JP2009068522A - Hydraulic control device - Google Patents

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Yusuke Ogata
勇介 大形
Yoshinobu Soga
吉伸 曽我
Ryoji Hanebuchi
良司 羽渕
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulic control device which can avoid abrupt deceleration even at the time of a failure of a shift hydraulic control valve without adding an additional solenoid valve. <P>SOLUTION: The hydraulic control device comprises a primary regulator valve 110 adjusting in pressure a line oil pressure PL, an initial pressure of a belt type continuously variable transmission 40 and each oil pressure, a shift hydraulic control valve 120 supplying a shifting hydraulic pressure PIN to a drive side pulley 41 of the belt type continuously variable transmission 40. Furthermore, a fail-safe valve 190 is arranged between the shift hydraulic control valve 120 and the drive side pulley 41. Additionally, the fail-safe valve 190 is switched so that the line hydraulic pressure PL is supplied to the drive side pulley 41 by an ON-OFF solenoid valve SL1 and a linear solenoid valve SLT at the time of failure of the shift hydraulic control valve 120, or a linear solenoid valve SLP controlling this. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は、車両用動力伝達装置の油圧制御装置に関する。   The present invention relates to a hydraulic control device for a vehicle power transmission device.

車両に搭載される無段変速機として、油圧によりベルトを挟圧して動力を伝達するとともにベルト掛かり径を変更して変速比を変化させるベルト式無段変速機が知られている。   2. Description of the Related Art As a continuously variable transmission mounted on a vehicle, a belt type continuously variable transmission is known in which a belt is clamped by hydraulic pressure to transmit power and a belt engagement diameter is changed to change a gear ratio.

このようなベルト式無段変速機の油圧制御装置には、各種の制御弁やそれを制御する電磁弁などが多数設けられる。例えば、各部の油圧の元圧となるライン油圧を調圧するライン油圧制御弁や、その元圧となるライン油圧を調圧して、ベルト式無段変速機の変速比を制御する変速油圧をベルト式無段変速機の駆動側プーリ（プライマリプーリ）へ供給する変速油圧制御弁、同じく元圧となるライン油圧を調圧して、ベルト式無段変速機のベルト挟圧を制御する挟圧油圧をベルト式無段変速機の従動側プーリ（セカンダリプーリ）へ供給する挟圧油圧制御弁などが設けられている。また、それらの各制御弁を制御するためのリニア電磁弁やＯＮ−ＯＦＦ電磁弁などが設けられている。   Such a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission is provided with a number of various control valves and electromagnetic valves for controlling the control valves. For example, a line oil pressure control valve that adjusts the line oil pressure that is the source pressure of each part, and a line oil pressure that controls the gear ratio of the belt type continuously variable transmission by adjusting the line oil pressure that is the source pressure. A transmission hydraulic pressure control valve supplied to the drive side pulley (primary pulley) of the continuously variable transmission, a belt hydraulic pressure that controls the belt clamping pressure of the belt type continuously variable transmission by regulating the line hydraulic pressure that is also the original pressure. A clamping hydraulic pressure control valve for supplying to the driven pulley (secondary pulley) of the continuously variable transmission is provided. In addition, a linear solenoid valve, an ON-OFF solenoid valve, and the like for controlling each of these control valves are provided.

特許文献１，２には、ベルト式無段変速機の油圧制御装置が示されている。また、特許文献２には、変速油圧制御弁を制御する電磁弁または挟圧油圧制御弁を制御する電磁弁がフェールした場合の制御について記載されている。
特開平３−２１３７７３号公報 特開２００６−１５３１０４号公報 Patent Documents 1 and 2 disclose a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission. Japanese Patent Application Laid-Open No. 2004-228688 describes control when a solenoid valve that controls a transmission hydraulic pressure control valve or a solenoid valve that controls a clamping hydraulic pressure control valve fails.
JP-A-3-213773 JP 2006-153104 A

ところで、油圧制御装置においては、各制御弁やそれを制御する電磁弁に、バルブスティックなどの機械的なフェールや、電磁弁での断線や短絡（ショート）などの電気的要因によるフェールが生じることがある。従来のベルト式無段変速機の油圧制御装置では、駆動側プーリへの変速油圧の供給を変速油圧制御弁からしか行わない構成であったため、変速油圧制御弁やそれを制御する電磁弁がフェールすると、変速比を制御する変速油圧が急激に低下し、その結果、急減速状態に陥る可能性がある。そして、急減速にともなってベルト滑りや過大なショックが発生する可能性がある。   By the way, in a hydraulic control device, each control valve and the solenoid valve that controls it may fail due to a mechanical failure such as a valve stick, or an electrical factor such as disconnection or short-circuit (short) in the solenoid valve. There is. In the conventional belt type continuously variable transmission hydraulic control device, the shift hydraulic pressure is supplied to the drive pulley only from the shift hydraulic control valve. Therefore, the shift hydraulic control valve and the solenoid valve that controls the fail control valve have failed. Then, there is a possibility that the transmission hydraulic pressure for controlling the transmission ratio is rapidly reduced, and as a result, a sudden deceleration state occurs. Then, belt slip and excessive shock may occur with sudden deceleration.

そのようなフェール時の急減速を回避する対策として、バックアップ機能を有する制御弁などを油圧制御装置に設けることが挙げられる。しかし、この場合、バックアップ機能を有する制御弁を制御するのにさらに別の電磁弁などが必要になり、コストアップや装置の大型化を招くという問題点もある。   As a measure for avoiding such a sudden deceleration at the time of a failure, it is possible to provide a control valve having a backup function in the hydraulic control device. However, in this case, another electromagnetic valve or the like is required to control the control valve having a backup function, and there is a problem that the cost is increased and the size of the apparatus is increased.

上記特許文献１にはそのようなフェール時の対応については記載されていない。また、上記特許文献２には、変速油圧制御弁を制御する電磁弁がフェールした場合の対応については記載されているが、変速油圧制御弁そのものがフェールした場合の対応については記載されていない。   The above-mentioned Patent Document 1 does not describe the handling at the time of such a failure. Moreover, although the said patent document 2 describes the response | compatibility when the solenoid valve which controls a transmission hydraulic pressure control valve fails, it does not describe the response | compatibility when the transmission hydraulic pressure control valve itself fails.

本発明は、そのような問題点を鑑みてなされたものであり、新たな電磁弁を追加することなく、変速油圧制御弁のフェール時などにも急減速状態の発生を回避できるような油圧制御装置を提供することを目的とする。   The present invention has been made in view of such problems, and hydraulic control that can avoid the occurrence of a sudden deceleration state even when the transmission hydraulic control valve fails without adding a new solenoid valve. An object is to provide an apparatus.

本発明は、上述の課題を解決するための手段を以下のように構成している。すなわち、本発明は、油圧制御装置であって、油圧によりベルトを挟圧して動力を伝達するとともにベルト掛かり径を変更して変速比を変化させるベルト式無段変速機と、各部の油圧の元圧となるライン油圧を調圧するライン油圧制御弁と、前記ベルト式無段変速機の駆動側プーリへこのベルト式無段変速機の変速比を制御する変速油圧を供給する変速油圧制御弁とを備えている。そして、前記変速油圧制御弁と駆動側プーリとの間には、前記駆動側プーリに供給する油圧を、前記変速油圧と前記ライン油圧とに切り換え可能なフェールセーフ弁が設けられ、前記フェールセーフ弁は、前記変速油圧制御弁またはこれを制御する電磁弁のフェール時には、前記ライン油圧を駆動側プーリへ供給するフェール位置に切り換えられる一方、前記フェール時以外には、前記変速油圧を駆動側プーリへ供給するノーマル位置に切り換えられ、前記フェールセーフ弁の切り換えは、既存の第１電磁弁の制御油圧と第２電磁弁の制御油圧との組み合わせによって制御されることを特徴としている。既存の第１電磁弁としては、例えば、ＯＮ−ＯＦＦタイプの電磁弁、リニアタイプの電磁弁、デューティタイプの電磁弁、三方弁タイプの電磁弁などを用いることが可能である。既存の第２電磁弁としては、例えば、リニアタイプの電磁弁、デューティタイプの電磁弁などを用いることが可能である。   In the present invention, means for solving the above-described problems are configured as follows. That is, the present invention is a hydraulic control device, which includes a belt-type continuously variable transmission that clamps a belt by hydraulic pressure to transmit power and changes a belt engagement diameter to change a gear ratio, and a source of hydraulic pressure of each part. A line oil pressure control valve for adjusting the line oil pressure to be a pressure, and a speed change oil pressure control valve for supplying a speed change oil pressure for controlling the speed ratio of the belt type continuously variable transmission to the driving pulley of the belt type continuously variable transmission. I have. A fail-safe valve is provided between the shift hydraulic pressure control valve and the drive-side pulley so that the hydraulic pressure supplied to the drive-side pulley can be switched between the shift hydraulic pressure and the line hydraulic pressure. Is switched to a fail position for supplying the line oil pressure to the drive pulley when the shift oil pressure control valve or the solenoid valve for controlling the same is failed. It is switched to the normal position to supply, and the switching of the fail-safe valve is controlled by a combination of the existing control oil pressure of the first electromagnetic valve and the control oil pressure of the second electromagnetic valve. As the existing first electromagnetic valve, for example, an ON-OFF type electromagnetic valve, a linear type electromagnetic valve, a duty type electromagnetic valve, a three-way valve type electromagnetic valve, or the like can be used. As the existing second electromagnetic valve, for example, a linear type electromagnetic valve, a duty type electromagnetic valve, or the like can be used.

上記構成によれば、変速油圧制御弁またはこれを制御する電磁弁のフェール時には、フェールセーフ弁の切り換えによってライン油圧が駆動側プーリへ供給されるので、ベルト式無段変速機の変速比を制御する油圧が急激に低下することを抑制でき、急減速状態の発生を回避できる。つまり、ライン油圧の導入によって、変速比が増速側へ変化されるので、それ以降の変速比の減速側への変化を抑制することができる。これにより、急減速にともなって発生するベルト滑りや過大なショックを防止することができる。しかも、既存の電磁弁を利用してフェールセーフ弁の切り換えを行うので、コストアップや装置の大型化を回避することができる。   According to the above configuration, the line hydraulic pressure is supplied to the drive pulley by switching the fail-safe valve when the transmission hydraulic control valve or the solenoid valve that controls the transmission hydraulic valve fails, so the gear ratio of the belt type continuously variable transmission is controlled. It is possible to suppress a sudden decrease in the hydraulic pressure to be performed and to avoid the occurrence of a sudden deceleration state. That is, since the gear ratio is changed to the speed increasing side by the introduction of the line hydraulic pressure, the subsequent change of the gear ratio to the speed reducing side can be suppressed. As a result, it is possible to prevent belt slippage and excessive shock that occur due to sudden deceleration. In addition, since the fail-safe valve is switched using an existing electromagnetic valve, it is possible to avoid an increase in cost and an increase in the size of the apparatus.

本発明において、油圧制御装置を、動力源と前記ベルト式無段変速機との間に設けられた流体式動力伝達装置に備えられ、前記動力源側とベルト式無段変速機側とを直結する油圧式のロックアップクラッチと、車両の走行に際して動力伝達経路を成立させるために係合させられる油圧式の走行用摩擦係合要素と、前記ロックアップクラッチの係合・解放制御の際に切り換えられるロックアップ制御弁と、前記走行用摩擦係合要素の係合の際に供給する係合油圧を係合過渡油圧と係合保持油圧とに切り換え可能なガレージ制御弁とを備える構成とする場合、前記第１電磁弁として前記ガレージ制御弁を切り換える電磁弁を利用し、前記第２電磁弁として前記ロックアップ制御弁を制御する電磁弁を利用することが可能である。ここでは、油圧制御装置がロックアップクラッチおよびロックアップ制御弁を含む場合について示している。このように、フェールセーフバルブ弁を切り換える構成として既存の構成をそのまま利用することで、コストアップや装置の大型化を回避することができる。   In the present invention, the hydraulic control device is provided in a fluid type power transmission device provided between a power source and the belt type continuously variable transmission, and the power source side and the belt type continuously variable transmission side are directly connected. A hydraulic lockup clutch that is engaged, a hydraulic travel frictional engagement element that is engaged to establish a power transmission path when the vehicle travels, and a switch during engagement / release control of the lockup clutch And a garage control valve capable of switching the engagement hydraulic pressure supplied when the travel friction engagement element is engaged to the engagement transient hydraulic pressure and the engagement holding hydraulic pressure. An electromagnetic valve that switches the garage control valve can be used as the first electromagnetic valve, and an electromagnetic valve that controls the lock-up control valve can be used as the second electromagnetic valve. Here, a case where the hydraulic control device includes a lock-up clutch and a lock-up control valve is shown. Thus, by using the existing configuration as it is as a configuration for switching the fail-safe valve valve, it is possible to avoid an increase in cost and an increase in the size of the apparatus.

ここで、前記第２電磁弁によって、前記ロックアップ制御弁の制御に加え、前記ライン油圧制御弁の制御も行うような構成としてもよい。この場合、前記第２電磁弁によって前記ロックアップ制御弁を制御する際、この第２電磁弁以外の第３電磁弁によって、前記ライン油圧制御弁の制御が行われるような構成とすることが好ましい。そして、前記第３電磁弁として、前記ベルト式無段変速機の従動側プーリへこのベルト式無段変速機のベルト挟圧を制御する挟圧油圧を供給する挟圧油圧制御弁を制御するものを採用することができる。こうすれば、前記第２電磁弁によって前記ロックアップ制御弁を制御する際に、ライン油圧の調圧制御が行われなくなるような状況を回避することが可能になる。第３電磁弁としては、リニアタイプの電磁弁、デューティタイプの電磁弁などを用いることが可能である。   Here, the second electromagnetic valve may be configured to control the line hydraulic control valve in addition to the control of the lockup control valve. In this case, when the lockup control valve is controlled by the second solenoid valve, it is preferable that the line hydraulic control valve is controlled by a third solenoid valve other than the second solenoid valve. . The third solenoid valve controls a clamping hydraulic pressure control valve for supplying a clamping hydraulic pressure for controlling the belt clamping pressure of the belt type continuously variable transmission to the driven pulley of the belt type continuously variable transmission. Can be adopted. By doing so, it is possible to avoid a situation in which the control of the line oil pressure is not performed when the lockup control valve is controlled by the second electromagnetic valve. As the third solenoid valve, a linear type solenoid valve, a duty type solenoid valve, or the like can be used.

