。図１に示すように、図示する無段変速機１０はベルトドライブ式の無段変速機であり、エンジン１１に駆動されるプライマリ軸１２と、これに平行となるセカンダリ軸１３とを有している。プライマリ軸１２とセカンダリ軸１３との間には変速機構１４が設けられており、プライマリ軸１２の回転は変速機構１４を介してセカンダリ軸１３に伝達され、セカンダリ軸１３の回転は減速機構１５およびデファレンシャル機構１６を介して左右の駆動輪１７，１８に伝達される。   FIG. 1 is a skeleton diagram showing a continuously variable transmission 10. The continuously variable transmission 10 is controlled by a transmission control apparatus according to an embodiment of the present invention. As shown in FIG. 1, the illustrated continuously variable transmission 10 is a belt drive type continuously variable transmission, and has a primary shaft 12 driven by an engine 11 and a secondary shaft 13 parallel to the primary shaft 12. Yes. A transmission mechanism 14 is provided between the primary shaft 12 and the secondary shaft 13. The rotation of the primary shaft 12 is transmitted to the secondary shaft 13 via the transmission mechanism 14, and the rotation of the secondary shaft 13 is transmitted to the speed reduction mechanism 15 and the secondary shaft 13. It is transmitted to the left and right drive wheels 17 and 18 via the differential mechanism 16.

プライマリ軸１２にはプライマリプーリ２０が設けられており、このプライマリプーリ２０はプライマリ軸１２に一体となる固定シーブ２０ａと、これに対向してプライマリ軸１２に軸方向に摺動自在となる可動シーブ２０ｂとを有している。また、セカンダリ軸１３にはセカンダリプーリ２１が設けられており、このセカンダリプーリ２１はセカンダリ軸１３に一体となる固定シーブ２１ａと、これに対向してセカンダリ軸１３に軸方向に摺動自在となる可動シーブ２１ｂとを有している。プライマリプーリ２０とセカンダリプーリ２１とには駆動ベルト２２が巻き付けられており、プライマリプーリ２０とセカンダリプーリ２１とのプーリ溝幅を変化させることにより、駆動ベルト２２の巻き付け径を無段階に変化させることが可能となる。   The primary shaft 12 is provided with a primary pulley 20, which is a fixed sheave 20 a that is integral with the primary shaft 12, and a movable sheave that is opposed to the primary shaft 12 and is slidable in the axial direction on the primary shaft 12. 20b. Further, the secondary shaft 13 is provided with a secondary pulley 21. The secondary pulley 21 is slidable in the axial direction on the secondary shaft 13 opposite to the fixed sheave 21a integrated with the secondary shaft 13. And a movable sheave 21b. A driving belt 22 is wound around the primary pulley 20 and the secondary pulley 21, and the winding diameter of the driving belt 22 is changed steplessly by changing the pulley groove width between the primary pulley 20 and the secondary pulley 21. Is possible.

プライマリプーリ２０のプーリ溝幅を変化させるため、プライマリ軸１２にはプランジャ２３が固定されるとともに、可動シーブ２０ｂにはプランジャ２３の外周面に摺動自在に接触するシリンダ２４が固定されており、プランジャ２３とシリンダ２４とによって作動油室２５が区画されている。同様に、セカンダリプーリ２１のプーリ溝幅を変化させるため、セカンダリ軸１３にはプランジャ２６が固定されるとともに、可動シーブ２１ｂにはプランジャ２６の外周面に摺動自在に接触するシリンダ２７が固定されており、プランジャ２６とシリンダ２７とによって作動油室２８が区画されている。それぞれのプーリ溝幅は、プライマリ側の作動油室２５に供給されるプライマリ圧Ｐｐと、セカンダリ側の作動油室２８に供給されるセカンダリ圧Ｐｓとを調圧することによって制御される。   In order to change the pulley groove width of the primary pulley 20, the plunger 23 is fixed to the primary shaft 12, and the movable sheave 20 b is fixed to the cylinder 24 slidably contacting the outer peripheral surface of the plunger 23, A hydraulic oil chamber 25 is defined by the plunger 23 and the cylinder 24. Similarly, in order to change the pulley groove width of the secondary pulley 21, a plunger 26 is fixed to the secondary shaft 13, and a cylinder 27 that slidably contacts the outer peripheral surface of the plunger 26 is fixed to the movable sheave 21b. The hydraulic oil chamber 28 is partitioned by the plunger 26 and the cylinder 27. Each pulley groove width is controlled by adjusting the primary pressure Pp supplied to the primary hydraulic fluid chamber 25 and the secondary pressure Ps supplied to the secondary hydraulic fluid chamber 28.

また、プライマリプーリ２０にエンジン動力を伝達するため、クランク軸１１ａとプライマリ軸１２との間にはトルクコンバータ３０および前後進切換機構３１が設けられている。トルクコンバータ３０はクランク軸１１ａに連結されるポンプインペラ３０ａとこれに対面するタービンランナ３０ｂとを備えており、タービンランナ３０ｂにはタービン軸３２が連結されている。さらに、トルクコンバータ３０内には、走行状態に応じてクランク軸１１ａとタービン軸３２とを締結するためのロックアップクラッチ３３が組み込まれている。   A torque converter 30 and a forward / reverse switching mechanism 31 are provided between the crankshaft 11 a and the primary shaft 12 to transmit engine power to the primary pulley 20. The torque converter 30 includes a pump impeller 30a connected to the crankshaft 11a and a turbine runner 30b facing the pump impeller 30a. A turbine shaft 32 is connected to the turbine runner 30b. Furthermore, a lock-up clutch 33 for fastening the crankshaft 11a and the turbine shaft 32 is incorporated in the torque converter 30 according to the running state.