また、前記第２電磁弁によっては前記ライン油圧制御弁の制御を行わず、この第２電磁弁以外の第４電磁弁によって、前記ライン油圧制御弁の制御を行うように構成してもよい。この場合、前記第４電磁弁として、前記ベルト式無段変速機の従動側プーリへこのベルト式無段変速機のベルト挟圧を制御する挟圧油圧を供給する挟圧油圧制御弁を制御するものを採用することができる。第４電磁弁としては、リニアタイプの電磁弁、デューティタイプの電磁弁などを用いることが可能である。   Further, the line hydraulic control valve may not be controlled by the second electromagnetic valve, and the line hydraulic control valve may be controlled by a fourth electromagnetic valve other than the second electromagnetic valve. In this case, as the fourth solenoid valve, a clamping hydraulic pressure control valve for supplying a clamping hydraulic pressure for controlling the belt clamping pressure of the belt type continuously variable transmission to the driven pulley of the belt type continuously variable transmission is controlled. Things can be adopted. As the fourth solenoid valve, a linear type solenoid valve, a duty type solenoid valve, or the like can be used.

ここで、前記第２電磁弁によって、前記ロックアップ制御弁の制御に加え、前記走行用摩擦係合要素の係合過渡油圧の制御も行うような構成としてもよい。この場合、前記第２電磁弁によって前記走行用摩擦係合要素の係合過渡油圧の制御を行う際、前記第２電磁弁の制御油圧が、前記ロックアップ制御弁の制御時に供給される側とは反対側に供給されるような構成とすることが好ましい。こうすれば、第２電磁弁によって走行用摩擦係合要素の係合過渡油圧の制御を行う際には、第２電磁弁の制御油圧が、ロックアップ制御弁の制御時に供給される側とは反対側に供給され、ロックアップクラッチが強制的に解放状態とされる。このようなロックアップクラッチの強制ＯＦＦにより、エンジンストールが発生することを防止できる。   Here, in addition to the control of the lock-up control valve, the second solenoid valve may be configured to control the engagement transient hydraulic pressure of the traveling friction engagement element. In this case, when controlling the engagement transient hydraulic pressure of the traveling friction engagement element by the second electromagnetic valve, the control hydraulic pressure of the second electromagnetic valve is supplied when the lockup control valve is controlled. Is preferably supplied to the opposite side. In this way, when controlling the engagement transient hydraulic pressure of the traveling friction engagement element by the second electromagnetic valve, the control hydraulic pressure of the second electromagnetic valve is the side supplied when controlling the lockup control valve. Supplyed to the opposite side, the lockup clutch is forcibly released. Such a forced OFF of the lockup clutch can prevent the engine stall.

本発明において、油圧制御装置を、車両の走行に際して動力伝達経路を成立させるために係合させられる油圧式の走行用摩擦係合要素と、前記走行用摩擦係合要素の係合の際に供給する係合油圧を係合過渡油圧と係合保持油圧とに切り換え可能なガレージ制御弁とを備える構成とする場合、前記第１電磁弁として前記ガレージ制御弁を切り換える電磁弁を利用し、前記第２電磁弁として前記ライン油圧制御弁を制御する電磁弁を利用することが可能である。ここでは、油圧制御装置がロックアップクラッチおよびロックアップ制御弁を含まない場合について示している。このように、フェールセーフバルブ弁を切り換える構成として、既存の構成をそのまま利用することで、コストアップや装置の大型化を回避することができる。   In the present invention, the hydraulic control device is supplied at the time of engagement of the hydraulic frictional engagement element for driving to establish a power transmission path during traveling of the vehicle and the frictional engagement element for traveling. When the configuration includes a garage control valve capable of switching the engagement hydraulic pressure to the engagement transient hydraulic pressure and the engagement holding hydraulic pressure, an electromagnetic valve that switches the garage control valve is used as the first electromagnetic valve. It is possible to use an electromagnetic valve that controls the line hydraulic control valve as the two electromagnetic valves. Here, a case where the hydraulic control device does not include a lock-up clutch and a lock-up control valve is shown. As described above, by using the existing configuration as it is as a configuration for switching the fail-safe valve valve, it is possible to avoid an increase in cost and an increase in the size of the apparatus.

ここで、前記第２電磁弁によって、前記ライン油圧制御弁の制御に加え、前記走行用摩擦係合要素の係合過渡油圧の制御も行うような構成としてもよい。この場合、前記第２電磁弁によって前記走行用摩擦係合要素の係合過渡油圧を制御する際、この第２電磁弁以外の第５電磁弁によって、前記ライン油圧制御弁の制御が行われるような構成とすることが好ましい。そして、前記第５電磁弁として、前記ベルト式無段変速機の従動側プーリへこのベルト式無段変速機のベルト挟圧を制御する挟圧油圧を供給する挟圧油圧制御弁を制御するものを採用することができる。第５電磁弁としては、リニアタイプの電磁弁、デューティタイプの電磁弁などを用いることが可能である。   Here, in addition to the control of the line oil pressure control valve, the second electromagnetic valve may also be configured to control the engagement transient oil pressure of the traveling friction engagement element. In this case, when the engagement transient hydraulic pressure of the traveling friction engagement element is controlled by the second solenoid valve, the line hydraulic control valve is controlled by the fifth solenoid valve other than the second solenoid valve. It is preferable to adopt a simple configuration. The fifth solenoid valve controls a clamping hydraulic pressure control valve that supplies a clamping hydraulic pressure for controlling the belt clamping pressure of the belt type continuously variable transmission to the driven pulley of the belt type continuously variable transmission. Can be adopted. As the fifth solenoid valve, a linear type solenoid valve, a duty type solenoid valve, or the like can be used.

本発明において、前記フェールセーフ弁は、前記第１電磁弁が制御油圧を出力するＯＮ状態であり、かつ、前記第２電磁弁が前記係合過渡油圧の制御時の制御油圧に比べ大きい制御油圧を出力する状態である場合には、前記フェール位置に切り換えられる一方、それ以外の場合には前記ノーマル位置に切り換えられることを特徴としている。   In the present invention, the fail-safe valve is in an ON state in which the first solenoid valve outputs a control oil pressure, and the second solenoid valve has a control oil pressure that is larger than the control oil pressure during the control of the engagement transient oil pressure. Is switched to the fail position, while in other cases, it is switched to the normal position.

これにより、通常時には使用しない第１電磁弁および第２電磁弁の制御状態の組み合わせを利用して、フェールセーフ弁のフェール位置への切り換えを行うので、通常時に第２電磁弁により係合過渡油圧の制御を行うときなどに、フェールセーフ弁がフェール位置に切り換えられることはない。したがって、通常時に行われる他の制御を妨げることなく、フェール時には急減速状態の発生を回避できる。また、フェール時には、走行用摩擦係合要素へ第２電磁弁の係合過渡油圧の制御時の制御油圧に比べ大きい制御油圧が供給されるので、走行用摩擦係合要素の滑りは発生しないようになっている。   As a result, the fail-safe valve is switched to the fail position by utilizing a combination of control states of the first solenoid valve and the second solenoid valve that are not normally used. The fail-safe valve is not switched to the fail position when the control is performed. Therefore, it is possible to avoid the occurrence of a sudden deceleration state during a failure without interfering with other controls that are normally performed. In addition, at the time of failure, since the control hydraulic pressure larger than the control hydraulic pressure at the time of controlling the engagement transient hydraulic pressure of the second solenoid valve is supplied to the traveling friction engagement element, the traveling friction engagement element does not slip. It has become.

ここで、前記変速油圧制御弁またはこれを制御する電磁弁のフェール時に、前記ライン油圧の代わりに、前記ベルト式無段変速機のベルト挟圧を制御する挟圧油圧や、前記走行用摩擦係合要素に供給する前記係合保持油圧や、前記各電磁弁に供給される電磁弁元圧を前記駆動側プーリに供給する構成としてもよい。こうすれば、変速油圧制御弁のフェール時などには、切換手段の切り換えによって、挟圧油圧や係合保持油圧、電磁弁元圧が駆動側プーリへ供給されるので、ベルト式無段変速機の変速比を制御する油圧が急激に低下することを抑制できる。これにより、新たな電磁弁を追加することなく、急減速状態の発生を回避でき、急減速にともなって発生するベルト滑りや過大なショックを防止することができる。   Here, in the event of a failure of the shift hydraulic control valve or the solenoid valve that controls the shift hydraulic control valve, instead of the line hydraulic pressure, the clamping hydraulic pressure that controls the belt clamping pressure of the belt type continuously variable transmission, It is good also as a structure which supplies the said engagement holding oil_pressure | hydraulic supplied to a combination element, and the solenoid valve original pressure supplied to each said solenoid valve to the said drive side pulley. In this way, when the speed change hydraulic control valve fails, the clamping pressure oil, the engagement holding oil pressure, and the solenoid valve base pressure are supplied to the driving pulley by switching the switching means. Therefore, the belt type continuously variable transmission The hydraulic pressure that controls the transmission ratio can be prevented from rapidly decreasing. Thereby, without adding a new solenoid valve, it is possible to avoid the occurrence of a sudden deceleration state, and it is possible to prevent belt slippage or excessive shock that occurs due to sudden deceleration.

本発明によれば、油圧制御装置において、新たな電磁弁を追加することなく、変速油圧制御弁などのフェール時にも急減速状態の発生を回避できる。   According to the present invention, in the hydraulic control device, it is possible to avoid the occurrence of a sudden deceleration state even at the time of a failure such as a shift hydraulic control valve without adding a new electromagnetic valve.

本発明を実施するための最良の形態について添付図面を参照しながら説明する。   The best mode for carrying out the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.

図１は、実施形態に係る車両用駆動装置の概略構成を示す図である。   FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a vehicle drive device according to the embodiment.

図１に例示する車両用駆動装置は、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用されるものである。この車両用駆動装置は、走行用動力源であるエンジン（内燃機関）１０、トルクコンバータ２０、前後進切換装置３０、ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）４０、減速歯車装置５０、および、差動歯車装置６０を備えている。この車両用駆動装置において、エンジン１０の出力は、トルクコンバータ２０から前後進切換装置３０、ベルト式無段変速機４０、および、減速歯車装置５０を介して差動歯車装置６０に伝達され、左右の駆動輪７０Ｌ，７０Ｒへ分配される。上記トルクコンバータ２０、前後進切換装置３０、ベルト式無段変速機４０などによって動力伝達機構が構成されている。   The vehicle drive device illustrated in FIG. 1 is suitably employed in an FF (front engine / front drive) type vehicle. The vehicle drive device includes an engine (internal combustion engine) 10 that is a driving power source, a torque converter 20, a forward / reverse switching device 30, a belt-type continuously variable transmission (CVT) 40, a reduction gear device 50, and a differential. A gear device 60 is provided. In this vehicle drive device, the output of the engine 10 is transmitted from the torque converter 20 to the differential gear device 60 via the forward / reverse switching device 30, the belt-type continuously variable transmission 40, and the reduction gear device 50. Are distributed to the drive wheels 70L and 70R. The torque converter 20, the forward / reverse switching device 30, the belt type continuously variable transmission 40, and the like constitute a power transmission mechanism.

トルクコンバータ２０は、流体（フルード）を介して動力伝達を行う流体伝動装置であって、エンジン１０の出力軸１１が連結されたフロントカバー２１に一体的に設けられるポンプインペラ２２と、このポンプインペラ２２に対向しフロントカバー２１の内面に隣接して設けられるとともにタービン軸２８を介して前後進切換装置３０に連結されるタービンランナ２３とを備えている。具体的に、ポンプインペラ２２とタービンランナ２３とには、多数のブレード（図示せず）が設けられており、ポンプインペラ２２が回転することによりフルードの螺旋流を生じさせ、その螺旋流をタービンランナ２３に送ることによりタービンランナ２３にトルクを与えて回転させるようになっている。   The torque converter 20 is a fluid transmission device that transmits power via fluid (fluid), and includes a pump impeller 22 that is provided integrally with a front cover 21 to which the output shaft 11 of the engine 10 is coupled, and the pump impeller. And a turbine runner 23 provided adjacent to the inner surface of the front cover 21 and connected to the forward / reverse switching device 30 via the turbine shaft 28. Specifically, the pump impeller 22 and the turbine runner 23 are provided with a large number of blades (not shown), and the pump impeller 22 rotates to generate a fluid spiral flow. By sending it to the runner 23, the turbine runner 23 is rotated by applying torque.

ポンプインペラ２２とタービンランナ２３との内周側の部分には、タービンランナ２３から送り出されたフルードの流動方向を変化させてポンプインペラ２２に流入させるステータ２４が配置されている。このステータ２４は、一方向クラッチ２５を介して所定の固定部に連結されている。また、ポンプインペラ２２には、油圧制御回路１００（図３参照）の各部に作動油を供給したりするための油圧をエンジン１０により回転駆動されることによって発生する機械式のオイルポンプ（油圧発生源）２７が設けられている。   A stator 24 that changes the flow direction of the fluid sent out from the turbine runner 23 and flows into the pump impeller 22 is disposed in the inner peripheral portion of the pump impeller 22 and the turbine runner 23. The stator 24 is connected to a predetermined fixed portion via a one-way clutch 25. Further, the pump impeller 22 is a mechanical oil pump (hydraulic pressure generation) that is generated when the engine 10 is rotationally driven to supply hydraulic oil to each part of the hydraulic control circuit 100 (see FIG. 3). Source) 27 is provided.

トルクコンバータ２０は、ロックアップクラッチ２６を備えている。ロックアップクラッチ２６は、ポンプインペラ２２とタービンランナ２３とステータ２４とからなる実質的なトルクコンバータに対して並列に配置されたものであって、フロントカバー２１の内面に対向した状態でタービンランナ２３に保持されている。そして、ロックアップクラッチ２６は、油圧によってフロントカバー２１の内面に押し付けられることにより、入力部材であるフロントカバー２１から出力部材であるタービンランナ２３に直接、トルクを伝達するようになっている。ここで、その油圧を制御することによりロックアップクラッチ２６のクラッチ容量を制御できるようになっている。具体的には、ロックアップクラッチ２６は、油圧制御回路１００（図３参照）のロックアップコントロールバルブ１４０により、係合側油圧室２６１に供給されるロックアップ係合油圧ＰＯＮと解放側油圧室２６２に供給されるロックアップ解放油圧ＰＯＦＦとの差圧（ロックアップ差圧）ΔＰを制御することによって、完全係合・半係合（スリップ状態での係合）または解放される。   The torque converter 20 includes a lockup clutch 26. The lock-up clutch 26 is arranged in parallel to the substantial torque converter including the pump impeller 22, the turbine runner 23, and the stator 24, and faces the inner surface of the front cover 21 in the turbine runner 23. Is held in. The lock-up clutch 26 is pressed against the inner surface of the front cover 21 by hydraulic pressure, so that torque is directly transmitted from the front cover 21 as an input member to the turbine runner 23 as an output member. Here, the clutch capacity of the lockup clutch 26 can be controlled by controlling the hydraulic pressure. Specifically, the lockup clutch 26 includes a lockup engagement hydraulic pressure PON and a release hydraulic chamber 262 supplied to the engagement hydraulic chamber 261 by the lockup control valve 140 of the hydraulic control circuit 100 (see FIG. 3). By controlling the differential pressure (lock-up differential pressure) ΔP from the lock-up releasing hydraulic pressure POFF supplied to the full-engaged, half-engaged (engaged in the slip state) or released.