前後進切換機構３１は、ダブルピニオン式の遊星歯車列３４、前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６を備えており、前進用クラッチ３５や後退用ブレーキ３６を作動させて動力伝達経路を切り換えることが可能となっている。クラッチ機構としての前進用クラッチ３５は、タービン軸３２に固定されるクラッチドラム３５ａと、プライマリ軸１２に固定されるクラッチハブ３５ｂとを備えている。クラッチドラム３５ａとクラッチハブ３５ｂとの間には複数の摩擦プレート３５ｃが設けられており、これらの摩擦プレート３５ｃに対向する油圧ピストン３５ｄがクラッチドラム３５ａに収容されている。クラッチドラム３５ａと油圧ピストン３５ｄとにより区画されるクラッチ圧室３５ｅに対して作動油を供給することにより、油圧ピストン３５ｄは摩擦プレート３５ｃを相互に締結するように押し出され、前進用クラッチ３５は動力を伝達する締結状態に切り換えられる。一方、クラッチ圧室３５ｅから作動油を排出することにより、油圧ピストン３５ｄは図示しないリターンスプリングによって押し戻され、前進用クラッチ３５は動力を遮断する解放状態に切り換えられる。   The forward / reverse switching mechanism 31 includes a double-pinion planetary gear train 34, a forward clutch 35, and a reverse brake 36, and the power transmission path can be switched by operating the forward clutch 35 and the reverse brake 36. It is possible. The forward clutch 35 as a clutch mechanism includes a clutch drum 35 a fixed to the turbine shaft 32 and a clutch hub 35 b fixed to the primary shaft 12. A plurality of friction plates 35c are provided between the clutch drum 35a and the clutch hub 35b, and a hydraulic piston 35d facing these friction plates 35c is accommodated in the clutch drum 35a. By supplying hydraulic oil to the clutch pressure chamber 35e defined by the clutch drum 35a and the hydraulic piston 35d, the hydraulic piston 35d is pushed out so as to fasten the friction plates 35c, and the forward clutch 35 is powered. Is switched to a fastening state for transmitting On the other hand, by discharging the hydraulic oil from the clutch pressure chamber 35e, the hydraulic piston 35d is pushed back by a return spring (not shown), and the forward clutch 35 is switched to a released state in which power is cut off.

また、クラッチ圧室３５ｅの遠心油圧によって生じる推力を打ち消すため、クラッチドラム３５ａには油圧ピストン３５ｄの内側に位置するカバー部材３５ｆが固定されており、油圧ピストン３５ｄとカバー部材３５ｆとによってバランス圧室３５ｇが区画されている。このバランス圧室３５ｇに対して作動油を貯留することにより、クラッチ圧室３５ｅの遠心油圧によって油圧ピストン３５ｄを押し出す推力が発生したとしても、バランス圧室３５ｇの遠心油圧によって油圧ピストン３５ｄを押し戻す推力(キャンセル推力)を発生させることが可能となる。これにより、前進用クラッチ３５の回転速度によってクラッチ締結力が変動してしまうことがなく、前進用クラッチ３５の制御精度を向上させることが可能となる。なお、クラッチ圧室３５ｅのほぼ中央には排出ポート３５ｈが形成されており、タービン回転数が低下した場合などには排出ポート３５ｈから作動油が排出されるようになっている。   Further, in order to cancel the thrust generated by the centrifugal hydraulic pressure in the clutch pressure chamber 35e, a cover member 35f positioned inside the hydraulic piston 35d is fixed to the clutch drum 35a, and the balance pressure chamber is formed by the hydraulic piston 35d and the cover member 35f. 35 g is partitioned. By storing hydraulic oil in the balance pressure chamber 35g, even if a thrust for pushing the hydraulic piston 35d is generated by the centrifugal hydraulic pressure in the clutch pressure chamber 35e, a thrust for pushing back the hydraulic piston 35d by the centrifugal hydraulic pressure in the balance pressure chamber 35g. (Cancel thrust) can be generated. Thereby, the clutch fastening force does not fluctuate due to the rotational speed of the forward clutch 35, and the control accuracy of the forward clutch 35 can be improved. A discharge port 35h is formed substantially at the center of the clutch pressure chamber 35e, and hydraulic oil is discharged from the discharge port 35h when the turbine rotational speed decreases.

一方、後退用ブレーキ３６は、ミッションケース３７に固定されるブレーキドラム３６ａを備えており、ブレーキドラム３６ａには油圧ピストン３６ｂが移動自在に収容されている。遊星歯車列３４のリングギヤ３４ａとブレーキドラム３６ａとの間には複数の摩擦プレート３６ｃが設けられており、油圧ピストン３６ｂは摩擦プレート３６ｃに対向するように配置されている。ブレーキドラム３６ａと油圧ピストン３６ｂとにより区画されるブレーキ圧室３６ｄに対して作動油を供給することにより、油圧ピストン３６ｂは摩擦プレート３６ｃを相互に締結するように押し出され、後退用ブレーキ３６はリングギヤ３４ａを固定する締結状態に切り換えられる。一方、ブレーキ圧室３６ｄから作動油を排出することにより、油圧ピストン３６ｂは図示しないリターンスプリングによって押し戻され、後退用ブレーキ３６はリングギヤ３４ａを自由に回転させる解放状態に切り換えられる。   On the other hand, the reverse brake 36 includes a brake drum 36a fixed to the transmission case 37, and a hydraulic piston 36b is movably accommodated in the brake drum 36a. A plurality of friction plates 36c are provided between the ring gear 34a of the planetary gear train 34 and the brake drum 36a, and the hydraulic piston 36b is disposed so as to face the friction plate 36c. By supplying hydraulic fluid to the brake pressure chamber 36d defined by the brake drum 36a and the hydraulic piston 36b, the hydraulic piston 36b is pushed out to fasten the friction plates 36c, and the reverse brake 36 is a ring gear. It is switched to the fastening state for fixing 34a. On the other hand, by discharging the hydraulic oil from the brake pressure chamber 36d, the hydraulic piston 36b is pushed back by a return spring (not shown), and the reverse brake 36 is switched to a release state in which the ring gear 34a is freely rotated.