ロックアップクラッチ２６を完全係合させることにより、フロントカバー２１（ポンプインペラ２２）およびタービンランナ２３が一体回転する。また、ロックアップクラッチ２６を所定のスリップ状態（半係合状態）で係合させることにより、駆動時には所定のスリップ量でタービンランナ２３がポンプインペラ２２に追従して回転する。一方、ロックアップ差圧ΔＰを負に設定することによりロックアップクラッチ２６は解放状態となる。油圧制御回路１００によるロックアップクラッチ２６の係合・解放については後述する。   By completely engaging the lockup clutch 26, the front cover 21 (pump impeller 22) and the turbine runner 23 rotate integrally. Further, by engaging the lockup clutch 26 in a predetermined slip state (half-engaged state), the turbine runner 23 rotates following the pump impeller 22 with a predetermined slip amount during driving. On the other hand, the lockup clutch 26 is released by setting the lockup differential pressure ΔP to be negative. Engagement / release of the lockup clutch 26 by the hydraulic control circuit 100 will be described later.

前後進切換装置３０は、ダブルピニオン型の遊星歯車機構３１と、前進用クラッチＣ１と、後進用ブレーキＢ１とを備えている。   The forward / reverse switching device 30 includes a double pinion type planetary gear mechanism 31, a forward clutch C1, and a reverse brake B1.

遊星歯車機構３１のサンギヤ３２は、トルクコンバータ２０のタービン軸２８に一体的に連結されており、キャリヤ３６は、ベルト式無段変速機４０の入力軸４７に一体的に連結されている。キャリヤ３６およびサンギヤ３２は、前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結されるようになっている。また、リングギヤ３３は、後進用ブレーキＢ１を介してハウジングに選択的に固定されるようになっている。   The sun gear 32 of the planetary gear mechanism 31 is integrally connected to the turbine shaft 28 of the torque converter 20, and the carrier 36 is integrally connected to the input shaft 47 of the belt type continuously variable transmission 40. The carrier 36 and the sun gear 32 are selectively connected via the forward clutch C1. Further, the ring gear 33 is selectively fixed to the housing via the reverse brake B1.

サンギヤ３２とリングギヤ３３との間には、サンギヤ３２に噛合する内側のピニオンギヤ３４と、この内側のピニオンギヤ３４およびリングギヤ３３に噛合する外側のピニオンギヤ３５とが配置されている。これらピニオンギヤ３４，３５は、キャリヤ３６によって自転かつ公転自在に保持されている。   An inner pinion gear 34 that meshes with the sun gear 32 and an outer pinion gear 35 that meshes with the inner pinion gear 34 and the ring gear 33 are disposed between the sun gear 32 and the ring gear 33. These pinion gears 34 and 35 are held by a carrier 36 so as to rotate and revolve freely.

前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１は、ともに油圧アクチュエータによって係合・解放される油圧式の走行用摩擦係合要素である。前進用クラッチＣ１が係合されるとともに後進用ブレーキＢ１が解放されることにより、前後進切換装置３０は一体回転状態となり、前後進切換装置３０において前進用動力伝達経路が成立する。この状態では、前進方向の駆動力がベルト式無段変速機４０側へ伝達される。一方、後進用ブレーキＢ１が係合されるとともに前進用クラッチＣ１が解放されることにより、前後進切換装置３０において後進用動力伝達経路が成立する。この状態では、入力軸４７はタービン軸２８に対して逆方向へ回転し、この後進方向の駆動力がベルト式無段変速機４０側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１がともに解放されると、前後進切換装置３０は、エンジン１０とベルト式無段変速機４０との間の動力伝達を遮断するニュートラル（遮断状態）になる。   Both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are hydraulic travel friction engagement elements that are engaged and released by a hydraulic actuator. When the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released, the forward / reverse switching device 30 enters an integral rotation state, and the forward / reverse switching device 30 establishes a forward power transmission path. In this state, the driving force in the forward direction is transmitted to the belt type continuously variable transmission 40 side. On the other hand, a reverse power transmission path is established in the forward / reverse switching device 30 by engaging the reverse brake B1 and releasing the forward clutch C1. In this state, the input shaft 47 rotates in the reverse direction with respect to the turbine shaft 28, and the driving force in the reverse direction is transmitted to the belt type continuously variable transmission 40 side. Further, when both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released, the forward / reverse switching device 30 is set to a neutral (interrupted state) that interrupts power transmission between the engine 10 and the belt-type continuously variable transmission 40. Become.

より詳細には、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１は、油圧制御回路１００（図３参照）のマニュアルバルブ１７０がシフトレバー８７（図２参照）の操作にしたがって機械的に切り換えられることにより、係合・解放されるようになっている。シフトレバー８７は、例えば、運転席の横に配設されて運転者により切換操作されるもので、駐車のためのパーキング位置「Ｐ」、後進走行のためのリバース位置「Ｒ」、動力伝達を遮断するニュートラル位置「Ｎ」、前進走行のためのドライブ位置「Ｄ」などの各シフト位置に選択的に操作されるようになっている。パーキング位置「Ｐ」およびニュートラル位置「Ｎ」では、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１はともに解放される。リバース位置「Ｒ」では、後進用ブレーキＢ１が係合される一方、前進用クラッチＣ１が解放される。ドライブ位置「Ｄ」では、前進用クラッチＣ１が係合される一方、後進用ブレーキＢ１が解放される。油圧制御回路１００による前後進切換装置３０の走行用摩擦係合要素（前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１）の係合・解放については後述する。   More specifically, the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are mechanically switched by the manual valve 170 of the hydraulic control circuit 100 (see FIG. 3) according to the operation of the shift lever 87 (see FIG. 2). Engaged / released. The shift lever 87 is, for example, disposed beside the driver's seat and is switched by the driver. The shift lever 87 is a parking position “P” for parking, a reverse position “R” for reverse travel, and power transmission. Each shift position such as a neutral position “N” for blocking and a drive position “D” for forward traveling is selectively operated. In the parking position “P” and the neutral position “N”, both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released. In the reverse position “R”, the reverse brake B1 is engaged, while the forward clutch C1 is released. In the drive position “D”, the forward clutch C1 is engaged, while the reverse brake B1 is released. Engagement / release of the travel friction engagement elements (forward clutch C1 and reverse brake B1) of the forward / reverse switching device 30 by the hydraulic control circuit 100 will be described later.

ベルト式無段変速機４０は、油圧により伝動ベルト４５を挟圧して動力を伝達するとともにその伝動ベルト４５の掛かり径を変更して変速比を変化させるものである。ベルト式無段変速機４０は、上記入力軸４７に設けられた駆動側プーリ（プライマリプーリ）４１と、出力軸４８に設けられた従動側プーリ（セカンダリプーリ）４２と、これらの両プーリ４１，４２に巻き掛けられた金属製の伝動ベルト４５とを備えている。そして、ベルト式無段変速機４０は、両プーリ４１，４２と伝動ベルト４５との間の摩擦力を介して動力伝達が行われるように構成されている。   The belt-type continuously variable transmission 40 transmits power by clamping the transmission belt 45 with hydraulic pressure, and changes the gear ratio of the transmission belt 45 by changing the engagement diameter of the transmission belt 45. The belt type continuously variable transmission 40 includes a driving pulley (primary pulley) 41 provided on the input shaft 47, a driven pulley (secondary pulley) 42 provided on the output shaft 48, and both pulleys 41, And a metal transmission belt 45 wound around 42. The belt type continuously variable transmission 40 is configured such that power transmission is performed via a frictional force between the pulleys 41 and 42 and the transmission belt 45.

駆動側プーリ４１は、有効径が可変な可変プーリであって、入力軸４７に固定された固定シーブ４１１と、入力軸４７に軸方向のみの摺動が可能な状態で配設された可動シーブ４１２によって構成されている。従動側プーリ４２も同様に、有効径が可変な可変プーリであって、出力軸４８に固定された固定シーブ４２１と、出力軸４８に軸方向のみの摺動が可能な状態で配設された可動シーブ４２２によって構成されている。駆動側プーリ４１の可動シーブ４１２側には、固定シーブ４１１と可動シーブ４１２との間のＶ溝幅を変更するための油圧アクチュエータ４１３が配置されている。また、従動側プーリ４２の可動シーブ４２２側にも同様に、固定シーブ４２１と可動シーブ４２２との間のＶ溝幅を変更するための油圧アクチュエータ４２３が配置されている。   The driving pulley 41 is a variable pulley having a variable effective diameter, and a fixed sheave 411 fixed to the input shaft 47 and a movable sheave arranged on the input shaft 47 in a state in which only the axial direction can slide. 412. Similarly, the driven pulley 42 is a variable pulley having a variable effective diameter, and is provided with a fixed sheave 421 fixed to the output shaft 48 and a state in which the output shaft 48 can slide only in the axial direction. The movable sheave 422 is configured. A hydraulic actuator 413 for changing the V groove width between the fixed sheave 411 and the movable sheave 412 is disposed on the drive sheave 41 side of the movable sheave 412. Similarly, a hydraulic actuator 423 for changing the V groove width between the fixed sheave 421 and the movable sheave 422 is also arranged on the movable sheave 422 side of the driven pulley 42.

そして、ベルト式無段変速機４０において、駆動側プーリ４１の油圧アクチュエータ４１３の油圧（変速油圧）ＰＩＮを制御することにより、両プーリ４１，４２のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４５の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ（＝入力軸回転速度ＮＩＮ／出力軸回転速度ＮＯＵＴ）が連続的に変化する。また、従動側プーリ４２の油圧アクチュエータ４２３の油圧（挟圧油圧）ＰＯＵＴは、伝動ベルト４５の滑りが生じない範囲で伝達トルクを伝達する所定のベルト挟圧力（摩擦力）を発生させるように制御される。   In the belt-type continuously variable transmission 40, by controlling the hydraulic pressure (shift hydraulic pressure) PIN of the hydraulic actuator 413 of the driving pulley 41, the V groove widths of the pulleys 41 and 42 change, and the transmission belt 45 is engaged. The diameter (effective diameter) is changed, and the gear ratio γ (= input shaft rotational speed NIN / output shaft rotational speed NOUT) continuously changes. Further, the hydraulic pressure (clamping hydraulic pressure) POUT of the hydraulic actuator 423 of the driven pulley 42 is controlled so as to generate a predetermined belt clamping pressure (friction force) that transmits the transmission torque within a range where the transmission belt 45 does not slip. Is done.

駆動側プーリ４１の油圧アクチュエータ４１３の変速油圧ＰＩＮ、および、従動側プーリ４２の油圧アクチュエータ４２３の挟圧油圧ＰＯＵＴは、電子制御装置８０（図２参照）からの指令にしたがってそれぞれ調圧される。ここで、変速油圧ＰＩＮは、油圧制御回路１００（図３参照）の変速油圧コントロールバルブ１２０によって調圧制御される。また、挟圧油圧ＰＯＵＴは、油圧制御回路１００の挟圧油圧コントロールバルブ１３０によって調圧制御される。油圧制御回路１００によるベルト式無段変速機４０の変速油圧ＰＩＮおよび挟圧油圧ＰＯＵＴの調圧については後述する。   The transmission hydraulic pressure PIN of the hydraulic actuator 413 of the driving pulley 41 and the clamping hydraulic pressure POUT of the hydraulic actuator 423 of the driven pulley 42 are adjusted according to a command from the electronic control unit 80 (see FIG. 2). Here, the transmission hydraulic pressure PIN is pressure-controlled by the transmission hydraulic control valve 120 of the hydraulic control circuit 100 (see FIG. 3). The clamping oil pressure POUT is regulated by the clamping oil pressure control valve 130 of the oil pressure control circuit 100. The adjustment of the transmission hydraulic pressure PIN and the pinching hydraulic pressure POUT of the belt-type continuously variable transmission 40 by the hydraulic control circuit 100 will be described later.

図２は、上述した車両用駆動装置の動力伝達機構の制御系統の一例を示すブロック図である。   FIG. 2 is a block diagram showing an example of a control system of the power transmission mechanism of the vehicle drive device described above.

図２に例示する電子制御装置８０は、ＣＰＵ８０１、ＲＯＭ８０２、ＲＡＭ８０３、バックアップＲＡＭ８０４を備えている。そして、ＣＰＵ８０１がＲＡＭ８０３の一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭ８０２に記憶されたプログラムにしたがって信号処理を行うことにより、ベルト式無段変速機４０の変速油圧ＰＩＮおよび挟圧油圧ＰＯＵＴの調圧制御、前後進切換装置３０の走行用摩擦係合要素（前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１）の係合・解放の制御、トルクコンバータ２０のロックアップクラッチ２６の係合・解放の制御、各部の油圧の元圧となるライン油圧ＰＬの調圧制御などの各種制御が実行されるようになっている。   The electronic control device 80 illustrated in FIG. 2 includes a CPU 801, a ROM 802, a RAM 803, and a backup RAM 804. Then, the CPU 801 performs signal processing in accordance with a program stored in the ROM 802 in advance using the temporary storage function of the RAM 803, thereby adjusting the transmission hydraulic pressure PIN and the clamping hydraulic pressure POUT of the belt-type continuously variable transmission 40. Engagement / release control of the frictional engagement elements for travel (forward clutch C1, reverse brake B1) of the forward / reverse switching device 30, control of engagement / release of the lockup clutch 26 of the torque converter 20, hydraulic pressure of each part Various controls such as pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL, which is the original pressure, are executed.

詳しく説明すれば、ＲＯＭ８０２には、各種制御プログラムや、それら各種制御プログラムを実行する際に参照されるマップ等が記憶されている。ＣＰＵ８０１は、ＲＯＭ８０２に記憶された各種制御プログラムやマップに基づいて演算処理を実行する。また、ＲＡＭ８０３は、ＣＰＵ８０１での演算結果や各センサから入力されたデータ等を一時的に記憶するメモリであり、バックアップＲＡＭ８０４は、エンジン１０の停止時にその保存すべきデータ等を記憶する不揮発性のメモリである。これらＣＰＵ８０１、ＲＯＭ８０２、ＲＡＭ８０３、および、バックアップＲＡＭ８０４は、双方向性バス８０７を介して互いに接続されるとともに、入力インターフェース８０５および出力インターフェース８０６に接続されている。   More specifically, the ROM 802 stores various control programs, maps that are referred to when the various control programs are executed, and the like. The CPU 801 executes arithmetic processing based on various control programs and maps stored in the ROM 802. The RAM 803 is a memory that temporarily stores calculation results in the CPU 801, data input from each sensor, and the like. The backup RAM 804 is a nonvolatile memory that stores data to be saved when the engine 10 is stopped. It is memory. The CPU 801, ROM 802, RAM 803, and backup RAM 804 are connected to each other via a bidirectional bus 807, and are connected to an input interface 805 and an output interface 806.