このような前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６は、運転手のセレクトレバー操作によって締結状態と解放状態とに切り換えられるようになっている。セレクトレバーが前進レンジ(Ｄレンジ)に操作されたときには、前進用クラッチ３５が締結されて後退用ブレーキ３６が解放され、前進用クラッチ３５を介してエンジン回転がそのままプライマリプーリ２０に伝達される。一方、セレクトレバーが後退レンジ(Ｒレンジ)に操作されたときには、前進用クラッチ３５が解放されて後退用ブレーキ３６が締結され、クラッチドラム３５ａから遊星歯車列３４のキャリア３４ｂに伝達されたエンジン回転は、逆転されてサンギヤ３４ｃからプライマリプーリ２０に伝達される。さらに、セレクトレバーが中立レンジ(Ｎレンジ)に操作されたときには、前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６が共に解放され、エンジン１１とプライマリプーリ２０とが切り離されることになる。   The forward clutch 35 and the reverse brake 36 are switched between an engaged state and a released state by a driver's select lever operation. When the select lever is operated to the forward range (D range), the forward clutch 35 is engaged and the reverse brake 36 is released, and the engine rotation is transmitted to the primary pulley 20 via the forward clutch 35 as it is. On the other hand, when the select lever is operated to the reverse range (R range), the forward clutch 35 is released and the reverse brake 36 is engaged, and the engine rotation transmitted from the clutch drum 35a to the carrier 34b of the planetary gear train 34 is transmitted. Is reversed and transmitted from the sun gear 34 c to the primary pulley 20. Further, when the select lever is operated to the neutral range (N range), both the forward clutch 35 and the reverse brake 36 are released, and the engine 11 and the primary pulley 20 are disconnected.

図２は無段変速機１０の油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。図２に示すように、プライマリプーリ２０、セカンダリプーリ２１、前進用クラッチ３５、後退用ブレーキ３６等に対して作動油を供給するため、無段変速機１０にはエンジン１１によって駆動されるオイルポンプ４０が設けられている。このオイルポンプ４０の吐出口に接続されるライン圧路４１にはライン圧制御弁４２が接続されており、ライン圧制御弁４２によって油圧制御回路の基本油圧となるライン圧ＰＬが調圧される。また、ライン圧路４１は分岐しており、プライマリプーリ２０に向けて延びる一方のライン圧路４１ａにはプライマリ圧制御弁４３が接続され、セカンダリプーリ２１に向けて延びる他方のライン圧路４１ｂにはセカンダリ圧制御弁４４が接続されている。そして、プライマリ圧制御弁４３によって調圧されたプライマリ圧Ｐｐをプライマリ圧路４５から作動油室２５に供給することにより、プライマリプーリ２０のプーリ溝幅を調整して変速比を制御することが可能となる。また、セカンダリ圧制御弁４４によって調圧されたセカンダリ圧Ｐｓをセカンダリ圧路４６から作動油室２８に供給することにより、セカンダリプーリ２１に所定のクランプ力を発生させて駆動ベルト２２の滑りを抑制することが可能となっている。   FIG. 2 is a schematic diagram showing a hydraulic control system and an electronic control system of the continuously variable transmission 10. As shown in FIG. 2, an oil pump driven by an engine 11 is supplied to the continuously variable transmission 10 to supply hydraulic oil to the primary pulley 20, the secondary pulley 21, the forward clutch 35, the reverse brake 36, and the like. 40 is provided. A line pressure control valve 42 is connected to the line pressure path 41 connected to the discharge port of the oil pump 40, and the line pressure control valve 42 regulates the line pressure PL that is the basic hydraulic pressure of the hydraulic control circuit. . The line pressure path 41 is branched, and a primary pressure control valve 43 is connected to one line pressure path 41 a extending toward the primary pulley 20, and to the other line pressure path 41 b extending toward the secondary pulley 21. The secondary pressure control valve 44 is connected. Then, by supplying the primary pressure Pp regulated by the primary pressure control valve 43 from the primary pressure path 45 to the hydraulic oil chamber 25, the gear ratio can be controlled by adjusting the pulley groove width of the primary pulley 20. It becomes. Further, by supplying the secondary pressure Ps adjusted by the secondary pressure control valve 44 from the secondary pressure path 46 to the hydraulic oil chamber 28, a predetermined clamping force is generated in the secondary pulley 21 to suppress the slip of the drive belt 22. It is possible to do.

また、ライン圧路４１ａは前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６に向けて分岐するようになっており、この分岐するクラッチ圧路４７にはクラッチ圧制御弁４８が設けられている。さらに、前進用クラッチ３５のクラッチ圧室３５ｅや後退用ブレーキ３６のブレーキ圧室３６ｄには、クラッチ圧制御弁４８を介して調圧されたクラッチ圧が油路切換弁４９を介して供給されている。油路切換弁４９に組み込まれる図示しないスプール弁軸は、クラッチ圧室３５ｅに作動油を供給してブレーキ圧室３６ｄから作動油を排出する前進位置と、ブレーキ圧室３６ｄに作動油を供給してクラッチ圧室３５ｅから作動油を排出する後退位置と、クラッチ圧室３５ｅおよびブレーキ圧室３６ｄから作動油を排出する中立位置とに切り換えられるようになっている。なお、前進用クラッチ３５のバランス圧室３５ｇには、調圧時にライン圧制御弁４２などから排出された作動油が供給されるようになっている。   Further, the line pressure path 41a is branched toward the forward clutch 35 and the reverse brake 36, and a clutch pressure control valve 48 is provided in the branched clutch pressure path 47. Further, the clutch pressure regulated via the clutch pressure control valve 48 is supplied to the clutch pressure chamber 35e of the forward clutch 35 and the brake pressure chamber 36d of the reverse brake 36 via the oil path switching valve 49. Yes. A spool valve shaft (not shown) incorporated in the oil passage switching valve 49 supplies a hydraulic oil to the clutch pressure chamber 35e and supplies the hydraulic oil to the brake pressure chamber 36d. Thus, the position can be switched between a reverse position for discharging the hydraulic oil from the clutch pressure chamber 35e and a neutral position for discharging the hydraulic oil from the clutch pressure chamber 35e and the brake pressure chamber 36d. Note that hydraulic oil discharged from the line pressure control valve 42 and the like during pressure adjustment is supplied to the balance pressure chamber 35g of the forward clutch 35.