入力インターフェース８０５には、上記車両用駆動装置を搭載した車両の動作状態（あるいは走行状態）を検出するために各種のセンサが接続されている。具体的に、入力インターフェース８０５には、レバーポジションセンサ８１、アクセル操作量センサ８２、エンジン回転速度センサ８３、車速センサとしても機能する出力軸回転速度センサ８４、入力軸回転速度センサ８５、タービン回転速度センサ８６などが接続されている。レバーポジションセンサ８１は、例えば、パーキング位置「Ｐ」、リバース位置「Ｒ」、ニュートラル位置「Ｎ」、ドライブ位置「Ｄ」などのシフト位置にシフトレバー８７が操作されたことを検出する複数のＯＮ−ＯＦＦスイッチ等を備えている。   Various sensors are connected to the input interface 805 in order to detect the operation state (or running state) of the vehicle on which the vehicle drive device is mounted. Specifically, the input interface 805 includes a lever position sensor 81, an accelerator operation amount sensor 82, an engine rotation speed sensor 83, an output shaft rotation speed sensor 84 that also functions as a vehicle speed sensor, an input shaft rotation speed sensor 85, a turbine rotation speed. A sensor 86 or the like is connected. The lever position sensor 81 detects a plurality of ONs that detect that the shift lever 87 is operated at a shift position such as a parking position “P”, a reverse position “R”, a neutral position “N”, or a drive position “D”. -An OFF switch is provided.

そして、電子制御装置８０には、これらの各種センサからそれぞれシフトレバー８７のレバーポジション（操作位置）ＰＳＨ、アクセルペダル等のアクセル操作部材の操作量（アクセル操作量）θＡＣＣ、エンジン１０の回転速度（エンジン回転速度）ＮＥ、ベルト式無段変速機４０の出力軸４８の回転速度（出力軸回転速度）ＮＯＵＴ、ベルト式無段変速機４０の入力軸４７の回転速度（入力軸回転速度）ＮＩＮ、トルクコンバータ２０のタービン軸２８の回転速度（タービン回転速度）ＮＴなどを表す信号が供給されるようになっている。タービン回転速度ＮＴは、前後進切換装置３０の前進用クラッチＣ１が係合させられた前進走行時には入力軸回転速度ＮＩＮと一致する。出力軸回転速度ＮＯＵＴは車速Ｖに対応する。また、アクセル操作量θＡＣＣは運転者の出力要求量を表している。   Then, the electronic control unit 80 receives from these various sensors the lever position (operation position) PSH of the shift lever 87, the operation amount (accelerator operation amount) θACC of an accelerator operation member such as an accelerator pedal, and the rotational speed ( Engine rotational speed NE, rotational speed of output shaft 48 of belt-type continuously variable transmission 40 (output shaft rotational speed) NOUT, rotational speed of input shaft 47 of belt-type continuously variable transmission 40 (input shaft rotational speed) NIN, A signal representing the rotational speed (turbine rotational speed) NT of the turbine shaft 28 of the torque converter 20 is supplied. The turbine rotational speed NT coincides with the input shaft rotational speed NIN during forward traveling when the forward clutch C1 of the forward / reverse switching device 30 is engaged. The output shaft rotational speed NOUT corresponds to the vehicle speed V. Further, the accelerator operation amount θACC represents the driver's requested output amount.

出力インターフェース８０６には、油圧制御回路１００のリニアソレノイドバルブＳＬＰ，ＳＬＳ，ＳＬＴ、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１などが接続されている。電子制御装置８０は、油圧制御回路１００のリニアソレノイドバルブＳＬＰ，ＳＬＳ，ＳＬＴの励磁電流を制御して、これらのリニアソレノイドバルブＳＬＰ，ＳＬＳ，ＳＬＴから出力される制御油圧ＰＳＬＰ，ＰＳＬＳ，ＰＳＬＴをそれぞれ調圧するとともに、油圧制御回路１００のＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１のＯＮ状態（励磁状態）とＯＦＦ状態（非励磁状態）とを切り換える。これにより、ベルト式無段変速機４０の変速油圧ＰＩＮおよび挟圧油圧ＰＯＵＴの調圧制御、前後進切換装置３０の走行用摩擦係合要素の係合・解放制御、ロックアップクラッチ２６の係合・解放制御、ライン油圧ＰＬの調圧制御などが行われるようになっている。   The output interface 806 is connected to linear solenoid valves SLP, SLS, SLT, ON-OFF solenoid valve SL1 of the hydraulic control circuit 100, and the like. The electronic control unit 80 controls the excitation currents of the linear solenoid valves SLP, SLS, SLT of the hydraulic control circuit 100, and controls the control hydraulic pressures PSLP, PSLS, PSLT output from these linear solenoid valves SLP, SLS, SLT, respectively. While adjusting the pressure, the ON-OFF solenoid valve SL1 of the hydraulic control circuit 100 is switched between an ON state (excitation state) and an OFF state (non-excitation state). Thus, pressure regulation control of the transmission hydraulic pressure PIN and the clamping hydraulic pressure POUT of the belt-type continuously variable transmission 40, engagement / release control of the traveling friction engagement element of the forward / reverse switching device 30, and engagement of the lockup clutch 26 -Release control, pressure regulation control of line oil pressure PL, etc. are performed.

図３は、上述した車両用駆動装置の動力伝達機構を制御するための油圧制御回路の一例を示す回路図である。   FIG. 3 is a circuit diagram showing an example of a hydraulic control circuit for controlling the power transmission mechanism of the vehicle drive device described above.

図３に例示する油圧制御回路１００は、上述したオイルポンプ２７、変速油圧コントロールバルブ１２０、挟圧油圧コントロールバルブ１３０、ロックアップコントロールバルブ１４０、マニュアルバルブ１７０を含み、さらに、プライマリレギュレータバルブ１１０、ガレージシフトバルブ１６０、減圧バルブ１８０、フェールセーフバルブ１９０を含む。また、油圧制御回路１００は、上述した電子制御装置８０に接続されるリニアソレノイドバルブＳＬＰ，ＳＬＳ，ＳＬＴ、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１を含む。なお、図３に示す油圧制御回路１００は、車両用駆動装置の動力伝達機構の油圧制御回路の一部分について概略的に示したものであり、実際の油圧回路は、この図３に示すもの以外に図示しないバルブや油路なども含んでいる。   The hydraulic control circuit 100 illustrated in FIG. 3 includes the oil pump 27, the transmission hydraulic control valve 120, the clamping hydraulic control valve 130, the lockup control valve 140, and the manual valve 170 described above, and further includes a primary regulator valve 110, a garage. A shift valve 160, a pressure reducing valve 180, and a fail safe valve 190 are included. Further, the hydraulic control circuit 100 includes linear solenoid valves SLP, SLS, SLT, and ON-OFF solenoid valve SL1 connected to the electronic control device 80 described above. The hydraulic control circuit 100 shown in FIG. 3 schematically shows a part of the hydraulic control circuit of the power transmission mechanism of the vehicle drive device, and the actual hydraulic circuit is other than that shown in FIG. It includes valves and oil passages not shown.

油圧制御回路１００において、オイルポンプ２７により発生された油圧は、プライマリレギュレータバルブ１１０により各部の油圧の元圧となるライン油圧ＰＬに調整される。プライマリレギュレータバルブ１１０によって調圧されたライン油圧ＰＬは、油路１０１を介して、変速油圧コントロールバルブ１２０や挟圧油圧コントロールバルブ１３０などの油圧制御回路１００の各部に供給される。   In the hydraulic control circuit 100, the hydraulic pressure generated by the oil pump 27 is adjusted by the primary regulator valve 110 to the line hydraulic pressure PL that becomes the source pressure of each part. The line oil pressure PL regulated by the primary regulator valve 110 is supplied to each part of the hydraulic control circuit 100 such as the transmission hydraulic pressure control valve 120 and the clamping hydraulic pressure control valve 130 via the oil passage 101.

プライマリレギュレータバルブ１１０は、軸方向へ移動可能な第１スプール１１１ａおよび第２スプール１１１ｂと、第１スプール１１１ａおよび第２スプール１１１ｂを一方へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１２とを備えている。図３においては、上側に設けられた第１スプール１１１ａと下側に設けられた第２スプール１１１ｂとがともに上下に摺動可能に設けられている。プライマリレギュレータバルブ１１０には、制御ポート１１５ａ，１１５ｂ，１１５ｃと、入力ポート１１６と、出力ポート１１７とが設けられている。   The primary regulator valve 110 includes a first spool 111a and a second spool 111b that are movable in the axial direction, and a spring 112 as a biasing means that biases the first spool 111a and the second spool 111b to one side. . In FIG. 3, the first spool 111a provided on the upper side and the second spool 111b provided on the lower side are both slidable up and down. The primary regulator valve 110 is provided with control ports 115a, 115b, and 115c, an input port 116, and an output port 117.

第１スプール１１１ａによって、入力ポート１１６と出力ポート１１７とが連通・遮断される。スプリング１１２は、第２スプール１１１ｂの一端側（図３では下端側）に設けられた制御油圧室１１３ｃに圧縮状態で配置されている。つまり、この制御油圧室１１３ｃは、スプリング１１２が配置されるスプリング室になっている。スプリング１１２の付勢力によって、入力ポート１１６と出力ポート１１７とを遮断する方向（図３では上方）に第２スプール１１１ｂおよび第１スプール１１１ａが押圧されている。   The input port 116 and the output port 117 are communicated and blocked by the first spool 111a. The spring 112 is disposed in a compressed state in a control hydraulic chamber 113c provided on one end side (the lower end side in FIG. 3) of the second spool 111b. That is, the control hydraulic chamber 113c is a spring chamber in which the spring 112 is disposed. Due to the urging force of the spring 112, the second spool 111b and the first spool 111a are pressed in a direction to shut off the input port 116 and the output port 117 (upward in FIG. 3).

制御ポート１１５ａは、第１スプール１１１ａの他端側（図３では上端側）に設けられる制御油圧室１１３ａに接続されている。また、制御ポート１１５ａは、油路１０１に接続されている。この制御ポート１１５ａを介して、制御油圧室１１３ａにライン油圧ＰＬが供給される。   The control port 115a is connected to a control hydraulic chamber 113a provided on the other end side (the upper end side in FIG. 3) of the first spool 111a. Further, the control port 115 a is connected to the oil passage 101. The line oil pressure PL is supplied to the control oil pressure chamber 113a via the control port 115a.

制御ポート１１５ｂは、第１スプール１１１ａの一端側と第２スプール１１１ｂの他端側との間に設けられる制御油圧室１１３ｂに接続されている。また、制御ポート１１５ｂは、油路１０２を介してリニアソレノイドバルブＳＬＳの出力ポートＳＬＳｂに接続されている。この制御ポート１１５ｂを介して、制御油圧室１１３ｂにリニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧（制御油圧）ＰＳＬＳが供給される。   The control port 115b is connected to a control hydraulic chamber 113b provided between one end side of the first spool 111a and the other end side of the second spool 111b. The control port 115b is connected to the output port SLSb of the linear solenoid valve SLS via the oil passage 102. The output hydraulic pressure (control hydraulic pressure) PSLS of the linear solenoid valve SLS is supplied to the control hydraulic pressure chamber 113b via the control port 115b.

制御ポート１１５ｃは、上記制御油圧室１１３ｃに接続されている。また、制御ポート１１５ｃは、油路１０３を介して減圧バルブ１８０の出力ポート１８７に接続されている。この制御ポート１１５ｃを介して、制御油圧室１１３ｃに減圧バルブ１８０の出力油圧ＰＣＴＬが供給される。   The control port 115c is connected to the control hydraulic chamber 113c. Further, the control port 115 c is connected to the output port 187 of the pressure reducing valve 180 through the oil passage 103. The output hydraulic pressure PCTL of the pressure reducing valve 180 is supplied to the control hydraulic pressure chamber 113c through the control port 115c.

入力ポート１１６は、油路１０１に接続されている。この入力ポート１１６を介してライン油圧ＰＬが入力されるようになっている。出力ポート１１７は、図示しないセカンダリレギュレータバルブに接続されている。   The input port 116 is connected to the oil passage 101. The line hydraulic pressure PL is input via the input port 116. The output port 117 is connected to a secondary regulator valve (not shown).

第１スプール１１１ａは、制御油圧室１１３ａに導入される上記ライン油圧ＰＬによる力と、制御油圧室１１３ｂに導入される上記制御油圧ＰＳＬＳによる力または制御油圧室１１３ｃに導入される減圧バルブ１８０の出力油圧ＰＣＴＬによる力およびスプリング１１２の付勢力の合成力とのバランスにより上下に摺動する。そして、上記制御油圧などによる力が上記ライン油圧ＰＬによる力に勝っている間は、入力ポート１１６と出力ポート１１７とが遮断された状態になっている。一方、上記ライン油圧ＰＬによる力が上記制御油圧などによる力に勝ると、第１スプール１１１ａが図３において下方に移動して、入力ポート１１６と出力ポート１１７とが連通されるようになる。これにより、油路１０１からの油圧が出力ポート１１７を介してドレーンされることで、ライン油圧ＰＬの調整が行われる。したがって、リニアソレノイドバルブＳＬＳの制御油圧ＰＳＬＳおよび減圧バルブ１８０の出力油圧ＰＣＴＬ（言い換えれば、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴ）の少なくとも一方の油圧を制御することで、ライン油圧ＰＬの調圧制御を行うことが可能になっている。   The first spool 111a has a force generated by the line hydraulic pressure PL introduced into the control hydraulic chamber 113a, a force generated by the control hydraulic pressure PSLS introduced into the control hydraulic chamber 113b, or an output of the pressure reducing valve 180 introduced into the control hydraulic chamber 113c. It slides up and down due to the balance between the force of the hydraulic PCTL and the combined force of the urging force of the spring 112. The input port 116 and the output port 117 are cut off while the force due to the control oil pressure is greater than the force due to the line oil pressure PL. On the other hand, when the force due to the line oil pressure PL exceeds the force due to the control oil pressure or the like, the first spool 111a moves downward in FIG. 3, and the input port 116 and the output port 117 are brought into communication. As a result, the hydraulic pressure from the oil passage 101 is drained via the output port 117, so that the line hydraulic pressure PL is adjusted. Therefore, the control of the line oil pressure PL is controlled by controlling at least one of the control oil pressure PSLS of the linear solenoid valve SLS and the output oil pressure PCTL of the pressure reducing valve 180 (in other words, the control oil pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT). It is possible to do.