これらのライン圧制御弁４２、プライマリ圧制御弁４３、セカンダリ圧制御弁４４、クラッチ圧制御弁４８、油路切換弁４９は、ＣＶＴ制御ユニット５０からの制御信号に基づいて制御されている。また、ＣＶＴ制御ユニット５０は、図示しないマイクロプロセッサ(ＣＰＵ)を備えており、このＣＰＵにはバスラインを介してＲＯＭ、ＲＡＭおよびＩ／Ｏポートが接続される。ＲＯＭには制御プログラムや各種マップデータなどが格納され、ＲＡＭにはＣＰＵで演算処理したデータが一時的に格納される。さらに、Ｉ／Ｏポートを介してＣＰＵには各種センサから車両の走行状態を示す検出信号が入力されている。   These line pressure control valve 42, primary pressure control valve 43, secondary pressure control valve 44, clutch pressure control valve 48, and oil passage switching valve 49 are controlled based on a control signal from the CVT control unit 50. The CVT control unit 50 includes a microprocessor (CPU) (not shown), and a ROM, a RAM, and an I / O port are connected to the CPU via a bus line. The ROM stores control programs, various map data, and the like, and the RAM temporarily stores data processed by the CPU. Further, detection signals indicating the running state of the vehicle are input from various sensors to the CPU via the I / O port.

ＣＶＴ制御ユニット５０に検出信号を入力する各種センサとしては、プライマリプーリ２０の回転数を検出するプライマリ回転数センサ５１、セカンダリプーリ２１の回転数を検出するセカンダリ回転数センサ５２、アクセルペダルの踏み込み量を検出するアクセルペダルセンサ５３、セレクトレンジを検出するインヒビタスイッチ５４、作動油の温度を検出する油温センサ５５、タービン軸３２の回転数を検出するタービン回転数センサ５６、エンジン回転数を検出するエンジン回転数センサ５７、スロットルバルブの開度を検出するスロットル開度センサ５８などがある。さらに、ＣＶＴ制御ユニット５０にはエンジン１１を駆動制御するエンジン制御ユニット５９が接続されており、無段変速機１０とエンジン１１とは相互に協調して制御されるようになっている。   As various sensors for inputting a detection signal to the CVT control unit 50, a primary rotational speed sensor 51 for detecting the rotational speed of the primary pulley 20, a secondary rotational speed sensor 52 for detecting the rotational speed of the secondary pulley 21, and an accelerator pedal depression amount Accelerator pedal sensor 53 for detecting engine, inhibitor switch 54 for detecting select range, oil temperature sensor 55 for detecting the temperature of hydraulic oil, turbine speed sensor 56 for detecting the speed of turbine shaft 32, and engine speed. There are an engine speed sensor 57, a throttle opening sensor 58 for detecting the opening of the throttle valve, and the like. Further, an engine control unit 59 for driving and controlling the engine 11 is connected to the CVT control unit 50, and the continuously variable transmission 10 and the engine 11 are controlled in cooperation with each other.

続いて、遠心油圧によって前進用クラッチ３５が解放状態から締結状態に切り換えられてしまうことを回避するため、ＣＶＴ制御ユニット(油量推定手段，回転数算出手段)５０によって実行されるリミット回転数算出制御について説明する。ここで、図３はリミット回転数算出制御を実行する際の手順を示すフローチャートである。また、図４(Ａ)はリミット回転数算出制御において参照されるドレン油量マップの一例を示す線図であり、図４(Ｂ)はリミット回転数算出制御において参照されるフィード油量マップの一例を示す線図である。   Subsequently, in order to prevent the forward clutch 35 from being switched from the disengaged state to the engaged state due to the centrifugal hydraulic pressure, the limit rotational speed calculation executed by the CVT control unit (oil amount estimating means, rotational speed calculating means) 50 is performed. The control will be described. Here, FIG. 3 is a flowchart showing a procedure for executing the limit rotational speed calculation control. FIG. 4A is a diagram showing an example of a drain oil amount map referred to in limit rotation speed calculation control, and FIG. 4B is a diagram of a feed oil amount map referred to in limit rotation speed calculation control. It is a diagram which shows an example.

図３に示すように、ステップＳ１では、Ｄレンジが選択されているか否かが判定される。ステップＳ１において、Ｄレンジが選択されていると判定された場合、つまり前進用クラッチ３５が既に締結されている場合には、遠心油圧による前進用クラッチ３５の締結を考慮する必要がないため、そのままルーチンを抜けることになる。一方、ステップＳ１において、ＲレンジやＮレンジなどＤレンジ以外が選択されていると判定された場合、つまり前進用クラッチ３５を解放する必要がある場合には、以下の手順に従って、遠心油圧によって前進用クラッチ３５が締結されることのないタービン軸３２のリミット回転数(上限回転数)Ｎｔｌが算出されることになる。   As shown in FIG. 3, in step S1, it is determined whether or not the D range is selected. If it is determined in step S1 that the D range has been selected, that is, if the forward clutch 35 has already been engaged, it is not necessary to consider the engagement of the forward clutch 35 by centrifugal hydraulic pressure. You will exit the routine. On the other hand, if it is determined in step S1 that a range other than the D range such as the R range or the N range is selected, that is, if it is necessary to release the forward clutch 35, the forward movement is performed by centrifugal hydraulic pressure according to the following procedure. The limit rotational speed (upper limit rotational speed) Ntl of the turbine shaft 32 where the clutch 35 is not engaged is calculated.

まず、ステップＳ２では、タービン回転数センサ５６からタービン回転数(入力回転数)Ｎｔが読み込まれ、続くステップＳ３では、タービン回転数Ｎｔが所定値Ｎｔｓｔａｒｔを上回るか否かが判定される。ここで、所定値Ｎｔｓｔａｒｔとは、バランス圧室３５ｇの排出ポート３５ｈから作動油が排出されるか否かを判定する際の判定値である。ステップＳ３において、タービン回転数Ｎｔが所定値Ｎｔｓｔａｒｔを下回ると判定された場合には、タービン回転数Ｎｔが低下してバランス圧室３５ｇ内の作動油に作用する遠心力が低下した状態であるため、排出ポート３５ｈを介してバランス圧室３５ｇから作動油が排出されていると判定される。そして、ステップＳ４に進み、停止時間カウンタ(経過時間)Ｃｓｔｏｐのカウント処理が実行され、続くステップＳ５において、発進時間カウンタ(経過時間)Ｃｓｔａｒｔのリセット処理が実行された後にルーチンを抜ける。   First, in step S2, the turbine rotational speed (input rotational speed) Nt is read from the turbine rotational speed sensor 56, and in the subsequent step S3, it is determined whether or not the turbine rotational speed Nt exceeds a predetermined value Ntstart. Here, the predetermined value Ntstart is a determination value for determining whether or not hydraulic oil is discharged from the discharge port 35h of the balance pressure chamber 35g. In step S3, when it is determined that the turbine rotational speed Nt is lower than the predetermined value Ntstart, the turbine rotational speed Nt is reduced, and the centrifugal force acting on the hydraulic oil in the balance pressure chamber 35g is reduced. It is determined that the hydraulic oil is discharged from the balance pressure chamber 35g through the discharge port 35h. In step S4, the stop time counter (elapsed time) Cstop is counted, and in step S5, the start time counter (elapsed time) Cstart is reset.