ここで、第１スプール１１１ａと第２スプール１１１ｂとが同径に形成されている。そして、制御ポート１１５ｂを介して供給される上記制御油圧ＰＳＬＳの第１スプール１１１ａへの作用面積（受圧面積）と、上記制御油圧ＰＳＬＳの第２スプール１１１ｂへの作用面積（受圧面積）と、制御ポート１１５ｃを介して供給される上記出力油圧ＰＣＴＬの第２スプール１１１ｂへの作用面積（受圧面積）とが同じになっている。   Here, the first spool 111a and the second spool 111b are formed to have the same diameter. Then, the operating area (pressure receiving area) of the control hydraulic pressure PSLS supplied to the first spool 111a via the control port 115b, the operating area (pressure receiving area) of the control hydraulic pressure PSLS to the second spool 111b, and control. The operating area (pressure receiving area) of the output hydraulic pressure PCTL supplied through the port 115c to the second spool 111b is the same.

そして、制御油圧室１１３ｂに導入される上記制御油圧ＰＳＬＳによる力（制御油圧ＰＳＬＳ＊（受圧面積））および制御油圧室１１３ｃに導入される減圧バルブ１８０の出力油圧ＰＣＴＬによる力（出力油圧ＰＣＴＬ＊（受圧面積））とスプリング１１２の付勢力との合成力のうち高いほうの油圧が選択される。具体的に、プライマリレギュレータバルブ１１０は、上記出力油圧ＰＣＴＬによる力とスプリング１１２の付勢力との合成力に比べ上記制御油圧ＰＳＬＳによる力のほうが高いとき、第１スプール１１１ａは第２スプール１１１ｂに対し離間した状態で上下に移動する一方、上記制御油圧ＰＳＬＳによる力に比べ上記出力油圧ＰＣＴＬによる力とスプリング１１２の付勢力との合成力のほうが高いとき、両スプール１１１ａ，１１１ｂが接触して一体的な状態で上下に移動するように構成されている。このように、ライン油圧ＰＬの制御の際、２つの制御油圧ＰＳＬＳ，ＰＳＬＴの演算などを行わなくても、ライン油圧ＰＬの制御に用いられる油圧が自動的に選択されるので、ライン油圧ＰＬの制御を容易に行うことが可能になる。   Then, the force (control oil pressure PSLS * (pressure receiving area)) introduced into the control oil pressure chamber 113b and the force (output oil pressure PCTL * (output oil pressure PCTL * (pressure receiving area)) and the force caused by the output oil pressure PCTL of the pressure reducing valve 180 introduced into the control oil pressure chamber 113c. The higher hydraulic pressure of the combined force of the pressure receiving area)) and the biasing force of the spring 112 is selected. Specifically, when the force by the control oil pressure PSLS is higher than the combined force of the force by the output oil pressure PCTL and the urging force of the spring 112, the primary regulator valve 110 has a higher capacity than the first spool 111a with respect to the second spool 111b. While moving up and down in a separated state, when the combined force of the force by the output oil pressure PCTL and the biasing force of the spring 112 is higher than the force by the control oil pressure PSLS, both the spools 111a and 111b come into contact with each other. It is configured to move up and down in a stable state. As described above, when controlling the line oil pressure PL, the oil pressure used for controlling the line oil pressure PL is automatically selected without calculating the two control oil pressures PSLS and PSLT. Control can be easily performed.

変速油圧コントロールバルブ１２０は、軸方向へ移動可能なスプール１２１と、そのスプール１２１を一方へ付勢する付勢手段としてのスプリング１２２とを備えている。変速油圧コントロールバルブ１２０は、リニアソレノイドバルブＳＬＰの出力油圧（制御油圧）ＰＳＬＰをパイロット圧として、元圧となるライン油圧ＰＬを連続的に調圧制御するように構成されている。そして、変速油圧コントロールバルブ１２０により調整された油圧（変速油圧ＰＩＮ）は、油路１０９ａ，１０９ｄを介して駆動側プーリ４１の油圧アクチュエータ４１３に供給される。変速油圧コントロールバルブ１２０と油圧アクチュエータ４１３との間（油路１０９ａ，１０９ｄの間）には、後述するフェールセーフバルブ１９０が介在されている。なお、ここでは、フェールセーフバルブ１９０が図３の左半分に示すノーマル位置に切り換えられており、油路１０９ａ，１０９ｄが連通されていることとする。   The transmission hydraulic pressure control valve 120 includes a spool 121 that is movable in the axial direction, and a spring 122 as a biasing means that biases the spool 121 in one direction. The transmission hydraulic pressure control valve 120 is configured to continuously control the line hydraulic pressure PL, which is the original pressure, using the output hydraulic pressure (control hydraulic pressure) PSLP of the linear solenoid valve SLP as a pilot pressure. The hydraulic pressure (shift hydraulic pressure PIN) adjusted by the shift hydraulic pressure control valve 120 is supplied to the hydraulic actuator 413 of the driving pulley 41 via the oil passages 109a and 109d. A fail safe valve 190 described later is interposed between the transmission hydraulic control valve 120 and the hydraulic actuator 413 (between the oil passages 109a and 109d). Here, the fail-safe valve 190 is switched to the normal position shown in the left half of FIG. 3, and the oil passages 109a and 109d are in communication.

したがって、変速油圧ＰＩＮの調圧制御は、リニアソレノイドバルブＳＬＰの制御油圧ＰＳＬＰを制御することによって行われるようになっている。上記制御油圧ＰＳＬＰは励磁電流に応じてリニアに変化するため、この制御油圧ＰＳＬＰに応じてベルト式無段変速機４０の変速比γが連続的に変更される。この場合、例えば、ＲＯＭ８０２に予め記憶された変速マップから実際の車速Ｖおよびアクセル開度θＡＣＣで示される車両状態に基づいて設定される目標入力軸回転速度と、実際の入力軸回転速度ＮＩＮとが一致するように、それらの回転速度差（偏差）に応じてベルト式無段変速機４０の変速比γが変更される。変速マップは、変速条件に相当するもので、例えば、アクセル開度θＡＣＣをパラメータとして車速Ｖとベルト式無段変速機４０の目標入力回転速度である目標入力軸回転速度との関係である。   Therefore, the pressure adjustment control of the transmission hydraulic pressure PIN is performed by controlling the control hydraulic pressure PSLP of the linear solenoid valve SLP. Since the control hydraulic pressure PSLP changes linearly according to the excitation current, the gear ratio γ of the belt type continuously variable transmission 40 is continuously changed according to the control hydraulic pressure PSLP. In this case, for example, the target input shaft rotational speed set based on the vehicle state indicated by the actual vehicle speed V and the accelerator opening θACC from the shift map stored in advance in the ROM 802 and the actual input shaft rotational speed NIN are obtained. The gear ratio γ of the belt-type continuously variable transmission 40 is changed in accordance with the rotational speed difference (deviation). The shift map corresponds to a shift condition, and is, for example, the relationship between the vehicle speed V and the target input shaft rotation speed that is the target input rotation speed of the belt-type continuously variable transmission 40 using the accelerator opening θACC as a parameter.

挟圧油圧コントロールバルブ１３０は、軸方向へ移動可能なスプール１３１と、そのスプール１３１を一方へ付勢する付勢手段としてのスプリング１３２とを備えている。挟圧油圧コントロールバルブ１３０は、リニアソレノイドバルブＳＬＳの制御油圧ＰＳＬＳをパイロット圧として、元圧となるライン油圧ＰＬを連続的に調圧制御するように構成されている。そして、挟圧油圧コントロールバルブ１３０により調整された油圧（挟圧油圧ＰＯＵＴ）は、油路１０９ｂを介して従動側プーリ４２の油圧アクチュエータ４２３に供給される。   The clamping hydraulic pressure control valve 130 includes a spool 131 that is movable in the axial direction, and a spring 132 as a biasing means that biases the spool 131 in one direction. The clamping oil pressure control valve 130 is configured to continuously control the line oil pressure PL, which is the original pressure, using the control oil pressure PSLS of the linear solenoid valve SLS as a pilot pressure. The hydraulic pressure (clamping hydraulic pressure POUT) adjusted by the clamping hydraulic pressure control valve 130 is supplied to the hydraulic actuator 423 of the driven pulley 42 via the oil passage 109b.

したがって、挟圧油圧ＰＯＵＴの調圧制御は、リニアソレノイドバルブＳＬＳの制御油圧ＰＳＬＳを制御することによって行われるようになっている。上記制御油圧ＰＳＬＳは励磁電流に応じてリニアに変化するため、この制御油圧ＰＳＬＳに応じてベルト式無段変速機４０のベルト挟圧力が連続的に変更される。この場合、例えば、ＲＯＭ８０２に予め記憶された挟圧力マップから実際の変速比γおよびアクセル開度θＡＣＣで示される車両状態に基づいて設定される必要な目標変速油圧が得られるように従動側プーリ４２の油圧アクチュエータ４２３の挟圧油圧ＰＯＵＴが調圧され、この挟圧油圧ＰＯＵＴに応じてベルト式無段変速機４０のベルト挟圧力が変更される。挟圧力マップは、アクセル開度θＡＣＣをパラメータとして変速比γと必要とされる目標変速油圧との関係であり、ベルト滑りが生じないように予め実験的により求められる関係である。   Therefore, the pressure regulation control of the clamping oil pressure POUT is performed by controlling the control oil pressure PSLS of the linear solenoid valve SLS. Since the control hydraulic pressure PSLS changes linearly according to the excitation current, the belt clamping pressure of the belt type continuously variable transmission 40 is continuously changed according to the control hydraulic pressure PSLS. In this case, for example, the driven pulley 42 is used to obtain a necessary target transmission hydraulic pressure that is set based on the vehicle state indicated by the actual transmission ratio γ and the accelerator opening θACC from the clamping pressure map stored in advance in the ROM 802. The clamping pressure POUT of the hydraulic actuator 423 is regulated, and the belt clamping pressure of the belt type continuously variable transmission 40 is changed according to the clamping pressure POUT. The sandwiching pressure map is a relationship between the gear ratio γ and the required target transmission hydraulic pressure with the accelerator opening θACC as a parameter, and is a relationship that is experimentally obtained in advance so that belt slip does not occur.

ここで、変速油圧ＰＩＮおよび挟圧油圧ＰＯＵＴは元圧となるライン油圧ＰＬを調圧して得られるので、ライン油圧ＰＬは少なくとも変速油圧ＰＩＮおよび挟圧油圧ＰＯＵＴ以上であることが必要である。このため、ベルト式無段変速機４０の変速比γおよび挟圧力の制御を行うのに必要とされる目標変速油圧および目標挟圧油圧以上のライン油圧ＰＬが得られるように、オイルポンプ２７を駆動する必要がある。この場合、必要とされる目標変速油圧および目標挟圧油圧は、例えば、図６に示すように設定される。この図６は、入力軸回転速度ＮＩＮおよび入力トルクを一定とした条件下で、ベルト式無段変速機４０の変速比γに応じて必要とされる目標変速油圧および目標挟圧油圧の設定値の変化の一例を示している。図中の破線は目標変速油圧の変化を示し、一点鎖線は目標挟圧油圧の変化を示している。   Here, since the transmission hydraulic pressure PIN and the pinching hydraulic pressure POUT are obtained by adjusting the line hydraulic pressure PL as the original pressure, the line hydraulic pressure PL needs to be at least equal to or greater than the transmission hydraulic pressure PIN and the clamping hydraulic pressure POUT. For this reason, the oil pump 27 is set so that the target transmission hydraulic pressure and the line hydraulic pressure PL equal to or higher than the target clamping hydraulic pressure required to control the transmission gear ratio γ and the clamping pressure of the belt-type continuously variable transmission 40 are obtained. Need to drive. In this case, the required target transmission hydraulic pressure and target clamping hydraulic pressure are set as shown in FIG. 6, for example. FIG. 6 shows the set values of the target transmission hydraulic pressure and the target clamping hydraulic pressure that are required according to the transmission gear ratio γ of the belt-type continuously variable transmission 40 under the condition that the input shaft rotational speed NIN and the input torque are constant. An example of the change is shown. The broken line in the figure indicates the change in the target transmission hydraulic pressure, and the alternate long and short dash line indicates the change in the target clamping hydraulic pressure.

変速比γがγ１よりも低い増速側（図中左側）では、目標挟圧油圧に比べ目標変速油圧が高く設定され、その差は増速度が高くなるほど大きくなる。一方、変速比γがγ１よりも高い減速側（図中右側）では、目標変速油圧に比べ目標挟圧油圧が高く設定され、その差は減速度が高くなるほど大きくなる。つまり、目標変速油圧および目標挟圧油圧の設定値は変速比γの変化にともなって（上記変速比γ１を切換点として）逆転する。そして、オイルポンプ２７の駆動損失を抑制するためには、変速比γがγ１よりも高い場合、ライン油圧ＰＬを目標挟圧油圧に比べ同じもしくは僅かに高く設定することが好ましく、また、変速比γがγ１よりも低い場合、ライン油圧ＰＬを目標変速油圧に比べ同じもしくは僅かに高く設定することが好ましい。なお、その変速比γ１の具体的な値としては変速比「１」が挙げられるが、油圧アクチュエータ４１３，４２３の面積に依存するため、これに限定されるものではない。   On the speed increasing side (left side in the figure) where the speed ratio γ is lower than γ1, the target transmission hydraulic pressure is set higher than the target clamping hydraulic pressure, and the difference increases as the acceleration increases. On the other hand, on the deceleration side (right side in the figure) where the gear ratio γ is higher than γ1, the target clamping hydraulic pressure is set higher than the target transmission hydraulic pressure, and the difference increases as the deceleration increases. That is, the set values of the target transmission hydraulic pressure and the target clamping hydraulic pressure reverse with the change of the transmission gear ratio γ (using the transmission gear ratio γ1 as a switching point). In order to suppress the drive loss of the oil pump 27, when the speed ratio γ is higher than γ1, it is preferable to set the line oil pressure PL to be equal to or slightly higher than the target clamping oil pressure. When γ is lower than γ1, it is preferable to set the line oil pressure PL equal to or slightly higher than the target transmission oil pressure. A specific value of the gear ratio γ1 is a gear ratio “1”, but is not limited to this because it depends on the area of the hydraulic actuators 413 and 423.