一方、ステップＳ３において、タービン回転数Ｎｔが所定値Ｎｔｓｔａｒｔを上回ると判定された場合には、タービン回転数Ｎｔが上昇してバランス圧室３５ｇ内の作動油に遠心力が作用するため、排出ポート３５ｈを介して作動油が排出されることはなく、バランス圧室３５ｇ内に作動油が保持された状態であると判定される。そして、ステップＳ６に進み、発進時間カウンタＣｓｔａｒｔのカウント処理が実行された後に、ステップＳ７において、発進時間カウンタＣｓｔａｒｔが貯留時間Ｃｓｔａｒｔ０を下回るか否かが判定される。ここで、貯留時間Ｃｓｔａｒｔ０とは、排出ポート３５ｈから作動油が排出された状態からバランス圧室３５ｇに対して十分な作動油を貯留するために必要な時間である。   On the other hand, if it is determined in step S3 that the turbine rotational speed Nt exceeds the predetermined value Ntstart, the turbine rotational speed Nt rises and centrifugal force acts on the hydraulic oil in the balance pressure chamber 35g. It is determined that the hydraulic oil is not discharged through 35h and the hydraulic oil is held in the balance pressure chamber 35g. Then, the process proceeds to step S6, and after the start time counter Cstart is counted, in step S7, it is determined whether or not the start time counter Cstart is less than the storage time Cstart0. Here, the storage time Cstart0 is a time necessary for storing sufficient hydraulic oil in the balance pressure chamber 35g from the state where the hydraulic oil is discharged from the discharge port 35h.

ステップＳ７において、発進時間カウンタＣｓｔａｒｔが貯留時間Ｃｓｔａｒｔ０を上回る場合、つまりバランス圧室３５ｇ内に十分な作動油が供給されている場合には、十分なキャンセル推力を発生させて前進用クラッチ３５を解放状態に維持することができるため、ステップＳ８に進み、停止時間カウンタＣｓｔｏｐのリセット処理を実行した後にルーチンを抜ける。一方、ステップＳ７において、発進時間カウンタＣｓｔａｒｔが貯留時間Ｃｓｔａｒｔ０を下回る場合、つまりバランス圧室３５ｇ内に十分な作動油が供給されていない場合には、十分なキャンセル推力を発生させることができずに前進用クラッチ３５を締結させてしまうおそれがあるため、ステップＳ９に進み、バランス圧室３５ｇ内に貯留される作動油量が推定される。   In step S7, when the start time counter Cstart exceeds the storage time Cstart0, that is, when sufficient hydraulic oil is supplied into the balance pressure chamber 35g, a sufficient cancellation thrust is generated to release the forward clutch 35. Since the state can be maintained, the process proceeds to step S8, and after the stop time counter Cstop is reset, the routine is exited. On the other hand, in step S7, when the start time counter Cstart is less than the storage time Cstart0, that is, when sufficient hydraulic oil is not supplied into the balance pressure chamber 35g, sufficient cancel thrust cannot be generated. Since there is a possibility that the forward clutch 35 may be engaged, the process proceeds to step S9, and the amount of hydraulic oil stored in the balance pressure chamber 35g is estimated.

ステップＳ９では、油温センサ５５から油温(作動油温度)Ｔｏｉｌが読み込まれ、続くステップＳ１０では、油温Ｔｏｉｌおよび停止時間カウンタＣｓｔｏｐに基づいてドレン油量マップを参照することにより、クラッチ圧室３５ｅから排出される作動油のドレン油量(排出油量)Ｑｄが推定される。続くステップＳ１１では、油温Ｔｏｉｌおよび発進時間カウンタＣｓｔａｒｔに基づいてフィード油量マップを参照することにより、クラッチ圧室３５ｅに供給される作動油のフィード油量(供給油量)Ｑｆが推定される。ここで、図４(Ａ)および(Ｂ)に示すように、油温Ｔｏｉｌの上昇に伴って作動油の粘度が大きくなるとドレン油量Ｑｄおよびフィード油量Ｑｆは増加する一方、油温Ｔｏｉｌの低下に伴って作動油の粘度が小さくなるとドレン油量Ｑｄおよびフィード油量Ｑｆは減少するようになっている。   In step S9, the oil temperature (hydraulic oil temperature) Toil is read from the oil temperature sensor 55, and in the subsequent step S10, the clutch pressure chamber is referred to by referring to the drain oil amount map based on the oil temperature Toil and the stop time counter Cstop. The drain oil amount (discharge oil amount) Qd of the hydraulic oil discharged from 35e is estimated. In the subsequent step S11, the feed oil amount (supply oil amount) Qf of the hydraulic oil supplied to the clutch pressure chamber 35e is estimated by referring to the feed oil amount map based on the oil temperature Toil and the start time counter Cstart. . Here, as shown in FIGS. 4A and 4B, when the viscosity of the hydraulic oil increases as the oil temperature Toil increases, the drain oil amount Qd and the feed oil amount Qf increase while the oil temperature Toil The drain oil amount Qd and the feed oil amount Qf are decreased when the viscosity of the hydraulic oil becomes smaller with the decrease.