減圧バルブ１８０は、上記プライマリレギュレータバルブ１１０の制御油圧室１１３ｃに導入される油圧を調整する調圧弁である。減圧バルブ１８０は、プライマリレギュレータバルブ１１０とリニアソレノイドバルブＳＬＴとの間に設けられている。具体的に、減圧バルブ１８０は、軸方向へ移動可能なスプール１８１と、そのスプール１８１を一方へ付勢する付勢手段としてのスプリング１８２とを備えている。図３においては、スプール１８１が上下に摺動可能に設けられている。減圧バルブ１８０には、制御ポート１８５と、入力ポート１８６と、出力ポート１８７と、フィードバックポート１８８とが設けられている。   The pressure reducing valve 180 is a pressure regulating valve that adjusts the hydraulic pressure introduced into the control hydraulic chamber 113 c of the primary regulator valve 110. The pressure reducing valve 180 is provided between the primary regulator valve 110 and the linear solenoid valve SLT. Specifically, the pressure reducing valve 180 includes a spool 181 that is movable in the axial direction, and a spring 182 as a biasing means that biases the spool 181 in one direction. In FIG. 3, a spool 181 is provided so as to be slidable up and down. The pressure reducing valve 180 is provided with a control port 185, an input port 186, an output port 187, and a feedback port 188.

スプール１８１によって、入力ポート１８６と出力ポート１８７とが連通・遮断される。スプリング１８２は、スプール１８１の一端側（図３では下端側）に設けられたスプリング室１８４に圧縮状態で配置されている。スプリング１８２の付勢力によって、入力ポート１８６と出力ポート１８７とを遮断する方向（図３では上方）にスプール１８１が押圧されている。   The spool 181 communicates and blocks the input port 186 and the output port 187. The spring 182 is disposed in a compressed state in a spring chamber 184 provided on one end side (the lower end side in FIG. 3) of the spool 181. Due to the biasing force of the spring 182, the spool 181 is pressed in a direction (upward in FIG. 3) in which the input port 186 and the output port 187 are blocked.

制御ポート１８５は、スプール１８１の他端側（図３では上端側）に設けられる制御油圧室１８３に接続されている。また、制御ポート１８５は、油路１０４を介してリニアソレノイドバルブＳＬＴの出力ポートＳＬＴｂに接続されている。この制御ポート１８５を介して、制御油圧室１８３にリニアソレノイドバルブＳＬＴの出力油圧（制御油圧）ＰＳＬＴが供給される。   The control port 185 is connected to a control hydraulic chamber 183 provided on the other end side (the upper end side in FIG. 3) of the spool 181. The control port 185 is connected to the output port SLTb of the linear solenoid valve SLT via the oil passage 104. Via this control port 185, the output hydraulic pressure (control hydraulic pressure) PSLT of the linear solenoid valve SLT is supplied to the control hydraulic pressure chamber 183.

入力ポート１８６は、図示しない第１モジュレータバルブに接続されている。この入力ポート１８６を介して、ライン油圧ＰＬを元圧として第１モジュレータバルブにより調圧された第１モジュレータ油圧ＰＭ１が入力されるようになっている。出力ポート１８７は、油路１０３を介して上述したプライマリレギュレータバルブ１１０の制御ポート１１５ｃに接続されている。そして、この減圧バルブ１８０によって減圧された油圧（出力油圧ＰＣＴＬ）が出力ポート１８７から出力されるようになっている。   The input port 186 is connected to a first modulator valve (not shown). Via this input port 186, the first modulator oil pressure PM1 regulated by the first modulator valve using the line oil pressure PL as the original pressure is inputted. The output port 187 is connected to the control port 115 c of the primary regulator valve 110 described above via the oil passage 103. The hydraulic pressure (output hydraulic pressure PCTL) reduced by the pressure reducing valve 180 is output from the output port 187.

フィードバックポート１８８は、上記スプリング室１８４に接続されている。また、フィードバックポート１８８は、油路１０３に接続されている。このフィードバックポート１８８を介して、スプリング室１８４に上記出力油圧ＰＣＴＬと等しい油圧が供給される。   The feedback port 188 is connected to the spring chamber 184. The feedback port 188 is connected to the oil passage 103. A hydraulic pressure equal to the output hydraulic pressure PCTL is supplied to the spring chamber 184 via the feedback port 188.

スプール１８１は、制御油圧室１８３に導入される上記制御油圧ＰＳＬＴと、スプリング室１８４に導入される上記出力油圧ＰＣＴＬおよびスプリング１８２の付勢力の合成力とのバランスにより上下に摺動する。この場合、スプリング１８２の付勢力が上記制御油圧ＰＳＬＴによる力に勝っている間は、スプール１８１が他端側に固定された状態になっており、入力ポート１８６と出力ポート１８７とが遮断されている。この状態では、上記出力油圧ＰＣＴＬは、スプリング室１８４およびプライマリレギュレータバルブ１１０の制御油圧室１１３ｃへは導入されない。   The spool 181 slides up and down by a balance between the control hydraulic pressure PSLT introduced into the control hydraulic chamber 183 and the combined force of the output hydraulic pressure PCTL introduced into the spring chamber 184 and the urging force of the spring 182. In this case, while the urging force of the spring 182 exceeds the force by the control hydraulic pressure PSLT, the spool 181 is fixed to the other end side, and the input port 186 and the output port 187 are blocked. Yes. In this state, the output hydraulic pressure PCTL is not introduced into the spring chamber 184 and the control hydraulic chamber 113c of the primary regulator valve 110.

一方、上記制御油圧ＰＳＬＴによる力がスプリング１８２の付勢力に勝ると、スプール１８１の一端側への移動が許容されるようになる。これにともない、入力ポート１８６と出力ポート１８７とが連通され、これにより、上記出力油圧ＰＣＴＬが、油路１０３を介して、スプリング室１８４およびプライマリレギュレータバルブ１１０の制御油圧室１１３ｃへ導入されるようになる。   On the other hand, when the force by the control hydraulic pressure PSLT exceeds the urging force of the spring 182, movement of the spool 181 to one end side is allowed. Accordingly, the input port 186 and the output port 187 communicate with each other, so that the output hydraulic pressure PCTL is introduced into the spring chamber 184 and the control hydraulic chamber 113c of the primary regulator valve 110 via the oil passage 103. become.

出力ポート１８７から出力される出力油圧ＰＣＴＬは、スプリング１８２の付勢力（荷重）をＷ１、フィードバックポート１８８を介して供給される上記出力油圧ＰＣＴＬのスプール１８１への作用面積（受圧面積）をＳ１とすると、［ＰＳＬＴ−Ｗ１／Ｓ１］、となる。したがって、図４に示すように、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴを制御することで、減圧バルブ１８０の出力油圧ＰＣＴＬの調圧制御を行うことが可能になっている。   The output hydraulic pressure PCTL output from the output port 187 has an urging force (load) of the spring 182 as W1, and an action area (pressure receiving area) of the output hydraulic pressure PCTL supplied to the spool 181 via the feedback port 188 as S1. Then, [PSLT-W1 / S1] is obtained. Therefore, as shown in FIG. 4, by controlling the control oil pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT, the pressure adjustment control of the output oil pressure PCTL of the pressure reducing valve 180 can be performed.

このように、減圧バルブ１８０により、上記出力油圧ＰＣＴＬは、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴに対しスプリング１８２の付勢力に相当する油圧だけ減圧されたものとなっている。これにより、リニアソレノイドバルブＳＬＴを、後述するように、ライン油圧ＰＬの調圧制御のためだけではなく、ロックアップクラッチ２６の係合・解放制御のためにも用いることが可能になっている。   Thus, the output hydraulic pressure PCTL is reduced by the pressure reducing valve 180 by the hydraulic pressure corresponding to the urging force of the spring 182 with respect to the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT. As a result, the linear solenoid valve SLT can be used not only for pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL but also for engagement / release control of the lockup clutch 26, as will be described later.

マニュアルバルブ１７０は、シフトレバー８７の操作にしたがって前後進切換装置３０の前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１への油圧供給を切り換える切換弁である。マニュアルバルブ１７０は、シフトレバー８７のパーキング位置「Ｐ」、リバース位置「Ｒ」、ニュートラル位置「Ｎ」、ドライブ位置「Ｄ」などの各シフト位置に対応して切り換えられる。   The manual valve 170 is a switching valve that switches hydraulic pressure supply to the forward clutch C1 and the reverse brake B1 of the forward / reverse switching device 30 in accordance with the operation of the shift lever 87. The manual valve 170 is switched corresponding to each shift position such as the parking position “P”, the reverse position “R”, the neutral position “N”, the drive position “D”, etc. of the shift lever 87.

マニュアルバルブ１７０が、シフトレバー８７のパーキング位置「Ｐ」およびニュートラル位置「Ｎ」に対応して切り換えられている場合、前進用クラッチＣ１の油圧サーボおよび後進用ブレーキＢ１の油圧サーボへは油圧は供給されない。前進用クラッチＣ１の油圧サーボおよび後進用ブレーキＢ１の油圧サーボの作動油は、マニュアルバルブ１７０を介してドレーンされる。これにより、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１がともに解放される。   When the manual valve 170 is switched corresponding to the parking position “P” and the neutral position “N” of the shift lever 87, the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo of the forward clutch C1 and the hydraulic servo of the reverse brake B1. Not. The hydraulic fluid of the hydraulic servo of the forward clutch C1 and the hydraulic servo of the reverse brake B1 is drained through the manual valve 170. As a result, both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released.

マニュアルバルブ１７０が、シフトレバー８７のリバース位置「Ｒ」に対応して切り換えられている場合、後進用ブレーキＢ１の油圧サーボへは油圧が供給される一方、前進用クラッチＣ１の油圧サーボへは油圧は供給されない。前進用クラッチＣ１の油圧サーボの作動油は、マニュアルバルブ１７０を介してドレーンされる。これにより、後進用ブレーキＢ１が係合されるとともに、前進用クラッチＣ１が解放される。   When the manual valve 170 is switched corresponding to the reverse position “R” of the shift lever 87, the hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo of the reverse brake B1, while the hydraulic pressure of the forward clutch C1 is hydraulic. Is not supplied. The hydraulic fluid of the hydraulic servo of the forward clutch C1 is drained through the manual valve 170. As a result, the reverse brake B1 is engaged and the forward clutch C1 is released.

マニュアルバルブ１７０が、シフトレバー８７のドライブ位置「Ｄ」に対応して切り換えられている場合、入力ポート１７６および出力ポート１７７が連通され、前進用クラッチＣ１の油圧サーボへ油圧が供給される。一方、後進用ブレーキＢ１の油圧サーボへは油圧は供給されない。後進用ブレーキＢ１の油圧サーボの作動油は、マニュアルバルブ１７０を介してドレーンされる。これにより、前進用クラッチＣ１が係合されるとともに、後進用ブレーキＢ１が解放される。前進用クラッチＣ１の係合にともなう油圧供給は、次に述べるガレージシフトバルブ１６０を介して行われる。   When the manual valve 170 is switched corresponding to the drive position “D” of the shift lever 87, the input port 176 and the output port 177 are communicated to supply hydraulic pressure to the hydraulic servo of the forward clutch C1. On the other hand, no hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo of the reverse brake B1. The hydraulic fluid of the hydraulic servo of the reverse brake B1 is drained through the manual valve 170. As a result, the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released. The hydraulic pressure supply accompanying the engagement of the forward clutch C1 is performed through a garage shift valve 160 described below.

ガレージシフトバルブ１６０は、ガレージシフトの際、前後進切換装置３０の走行用摩擦係合要素（前進用クラッチＣ１、後進用ブレーキＢ１）の係合過渡時と係合時（完全係合時）とに対応して油路を切り換える切換弁である。このガレージシフトバルブ１６０の切り換えにより、例えば、車両発進時などにシフトレバー８７がパーキング位置「Ｐ」やニュートラル位置「Ｎ」などの非走行位置からドライブ位置「Ｄ」などの走行位置へ操作された際、前進用クラッチＣ１の油圧サーボへの供給油圧が、係合過渡時に対応する係合過渡油圧と、完全係合時に対応する係合保持油圧とに切り換えられる。同様に、シフトレバー８７がリバース位置「Ｒ」に操作された際にも、ガレージシフトバルブ１６０の切り換えにより、後進用ブレーキＢ１の油圧サーボへの供給油圧が、係合過渡時に対応する係合過渡油圧と、完全係合時に対応する係合保持油圧とに切り換えられる。なお、ここでは、ガレージシフトバルブ１６０により、前進用クラッチＣ１の油圧サーボへの供給油圧を切り換える場合について代表して説明する。   When the garage shift is performed, the garage shift valve 160 is used when the travel friction engagement elements (forward clutch C1 and reverse brake B1) of the forward / reverse switching device 30 are engaged and engaged (when fully engaged). This is a switching valve that switches the oil passage in response to. By switching the garage shift valve 160, for example, the shift lever 87 is operated from the non-traveling position such as the parking position “P” or the neutral position “N” to the traveling position such as the drive position “D” when starting the vehicle. At this time, the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo of the forward clutch C1 is switched between the engagement transient hydraulic pressure corresponding to the engagement transition and the engagement holding hydraulic pressure corresponding to the complete engagement. Similarly, when the shift lever 87 is operated to the reverse position “R”, switching of the garage shift valve 160 causes the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo of the reverse brake B1 to correspond to the engagement transient. It is switched between the hydraulic pressure and the engagement holding hydraulic pressure corresponding to the complete engagement. Here, the case where the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo of the forward clutch C1 is switched by the garage shift valve 160 will be described as a representative.

具体的には、ガレージシフトバルブ１６０は、前進用クラッチＣ１の係合過渡時には、図３の左半分に示すコントロール位置に切り換えられ、前進用クラッチＣ１の完全係合時には、図３の右半分に示すノーマル位置に切り換えられるように構成されている。ガレージシフトバルブ１６０の切り換えは、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１の出力油圧（制御油圧）ＰＳＬ１を制御することによって行われる。   Specifically, the garage shift valve 160 is switched to the control position shown in the left half of FIG. 3 when the forward clutch C1 is engaged, and to the right half of FIG. 3 when the forward clutch C1 is fully engaged. It is configured to be switched to the normal position shown. The garage shift valve 160 is switched by controlling the output hydraulic pressure (control hydraulic pressure) PSL1 of the ON-OFF solenoid valve SL1.

ガレージシフトバルブ１６０は、軸方向へ移動可能なスプール１６１と、そのスプール１６１を一方へ付勢する付勢手段としてのスプリング１６２とを備えている。図３においては、スプール１６１が上下に摺動可能に設けられている。スプリング１６２は、スプール１６１の一端側（図３では下端側）に設けられたスプリング室１６４に圧縮状態で配置されている。スプリング１６２の付勢力によって、ガレージシフトバルブ１６０を上記ノーマル位置に保持する方向（図３では上方）へスプール１６１が押圧されている。ガレージシフトバルブ１６０には、制御ポート１６５と、入力ポート１６６ａ，１６６ｂ，１６６ｃと、出力ポート１６７ａ，１６７ｂと、ドレーンポート１６９ａ，１６９ｂとが設けられている。   The garage shift valve 160 includes a spool 161 that is movable in the axial direction, and a spring 162 that serves as a biasing means that biases the spool 161 in one direction. In FIG. 3, a spool 161 is slidable up and down. The spring 162 is disposed in a compressed state in a spring chamber 164 provided on one end side (the lower end side in FIG. 3) of the spool 161. Due to the urging force of the spring 162, the spool 161 is pressed in a direction (upward in FIG. 3) to hold the garage shift valve 160 in the normal position. The garage shift valve 160 is provided with a control port 165, input ports 166a, 166b, 166c, output ports 167a, 167b, and drain ports 169a, 169b.