続いて、ステップＳ１２に進み、ドレン油量Ｑｄおよびフィード油量Ｑｆに基づき、バランス圧室３５ｇ内に貯留される作動油のバランス油量(作動油量)Ｑｂが算出される。そして、ステップＳ１３において、バランス油量Ｑｂに基づきバランス圧室３５ｇから発生するキャンセル推力が推定されるとともに、前進用クラッチ３５を解放状態に維持することが可能なタービン回転数Ｎｔのリミット回転数Ｎｔｌが算出される。なお、バランス油量Ｑｂが多いほどキャンセル推力が大きく発生するため、タービン回転数Ｎｔのリミット回転数Ｎｔｌが高く算出される一方、バランス油量Ｑｂが少ないほどキャンセル推力が小さく発生するため、タービン回転数Ｎｔのリミット回転数Ｎｔｌは低く算出されることになる。   Subsequently, the process proceeds to step S12, and the balance oil amount (operating oil amount) Qb of the hydraulic oil stored in the balance pressure chamber 35g is calculated based on the drain oil amount Qd and the feed oil amount Qf. In step S13, the cancel thrust generated from the balance pressure chamber 35g is estimated based on the balance oil amount Qb, and the limit rotational speed Ntl of the turbine rotational speed Nt capable of maintaining the forward clutch 35 in the released state. Is calculated. The larger the balance oil amount Qb, the larger the cancellation thrust is generated. Therefore, the limit rotation speed Ntl of the turbine rotation speed Nt is calculated to be higher. On the other hand, the smaller the balance oil amount Qb, the smaller the cancellation thrust is generated. The limit rotational speed Ntl of the number Nt is calculated to be low.

そして、回転数制御手段として機能するＣＶＴ制御ユニット５０からの制御信号に基づいて、スロットル開度、燃料噴射量、点火時期等を制御することにより、リミット回転数Ｎｔｌを下回るようにタービン回転数Ｎｔが制御される。これにより、クラッチ圧室３５ｅの遠心油圧によって生じる推力を確実に打ち消すことができるため、タービン回転数Ｎｔが上昇したとしても前進用クラッチ３５を締結させてしまうことがなく、前進用クラッチ３５の耐久性を向上させることが可能となる。特に、Ｒレンジに切り換えられた直後にアクセルペダルが踏み込まれたとしても、前進用クラッチ３５の締結を確実に回避することができるため、後退用ブレーキ３６と前進用クラッチ３５とが共に締結されるインターロック状態を確実に回避することが可能となる。   Then, based on the control signal from the CVT control unit 50 functioning as the rotational speed control means, the throttle opening, the fuel injection amount, the ignition timing, etc. are controlled, so that the turbine rotational speed Nt falls below the limit rotational speed Ntl. Is controlled. Thus, the thrust generated by the centrifugal hydraulic pressure in the clutch pressure chamber 35e can be canceled out reliably, so that the forward clutch 35 is not fastened even if the turbine rotational speed Nt increases, and the durability of the forward clutch 35 is improved. It becomes possible to improve the property. In particular, even if the accelerator pedal is depressed immediately after switching to the R range, it is possible to reliably avoid the forward clutch 35 from being engaged, so the reverse brake 36 and the forward clutch 35 are both engaged. It is possible to reliably avoid the interlock state.

続いて、前述したリミット回転数Ｎｔｌによるタービン回転数Ｎｔの制限処理について説明する。図５はタービン回転数Ｎｔの変動状態を示す説明図である。図５に示すように、車両減速時にはタービン回転数Ｎｔが徐々に引き下げられ、車両停止時にはタービン回転数Ｎｔは低回転領域で一定に保たれた状態となる。この車両停止時にあっては、タービン回転数Ｎｔが低いためにクラッチ圧室３５ｅに大きな遠心力が作用することがなく、バランス圧室３５ｇの排出ポート３５ｈから作動油が排出されることになる。このように、作動油が排出されてバランス油量Ｑｂが減少すると、発生させることのできるキャンセル推力が低下するため、クラッチ圧室３５ｅの遠心油圧によって生じる押し出し推力を打ち消すことが可能なキャンセル限界回転数も低下することになる。   Next, a description will be given of a process for limiting the turbine rotational speed Nt by the above-described limit rotational speed Ntl. FIG. 5 is an explanatory view showing a fluctuation state of the turbine rotational speed Nt. As shown in FIG. 5, when the vehicle is decelerated, the turbine speed Nt is gradually reduced, and when the vehicle is stopped, the turbine speed Nt is kept constant in the low speed range. When the vehicle is stopped, since the turbine rotation speed Nt is low, a large centrifugal force does not act on the clutch pressure chamber 35e, and the hydraulic oil is discharged from the discharge port 35h of the balance pressure chamber 35g. As described above, when the hydraulic oil is discharged and the balance oil amount Qb decreases, the cancellation thrust that can be generated decreases, so that the cancellation limit rotation that can cancel out the thrust thrust generated by the centrifugal hydraulic pressure in the clutch pressure chamber 35e. The number will also decline.

この状態のもとで、セレクトレバーがＲレンジに切り換えられ、アクセルペダルが踏み込まれると、タービン回転数Ｎｔを上昇させながら車両は後退走行を開始することになる。ここで、アクセルペダルの踏み込みによるエンジン１１の吹け上がりにより、タービン回転数Ｎｔがキャンセル限界回転数を上回ってインターロック領域に侵入すると、遠心油圧によって前進用クラッチ３５が締結されるインターロック状態が発生することになる。   Under this state, when the select lever is switched to the R range and the accelerator pedal is depressed, the vehicle starts to travel backward while increasing the turbine rotational speed Nt. Here, if the turbine speed Nt exceeds the cancel limit speed due to the engine 11 being blown up by depressing the accelerator pedal, the interlock state where the forward clutch 35 is engaged by the centrifugal hydraulic pressure is generated. Will do.

そこで、本発明の変速機の制御装置は、油温Ｔｏｉｌと停止時間カウンタＣｓｔｏｐとに基づきバランス圧室３５ｇ内から排出されたドレン油量Ｑｄを推定するとともに、油温Ｔｏｉｌと発進時間カウンタＣｓｔａｒｔとに基づきバランス圧室３５ｇ内に供給されるフィード油量Ｑｆを推定する。次いで、ドレン油量Ｑｄとフィード油量Ｑｆとに基づきバランス圧室３５ｇ内に貯留されるバランス油量Ｑｂを算出するとともに、バランス油量Ｑｂに基づいてキャンセル限界回転数を算出する。そして、キャンセル限界回転数に基づいてリミット回転数Ｎｔｌを算出し、このリミット回転数Ｎｔｌを下回るようにタービン回転数Ｎｔを制御している。   Therefore, the transmission control apparatus of the present invention estimates the drain oil amount Qd discharged from the balance pressure chamber 35g based on the oil temperature Toil and the stop time counter Cstop, and also determines the oil temperature Toil and the start time counter Cstart. Based on this, the feed oil amount Qf supplied into the balance pressure chamber 35g is estimated. Next, the balance oil amount Qb stored in the balance pressure chamber 35g is calculated based on the drain oil amount Qd and the feed oil amount Qf, and the cancel limit rotational speed is calculated based on the balance oil amount Qb. Then, the limit rotational speed Ntl is calculated based on the cancel limit rotational speed, and the turbine rotational speed Nt is controlled to be lower than the limit rotational speed Ntl.

このように、リミット回転数Ｎｔｌを下回るようにタービン回転数Ｎｔを制御することにより、停止状態から車両を急速に後退走行させたとしても、遠心油圧によって前進用クラッチ３５が締結してしまうことがなく、前進用クラッチ３５と後退用ブレーキ３６とのインターロック状態を確実に回避することが可能となる。また、セレクトレバーがＲレンジに切り換えられた場合だけでなく、セレクトレバーがＮレンジに操作されるとともに、エンジン１１が空吹かしされた場合であっても、リミット回転数Ｎｔｌを下回るようにタービン回転数Ｎｔを制御することにより、不要な前進用クラッチ３５の締結を回避することができ、前進用クラッチ３５の耐久性を向上させることが可能となる。   As described above, by controlling the turbine rotational speed Nt so as to be lower than the limit rotational speed Ntl, the forward clutch 35 may be engaged by the centrifugal hydraulic pressure even when the vehicle is rapidly moved backward from the stopped state. Therefore, the interlock state between the forward clutch 35 and the reverse brake 36 can be reliably avoided. Further, not only when the select lever is switched to the R range, but also when the select lever is operated to the N range and the engine 11 is blown idly, the turbine rotation is performed so as to fall below the limit rotational speed Ntl. By controlling the number Nt, unnecessary fastening of the forward clutch 35 can be avoided, and the durability of the forward clutch 35 can be improved.

本発明は前記実施の形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能であることはいうまでもない。たとえば、前述の説明では、本発明の変速機の制御装置によって無段変速機１０を制御しているが、これに限られることはなく、前後進切換機構を備える遊星歯車式の自動変速機に対して本発明の変速機の制御装置を適用するようにしても良い。   It goes without saying that the present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications can be made without departing from the scope of the invention. For example, in the above description, the continuously variable transmission 10 is controlled by the transmission control device of the present invention. However, the present invention is not limited to this, and a planetary gear type automatic transmission having a forward / reverse switching mechanism is provided. On the other hand, the transmission control device of the present invention may be applied.

また、前述の説明では、クラッチ圧室３５ｅから排出される作動油のドレン油量Ｑｄを推定する際に図４(Ａ)のドレン油量マップを参照し、クラッチ圧室３５ｅに供給される作動油のフィード油量Ｑｆを推定する際に図４(Ｂ)のフィード油量マップを参照しているが、これらのマップデータに限られることはなく、演算処理によってドレン油量Ｑｄやフィード油量Ｑｆを推定しても良い。さらに、バランス油量Ｑｂに基づいてリミット回転数Ｎｔｌを算出する際には、演算処理によってリミット回転数Ｎｔｌを算出するだけでなく、実験やシミュレーションに基づくマップデータを参照してリミット回転数Ｎｔｌを算出しても良い。   Further, in the above description, when estimating the drain oil amount Qd of the hydraulic oil discharged from the clutch pressure chamber 35e, the operation supplied to the clutch pressure chamber 35e with reference to the drain oil amount map of FIG. While the feed oil amount Qf of the oil is estimated, the feed oil amount map in FIG. 4B is referred to. However, the map data is not limited to this, and the drain oil amount Qd and the feed oil amount are calculated by calculation processing. Qf may be estimated. Further, when calculating the limit rotation speed Ntl based on the balance oil amount Qb, not only the limit rotation speed Ntl is calculated by an arithmetic process, but also the limit rotation speed Ntl is calculated by referring to map data based on experiments and simulations. It may be calculated.

本発明の一実施の形態である変速機の制御装置によって制御される無段変速機を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the continuously variable transmission controlled by the control apparatus of the transmission which is one embodiment of this invention. 無段変速機の油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。It is the schematic which shows the hydraulic control system and electronic control system of a continuously variable transmission. リミット回転数算出制御を実行する際の手順を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the procedure at the time of performing limit rotational speed calculation control. (Ａ)はリミット回転数算出制御において参照されるドレン油量マップの一例を示す線図であり、(Ｂ)はリミット回転数算出制御において参照されるフィード油量マップの一例を示す線図である。(A) is a diagram showing an example of a drain oil amount map referred to in limit rotational speed calculation control, and (B) is a diagram showing an example of a feed oil amount map referred to in limit rotational speed calculation control. is there. タービン回転数の変動状態を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the fluctuation state of turbine rotation speed.