制御ポート１６５は、スプール１６１の他端側（図３では上端側）に設けられる制御油圧室１６３に接続されている。また、制御ポート１６５は、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１の出力ポートＳＬ１ｂに接続されている。この制御ポート１６５を介して、制御油圧室１６３にＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１の制御油圧ＰＳＬ１が供給される。   The control port 165 is connected to a control hydraulic chamber 163 provided on the other end side (the upper end side in FIG. 3) of the spool 161. The control port 165 is connected to the output port SL1b of the ON-OFF solenoid valve SL1. The control hydraulic pressure PSL1 of the ON-OFF solenoid valve SL1 is supplied to the control hydraulic pressure chamber 163 via the control port 165.

入力ポート１６６ａは、図示しない第２モジュレータバルブに接続されている。この入力ポート１６６ａを介して、ライン油圧ＰＬを元圧として第２モジュレータバルブにより調圧された第２モジュレータ油圧ＰＭ２が入力されるようになっている。入力ポート１６６ｂ，１６６ｃは、油路１０５を介してリニアソレノイドバルブＳＬＴの出力ポートＳＬＴｃにそれぞれ接続されている。入力ポート１６６ｂ，１６６ｃを介して、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴがそれぞれ入力されるようになっている。なお、上記第２モジュレータバルブはプライマリレギュレータバルブ１１０の下流側に設けられ、この第２モジュレータバルブの下流側に上記第１モジュレータバルブが設けられる。このため、上記第２モジュレータ油圧ＰＭ２は、上記第１モジュレータ油圧ＰＭ１に比べ高く設定されるようになっている。   The input port 166a is connected to a second modulator valve (not shown). Via this input port 166a, the second modulator oil pressure PM2 regulated by the second modulator valve using the line oil pressure PL as a source pressure is inputted. The input ports 166b and 166c are connected to the output port SLTc of the linear solenoid valve SLT via the oil passage 105, respectively. The control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT is input via the input ports 166b and 166c. The second modulator valve is provided on the downstream side of the primary regulator valve 110, and the first modulator valve is provided on the downstream side of the second modulator valve. For this reason, the second modulator oil pressure PM2 is set higher than the first modulator oil pressure PM1.

出力ポート１６７ａは、油路１０７を介してマニュアルバルブ１７０の入力ポート１７６に接続されている。出力ポート１６７ｂは、油路１０８を介してロックアップコントロールバルブ１４０のバックアップポート１４５ｂに接続されている。ドレーンポート１６９ｂは、スプリング室１６４に接続されている。   The output port 167a is connected to the input port 176 of the manual valve 170 via the oil passage 107. The output port 167 b is connected to the backup port 145 b of the lockup control valve 140 through the oil passage 108. The drain port 169b is connected to the spring chamber 164.

続いて、ガレージシフトバルブ１６０の切り換え動作について説明する。   Subsequently, the switching operation of the garage shift valve 160 will be described.

この実施形態では、ガレージシフトバルブ１６０の切り換えを行うための制御弁として、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１が設けられている。ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１は、電子制御装置８０から送られる指令にしたがって、ＯＮ状態とＯＦＦ状態とを切り換えるように構成されている。ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１として、以下に述べるようなノーマルクローズタイプの電磁弁を用いることが可能であるが、ノーマルオープンタイプの電磁弁を用いる構成としてもよい。なお、ガレージシフトバルブ１６０の切り換えを行うための制御弁として、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１の代わりに、リニアタイプの電磁弁や、デューティタイプの電磁弁、三方弁タイプの電磁弁などを用いることが可能である。   In this embodiment, an ON-OFF solenoid valve SL1 is provided as a control valve for switching the garage shift valve 160. The ON-OFF solenoid valve SL1 is configured to switch between an ON state and an OFF state in accordance with a command sent from the electronic control unit 80. As the ON-OFF solenoid valve SL1, a normally closed type solenoid valve as described below can be used, but a configuration using a normally open type solenoid valve may be used. As a control valve for switching the garage shift valve 160, a linear type solenoid valve, a duty type solenoid valve, a three-way valve type solenoid valve, or the like may be used instead of the ON-OFF solenoid valve SL1. Is possible.

具体的には、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１が通電時であるＯＮ状態のとき、所定の制御油圧ＰＳＬ１が出力ポートＳＬ１ｂから出力され、その制御油圧ＰＳＬ１がガレージシフトバルブ１６０へ供給される。そして、その制御油圧ＰＳＬ１によってスプール１６１がスプリング１６２の付勢力に抗して下方に移動する。これにより、ガレージシフトバルブ１６０がコントロール位置に保持される。一方、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１が非通電時であるＯＦＦ状態のとき、その制御油圧ＰＳＬ１の出力が停止される。そして、スプリング１６２の付勢力によってスプール１６１が上方に移動する。これにより、ガレージシフトバルブ１６０がノーマル位置に保持される。なお、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１には、上記第１モジュレータバルブにより調圧された上記第１モジュレータ油圧ＰＭ１が、入力ポートＳＬ１ａを介して導入される。   Specifically, when the ON-OFF solenoid valve SL1 is in an ON state when energized, a predetermined control oil pressure PSL1 is output from the output port SL1b, and the control oil pressure PSL1 is supplied to the garage shift valve 160. Then, the spool 161 moves downward against the urging force of the spring 162 by the control hydraulic pressure PSL1. As a result, the garage shift valve 160 is held in the control position. On the other hand, when the ON-OFF solenoid valve SL1 is in the OFF state, which is a non-energized state, the output of the control hydraulic pressure PSL1 is stopped. The spool 161 is moved upward by the biasing force of the spring 162. As a result, the garage shift valve 160 is held in the normal position. The first modulator hydraulic pressure PM1 regulated by the first modulator valve is introduced into the ON-OFF solenoid valve SL1 via the input port SL1a.

そして、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１は、前後進切換装置３０の前進用クラッチＣ１の係合過渡時、言い換えれば、前進用クラッチＣ１の係合動作が開始されてから前進用クラッチＣ１が完全係合状態に至るまでの間は、ＯＮ状態に制御される。これにともない、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１の制御油圧ＰＳＬ１が制御ポート１６５を介して制御油圧室１６３に導入され、ガレージシフトバルブ１６０がコントロール位置に保持される。これにより、入力ポート１６６ｂおよび出力ポート１６７ａ、入力ポート１６６ｃおよび出力ポート１６７ｂがそれぞれ連通される。   The ON-OFF solenoid valve SL1 is fully engaged when the forward clutch C1 of the forward / reverse switching device 30 is engaged, in other words, after the forward clutch C1 is engaged. Until reaching the state, it is controlled to be in the ON state. Accordingly, the control hydraulic pressure PSL1 of the ON-OFF solenoid valve SL1 is introduced into the control hydraulic pressure chamber 163 via the control port 165, and the garage shift valve 160 is held at the control position. As a result, the input port 166b and the output port 167a communicate with the input port 166c and the output port 167b, respectively.

この場合、マニュアルバルブ１７０の入力ポート１７６および出力ポート１７７が連通されているので、入力ポート１６６ｂおよび出力ポート１６７ａの連通により、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴが前進用クラッチＣ１の油圧サーボへ供給されるようになる。したがって、前進用クラッチＣ１の係合過渡時に油圧サーボに供給される係合過渡油圧が上記制御油圧ＰＳＬＴになっている。こうして、リニアソレノイドバルブＳＬＴにより前進用クラッチＣ１の係合過渡制御が行われる。ここで、係合過渡油圧としてのリニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴは励磁電流に応じてリニアに変化するため（図５参照）、ガレージシフトの際、前進用クラッチＣ１のスムーズな係合が可能になり、前進用クラッチＣ１の係合にともなうショックの抑制が可能になる。また、入力ポート１６６ｃおよび出力ポート１６７ｂの連通により、上記制御油圧ＰＳＬＴが油路１０８を介してロックアップコントロールバルブ１４０のスプリング室１４４ａへ供給されるようになる。   In this case, since the input port 176 and the output port 177 of the manual valve 170 are connected, the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT is supplied to the hydraulic servo of the forward clutch C1 by the communication of the input port 166b and the output port 167a. Will come to be. Accordingly, the engagement hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo at the time of engagement transition of the forward clutch C1 is the control hydraulic pressure PSLT. Thus, the engagement transient control of the forward clutch C1 is performed by the linear solenoid valve SLT. Here, since the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT as the engagement transient hydraulic pressure changes linearly according to the excitation current (see FIG. 5), the forward clutch C1 can be smoothly engaged during the garage shift. Thus, the shock accompanying the engagement of the forward clutch C1 can be suppressed. Further, the control hydraulic pressure PSLT is supplied to the spring chamber 144a of the lockup control valve 140 through the oil passage 108 by the communication between the input port 166c and the output port 167b.

一方、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１は、前進用クラッチＣ１が完全に係合した完全係合時（例えば、定常走行時など）にはＯＦＦ状態に制御される。この場合、制御油圧室１６３へのＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１の制御油圧ＰＳＬ１の供給が停止されるので、ガレージシフトバルブ１６０はノーマル位置に保持される。これにより、入力ポート１６６ａおよび出力ポート１６７ａが連通される。この場合、マニュアルバルブ１７０の入力ポート１７６および出力ポート１７７が連通されているので、入力ポート１６６ａおよび出力ポート１６７ａの連通により、上記第２モジュレータ油圧ＰＭ２が前進用クラッチＣ１の油圧サーボへ供給されるようになる。したがって、前進用クラッチＣ１の完全係合時に油圧サーボに供給される係合保持油圧が上記第２モジュレータ油圧ＰＭ２になっている。ここで、上記第２モジュレータ油圧ＰＭ２は、上記制御油圧ＰＳＬＴ以上の一定油圧（クラッチ圧）に設定されており、前進用クラッチＣ１を完全係合状態で確実に保持することが可能になる。   On the other hand, the ON-OFF solenoid valve SL1 is controlled to be in an OFF state when the forward clutch C1 is completely engaged (for example, during steady running). In this case, the supply of the control hydraulic pressure PSL1 of the ON-OFF solenoid valve SL1 to the control hydraulic pressure chamber 163 is stopped, so that the garage shift valve 160 is held at the normal position. Thereby, the input port 166a and the output port 167a are communicated. In this case, since the input port 176 and the output port 177 of the manual valve 170 are in communication, the communication of the input port 166a and the output port 167a supplies the second modulator hydraulic pressure PM2 to the hydraulic servo of the forward clutch C1. It becomes like this. Therefore, the engagement holding hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo when the forward clutch C1 is completely engaged is the second modulator hydraulic pressure PM2. Here, the second modulator oil pressure PM2 is set to a constant oil pressure (clutch pressure) equal to or higher than the control oil pressure PSLT, and the forward clutch C1 can be reliably held in the fully engaged state.

なお、上記以外の場合（係合過渡時と完全係合時以外の場合）には、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１はＯＦＦ状態に制御され、ガレージシフトバルブ１６０はノーマル位置に保持される。しかし、シフトレバー８７のドライブ位置「Ｄ」などの走行位置以外の位置に対応してマニュアルバルブ１７０が切り換えられていれば、マニュアルバルブ１７０の入力ポート１７６および出力ポート１７７が遮断されるため、上記第２モジュレータ油圧ＰＭ２が前進用クラッチＣ１の油圧サーボへ供給されることはない。   In other cases than the above (when the engagement is transitional or not completely engaged), the ON-OFF solenoid valve SL1 is controlled to be in the OFF state, and the garage shift valve 160 is held at the normal position. However, if the manual valve 170 is switched corresponding to a position other than the traveling position such as the drive position “D” of the shift lever 87, the input port 176 and the output port 177 of the manual valve 170 are blocked, and thus The second modulator hydraulic pressure PM2 is not supplied to the hydraulic servo of the forward clutch C1.

ロックアップコントロールバルブ１４０は、ロックアップクラッチ２６の係合・解放を制御するものである。具体的には、ロックアップコントロールバルブ１４０は、ロックアップ差圧ΔＰ（ΔＰ＝ロックアップ係合油圧ＰＯＮ−ロックアップ解放油圧ＰＯＦＦ）を制御することによって、ロックアップクラッチ２６の係合・解放を制御するように構成されている。ロックアップコントロールバルブ１４０によるロックアップ差圧ΔＰの制御は、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴを制御することによって行われる。   The lock-up control valve 140 controls engagement / release of the lock-up clutch 26. Specifically, the lockup control valve 140 controls the engagement / release of the lockup clutch 26 by controlling the lockup differential pressure ΔP (ΔP = lockup engagement hydraulic pressure PON−lockup release hydraulic pressure POFF). Is configured to do. Control of the lockup differential pressure ΔP by the lockup control valve 140 is performed by controlling the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT.

ロックアップコントロールバルブ１４０は、軸方向へ移動可能なスプール１４１と、そのスプール１４１を一方へ付勢する付勢手段としてのスプリング１４２とを備えている。図３においては、スプール１４１が上下に摺動可能に設けられている。スプリング１４２は、スプール１４１の一端側（図３では下端側）に設けられたスプリング室１４４ａに圧縮状態で配置されている。スプリング１４２の付勢力によって、ロックアップコントロールバルブ１４０を図３の左半分に示すＯＦＦ位置に保持する方向（図３では上方）へスプール１４１が押圧されている。ロックアップコントロールバルブ１４０には、制御ポート１４５ａと、バックアップポート１４５ｂと、入力ポート１４６ａ，１４６ｂと、解放側ポート１４７ａと、係合側ポート１４７ｂと、フィードバックポート１４８と、ドレーンポート１４９ａ，１４９ｂとが設けられている。   The lockup control valve 140 includes a spool 141 that is movable in the axial direction, and a spring 142 that serves as a biasing unit that biases the spool 141 in one direction. In FIG. 3, the spool 141 is slidable up and down. The spring 142 is disposed in a compressed state in a spring chamber 144a provided on one end side (the lower end side in FIG. 3) of the spool 141. Due to the biasing force of the spring 142, the spool 141 is pressed in a direction (upward in FIG. 3) to hold the lockup control valve 140 in the OFF position shown in the left half of FIG. The lockup control valve 140 includes a control port 145a, a backup port 145b, input ports 146a and 146b, a release side port 147a, an engagement side port 147b, a feedback port 148, and drain ports 149a and 149b. Is provided.