符号の説明Explanation of symbols

１０ 無段変速機(変速機)
３５ 前進用クラッチ(クラッチ機構)
３５ｅ クラッチ圧室
３５ｇ バランス圧室
５０ ＣＶＴ制御ユニット(油量推定手段，回転数算出手段，回転数制御手段)
Ｎｔ タービン回転数(入力回転数)
Ｎｔｌ リミット回転数(上限回転数)
Ｎｔｓｔａｒｔ 所定値
Ｔｏｉｌ 油温(作動油温度)
Ｑｄ ドレン油量(排出油量)
Ｑｆ フィード油量(供給油量)
Ｑｂ バランス油量(作動油量) 10 continuously variable transmission (transmission)
35 Forward clutch (clutch mechanism)
35e Clutch pressure chamber 35g Balance pressure chamber 50 CVT control unit (oil amount estimation means, rotation speed calculation means, rotation speed control means)
Nt Turbine speed (input speed)
Ntl limit speed (upper speed)
Ntstart Predetermined value Toil Oil temperature (hydraulic oil temperature)
Qd Drain oil amount (discharged oil amount)
Qf Feed oil amount (Supply oil amount)
Qb Balance oil amount (hydraulic oil amount)

Claims (4)

動力を伝達する締結状態と動力を遮断する解放状態とに切り換えるためのクラッチ圧室と、前記クラッチ圧室の回転に伴う遠心油圧を打ち消すためのバランス圧室とが形成されるクラッチ機構を備えた変速機の制御装置であって、
作動油温度に基づいて前記バランス圧室に貯留される作動油量を推定する油量推定手段と、
前記バランス圧室に貯留される作動油量に基づき、前記クラッチ機構が解放状態に保たれる前記クラッチ機構の上限回転数を算出する回転数算出手段と、
前記上限回転数を下回るように前記クラッチ機構の入力回転数を制御する回転数制御手段とを有することを特徴とする変速機の制御装置。 A clutch mechanism is provided in which a clutch pressure chamber for switching between a fastening state for transmitting power and a release state for cutting off power and a balance pressure chamber for canceling centrifugal hydraulic pressure associated with rotation of the clutch pressure chamber are provided. A transmission control device,
Oil amount estimation means for estimating the amount of hydraulic oil stored in the balance pressure chamber based on the hydraulic oil temperature;
Based on the amount of hydraulic oil stored in the balance pressure chamber, a rotation speed calculation means for calculating an upper limit rotation speed of the clutch mechanism in which the clutch mechanism is maintained in a released state;
A transmission control device comprising: a rotation speed control means for controlling an input rotation speed of the clutch mechanism so as to be lower than the upper limit rotation speed. 請求項１記載の変速機の制御装置において、
前記クラッチ機構は前進走行時に締結される前進用クラッチであり、前記回転数制御手段は前進レンジが選択されていないときに前記前進用クラッチの入力回転数を制御することを特徴とする変速機の制御装置。 The transmission control device according to claim 1,
The clutch mechanism is a forward clutch that is fastened during forward travel, and the rotational speed control means controls the input rotational speed of the forward clutch when a forward range is not selected. Control device. 請求項１または２記載の変速機の制御装置において、
前記油量推定手段は、作動油温度と、入力回転数が所定値を下回った後の経過時間とに基づいて前記バランス圧室からの排出油量を推定し、排出油量に基づいて前記バランス圧室に貯留される作動油量を推定することを特徴とする変速機の制御装置。 In the transmission control device according to claim 1 or 2,
The oil amount estimating means estimates the amount of oil discharged from the balance pressure chamber based on the hydraulic oil temperature and the elapsed time after the input rotational speed falls below a predetermined value, and determines the balance based on the amount of discharged oil. A control apparatus for a transmission, characterized in that an amount of hydraulic oil stored in a pressure chamber is estimated. 請求項１〜３のいずれか１項に記載の変速機の制御装置において、
前記油量推定手段は、作動油温度と、入力回転数が所定値を上回った後の経過時間とに基づいて前記バランス圧室に対する供給油量を推定し、供給油量に基づいて前記バランス圧室に貯留される作動油量を推定することを特徴とする変速機の制御装置。 The transmission control device according to any one of claims 1 to 3,
The oil amount estimating means estimates the amount of oil supplied to the balance pressure chamber based on the hydraulic oil temperature and the elapsed time after the input rotational speed exceeds a predetermined value, and determines the balance pressure based on the amount of supplied oil. A control device for a transmission, wherein the amount of hydraulic oil stored in a chamber is estimated.
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Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2010223395A (en) * 2009-03-25 2010-10-07 Honda Motor Co Ltd Hydraulic clutch controller
JP2020204352A (en) * 2019-06-14 2020-12-24 トヨタ自動車株式会社 Vehicular control apparatus

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH05322010A (en) * 1992-05-15 1993-12-07 Mazda Motor Corp Oil pressure circuit for automatic transmission
JPH1137178A (en) * 1997-07-22 1999-02-09 Nissan Motor Co Ltd Control device for transmission
JP2002337570A (en) * 2001-05-15 2002-11-27 Honda Motor Co Ltd Power transmission
JP2004019882A (en) * 2002-06-19 2004-01-22 Toyota Motor Corp Hydraulic pressure control device
JP2004308666A (en) * 2003-04-01 2004-11-04 Toyota Motor Corp Hydraulic pressure controller for transmission
JP2004316480A (en) * 2003-04-14 2004-11-11 Jatco Ltd Driving system for idle stop vehicle
JP2005054821A (en) * 2003-08-06 2005-03-03 Fuji Heavy Ind Ltd Continuously variable transmission

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH05322010A (en) * 1992-05-15 1993-12-07 Mazda Motor Corp Oil pressure circuit for automatic transmission
JPH1137178A (en) * 1997-07-22 1999-02-09 Nissan Motor Co Ltd Control device for transmission
JP2002337570A (en) * 2001-05-15 2002-11-27 Honda Motor Co Ltd Power transmission
JP2004019882A (en) * 2002-06-19 2004-01-22 Toyota Motor Corp Hydraulic pressure control device
JP2004308666A (en) * 2003-04-01 2004-11-04 Toyota Motor Corp Hydraulic pressure controller for transmission
JP2004316480A (en) * 2003-04-14 2004-11-11 Jatco Ltd Driving system for idle stop vehicle
JP2005054821A (en) * 2003-08-06 2005-03-03 Fuji Heavy Ind Ltd Continuously variable transmission

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2010223395A (en) * 2009-03-25 2010-10-07 Honda Motor Co Ltd Hydraulic clutch controller
JP2020204352A (en) * 2019-06-14 2020-12-24 トヨタ自動車株式会社 Vehicular control apparatus
JP7103309B2 (en) 2019-06-14 2022-07-20 トヨタ自動車株式会社 Vehicle control device

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