制御ポート１４５ａは、スプール１４１の他端側（図３では上端側）に設けられる制御油圧室１４３に接続されている。また、制御ポート１４５ａは、油路１０５を介してリニアソレノイドバルブＳＬＴの出力ポートＳＬＴｃに接続されている。この制御ポート１４５ａを介して、制御油圧室１４３にリニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴが供給される。   The control port 145a is connected to a control hydraulic chamber 143 provided on the other end side (the upper end side in FIG. 3) of the spool 141. The control port 145a is connected to the output port SLTc of the linear solenoid valve SLT via the oil passage 105. The control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT is supplied to the control hydraulic pressure chamber 143 via the control port 145a.

バックアップポート１４５ｂは、上記スプリング室１４４ａに接続されている。また、バックアップポート１４５ｂは、油路１０８を介してガレージシフトバルブ１６０の出力ポート１６７ｂに接続されている。ガレージシフトバルブ１６０がコントロール位置に保持されている場合、このバックアップポート１４５ｂを介して、スプリング室１４４ａに上記制御油圧ＰＳＬＴが供給される。   The backup port 145b is connected to the spring chamber 144a. The backup port 145b is connected to the output port 167b of the garage shift valve 160 via the oil passage 108. When the garage shift valve 160 is held at the control position, the control hydraulic pressure PSLT is supplied to the spring chamber 144a via the backup port 145b.

入力ポート１４６ａ，１４６ｂは、プライマリレギュレータバルブ１１０の出力ポート１１７に接続された図示しないセカンダリレギュレータバルブにそれぞれ接続されている。入力ポート１４６ａ，１４６ｂを介して、セカンダリレギュレータバルブによって調圧されたセカンダリ油圧ＰＳＥＣが入力されるようになっている。   The input ports 146a and 146b are respectively connected to a secondary regulator valve (not shown) connected to the output port 117 of the primary regulator valve 110. The secondary hydraulic pressure PSEC regulated by the secondary regulator valve is input via the input ports 146a and 146b.

解放側ポート１４７ａは、油路１０６ａを介してロックアップクラッチ２６の解放側油圧室２６２に接続されている。係合側ポート１４７ｂは、油路１０６ｂを介してロックアップクラッチ２６の係合側油圧室２６１に接続されている。   The release side port 147a is connected to the release side hydraulic chamber 262 of the lockup clutch 26 through the oil passage 106a. The engagement side port 147b is connected to the engagement side hydraulic chamber 261 of the lockup clutch 26 via the oil passage 106b.

フィードバックポート１４８は、スプール１４１の一端側に設けられたフィードバック油圧室１４４ｂに接続されている。また、フィードバックポート１４８は、油路１０６ｂに接続されている。このフィードバックポート１４８を介して、フィードバック油圧室１４４ｂにロックアップ係合油圧ＰＯＮと等しい油圧が供給される。ドレーンポート１４９ｂは、図示しない潤滑回路と連通している。   The feedback port 148 is connected to a feedback hydraulic chamber 144 b provided on one end side of the spool 141. The feedback port 148 is connected to the oil passage 106b. Through this feedback port 148, a hydraulic pressure equal to the lockup engagement hydraulic pressure PON is supplied to the feedback hydraulic chamber 144b. The drain port 149b communicates with a lubrication circuit (not shown).

続いて、ロックアップコントロールバルブ１４０によるロックアップクラッチ２６の動作について説明する。   Next, the operation of the lockup clutch 26 by the lockup control valve 140 will be described.

リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴが制御ポート１４５ａを介して制御油圧室１４３に導入されると、ロックアップコントロールバルブ１４０は、その制御油圧ＰＳＬＴに応じてスプール１４１がスプリング１４２の付勢力に抗して下方に移動した状態（ＯＮ状態）となる。この場合、上記制御油圧ＰＳＬＴを高くするほど、スプール１４１が下方に移動する。図３の右半分には、スプール１４１が最大限下方に移動した状態を示している。この図３の右半分に示す状態では、入力ポート１４６ｂおよび係合側ポート１４７ｂ、解放側ポート１４７ａおよびドレーンポート１４９ａがそれぞれ連通される。このとき、ロックアップクラッチ２６は完全係合状態になっている。   When the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT is introduced into the control hydraulic pressure chamber 143 via the control port 145a, the lock-up control valve 140 causes the spool 141 to resist the biasing force of the spring 142 in accordance with the control hydraulic pressure PSLT. Thus, the state is moved downward (ON state). In this case, the spool 141 moves downward as the control hydraulic pressure PSLT is increased. The right half of FIG. 3 shows a state where the spool 141 has moved downward as much as possible. In the state shown in the right half of FIG. 3, the input port 146b, the engagement side port 147b, the release side port 147a, and the drain port 149a are communicated with each other. At this time, the lock-up clutch 26 is in a completely engaged state.

ロックアップコントロールバルブ１４０がＯＮ状態のとき、スプール１４１は、制御油圧室１４３に導入される上記制御油圧ＰＳＬＴ、および、解放側ポート１４７ａと入力ポート１４６ａとに作用するロックアップ解放油圧ＰＯＦＦの合成力と、フィードバック油圧室１４４ｂに導入されるロックアップ係合油圧ＰＯＮおよびスプリング１４２の付勢力の合成力とのバランスにより上下に摺動する。ここで、ロックアップクラッチ２６はロックアップ差圧ΔＰに応じて係合される。ロックアップ差圧ΔＰの制御は、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴを制御することによって行われるようになっている。上記制御油圧ＰＳＬＴは励磁電流に応じてリニアに変化するため（図５参照）、ロックアップ差圧ΔＰを連続的に調整することが可能になる。これにともない、そのロックアップ差圧ΔＰに応じてロックアップクラッチ２６の係合度合い（クラッチ容量）を連続的に変化させることが可能になる。   When the lockup control valve 140 is in the ON state, the spool 141 is a combined force of the control hydraulic pressure PSLT introduced into the control hydraulic pressure chamber 143 and the lockup release hydraulic pressure POFF acting on the release side port 147a and the input port 146a. And the lockup engagement hydraulic pressure PON introduced into the feedback hydraulic chamber 144b and the combined force of the urging force of the spring 142 slide up and down. Here, the lockup clutch 26 is engaged according to the lockup differential pressure ΔP. The lockup differential pressure ΔP is controlled by controlling the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT. Since the control hydraulic pressure PSLT changes linearly according to the excitation current (see FIG. 5), the lockup differential pressure ΔP can be continuously adjusted. Accordingly, the degree of engagement (clutch capacity) of the lockup clutch 26 can be continuously changed according to the lockup differential pressure ΔP.

より詳細には、上記制御油圧ＰＳＬＴを高くするほど、ロックアップ差圧ΔＰが大きくなり、ロックアップクラッチ２６の係合度合いが大きくなる。この場合、上記セカンダリレギュレータバルブからの作動油が、入力ポート１４６ｂ、係合側ポート１４７ｂ、油路１０６ｂを介してロックアップクラッチ２６の係合側油圧室２６１に供給される。一方、解放側油圧室２６２の作動油が、油路１０６ａ、解放側ポート１４７ａ、ドレーンポート１４９ａを介して排出される。そして、ロックアップ差圧ΔＰが所定値以上になると、ロックアップクラッチ２６は完全係合に至る。   More specifically, as the control hydraulic pressure PSLT is increased, the lockup differential pressure ΔP is increased and the degree of engagement of the lockup clutch 26 is increased. In this case, the hydraulic oil from the secondary regulator valve is supplied to the engagement side hydraulic chamber 261 of the lockup clutch 26 via the input port 146b, the engagement side port 147b, and the oil passage 106b. On the other hand, the hydraulic fluid in the release side hydraulic chamber 262 is discharged through the oil passage 106a, the release side port 147a, and the drain port 149a. When the lockup differential pressure ΔP becomes equal to or greater than a predetermined value, the lockup clutch 26 reaches full engagement.

逆に、上記制御油圧ＰＳＬＴを低くするほど、ロックアップ差圧ΔＰが小さくなり、ロックアップクラッチ２６の係合度合いが小さくなる。この場合、上記セカンダリレギュレータバルブからの作動油が、入力ポート１４６ａ、解放側ポート１４７ａ、油路１０６ａを介して解放側油圧室２６２に供給される。一方、係合側油圧室２６１の作動油が、油路１０６ｂ、係合側ポート１４７ｂ、ドレーンポート１４９ｂを介して排出される。そして、ロックアップ差圧ΔＰが負の値になると、ロックアップクラッチ２６は解放状態となる。   Conversely, the lower the control hydraulic pressure PSLT, the smaller the lockup differential pressure ΔP and the smaller the degree of engagement of the lockup clutch 26. In this case, hydraulic oil from the secondary regulator valve is supplied to the release-side hydraulic chamber 262 via the input port 146a, the release-side port 147a, and the oil passage 106a. On the other hand, the hydraulic fluid in the engagement side hydraulic chamber 261 is discharged through the oil passage 106b, the engagement side port 147b, and the drain port 149b. When the lockup differential pressure ΔP becomes a negative value, the lockup clutch 26 is released.

一方、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴの制御油圧室１４３への供給が停止されると、ロックアップコントロールバルブ１４０は、図３の左半分に示すように、スプール１４１がスプリング１４２の付勢力によって上方へ移動して原位置に保持された状態（ＯＦＦ状態）となる。このＯＦＦ状態では、入力ポート１４６ａおよび解放側ポート１４７ａ、係合側ポート１４７ｂおよびドレーンポート１４９ｂがそれぞれ連通される。このとき、ロックアップクラッチ２６は解放状態となっている。   On the other hand, when the supply of the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT to the control hydraulic chamber 143 is stopped, the lock-up control valve 140 causes the spool 141 to be moved by the biasing force of the spring 142 as shown in the left half of FIG. It moves upward and is held in its original position (OFF state). In this OFF state, the input port 146a, the release side port 147a, the engagement side port 147b, and the drain port 149b are communicated with each other. At this time, the lock-up clutch 26 is in a released state.

また、ガレージシフトバルブ１６０がコントロール位置に保持されており、前進用クラッチＣ１の係合過渡制御が行われる場合には、上述のようなロックアップクラッチ２６の係合・解放制御は行われず、ロックアップクラッチ２６を強制的に解放状態とする制御が行われる。この制御について説明する。   When the garage shift valve 160 is held at the control position and the engagement transition control of the forward clutch C1 is performed, the engagement / release control of the lockup clutch 26 as described above is not performed, and the lock Control for forcibly releasing the up clutch 26 is performed. This control will be described.

上述したように、ガレージシフトバルブ１６０がコントロール位置に保持されている場合、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴがロックアップコントロールバルブ１４０のスプリング室１４４ａに導入される。このとき、上記制御油圧ＰＳＬＴは、ロックアップコントロールバルブ１４０の制御油圧室１４３にも導入される。つまり、ロックアップコントロールバルブ１４０には、上記制御油圧ＰＳＬＴが互いに反対側の油圧室（スプール１４１の両端の油圧室）１４３，１４４ａに供給されることになる。   As described above, when the garage shift valve 160 is held at the control position, the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT is introduced into the spring chamber 144a of the lockup control valve 140. At this time, the control oil pressure PSLT is also introduced into the control oil pressure chamber 143 of the lockup control valve 140. In other words, the control hydraulic pressure PSLT is supplied to the lockup control valve 140 to the hydraulic chambers 143 and 144a on opposite sides (the hydraulic chambers at both ends of the spool 141).

ここで、それぞれの制御油圧ＰＳＬＴのスプール１４１に対する作用面積（受圧面積）を同じとすれば、スプール１４１に対するそれぞれの制御油圧ＰＳＬＴによる力が互いに打ち消し合うので、スプリング１４２の付勢力によりスプール１４１が上方へ押圧される。これにより、制御油圧室１４３へのリニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴの供給の有無にかかわらず、ロックアップコントロールバルブ１４０が、図３の左半分に示すＯＦＦ状態に保持されるようになる。これにともない、ロックアップクラッチ２６が強制的に解放状態にされる。なお、それぞれ制御油圧ＰＳＬＴのスプール１４１に対する受圧面積については、スプリング油圧室１４４ａ側の受圧面積を大きくしてもよい。   Here, if the action area (pressure receiving area) of each control hydraulic pressure PSLT with respect to the spool 141 is the same, the forces due to the respective control hydraulic pressure PSLT against the spool 141 cancel each other, so that the spool 141 is moved upward by the biasing force of the spring 142. Is pressed. Accordingly, the lockup control valve 140 is held in the OFF state shown in the left half of FIG. 3 regardless of whether or not the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT is supplied to the control hydraulic pressure chamber 143. Along with this, the lockup clutch 26 is forcibly released. As for the pressure receiving area of the control hydraulic pressure PSLT with respect to the spool 141, the pressure receiving area on the spring hydraulic chamber 144a side may be increased.

このようなロックアップクラッチ２６の強制ＯＦＦにより、例えば、車両発進時などのガレージシフトの際、リニアソレノイドバルブＳＬＴのＯＮフェールなどが発生しても、ロックアップクラッチ２６を確実に解放状態に戻すことができ、エンジンストールが発生することを防止できる。しかも、スプール１４１の両端の油圧室１４３，１４４ａに供給される油圧（上記制御油圧ＰＳＬＴ）が同じなので、その油圧の大小に関係なく、ロックアップクラッチ２６を確実に解放状態に戻すことができる。   By such a forced OFF of the lock-up clutch 26, for example, even when a linear solenoid valve SLT ON failure occurs during a garage shift such as when the vehicle starts, the lock-up clutch 26 is reliably returned to the released state. It is possible to prevent engine stall. Moreover, since the hydraulic pressure (the control hydraulic pressure PSLT) supplied to the hydraulic chambers 143 and 144a at both ends of the spool 141 is the same, the lockup clutch 26 can be reliably returned to the released state regardless of the magnitude of the hydraulic pressure.

フェールセーフバルブ１９０は、変速油圧コントロールバルブ１２０やそれを制御するリニアソレノイドバルブＳＬＰのフェール時などに、駆動側プーリ４１の油圧アクチュエータ４１３にライン油圧ＰＬを供給するために油路を切り換える切換弁である。具体的には、フェールセーフバルブ１９０は、変速油圧コントロールバルブ１２０やそれを制御するリニアソレノイドバルブＳＬＰのフェール時など、ベルト式無段変速機４０において急減速が発生する可能性がある場合には、図３の右半分に示すフェール位置に切り換えられ、それ以外の通常時には、図３の左半分に示すノーマル位置に切り換えられるように構成されている。このフェールセーフバルブ１９０の詳細については後述する。   The fail-safe valve 190 is a switching valve that switches an oil path in order to supply the line hydraulic pressure PL to the hydraulic actuator 413 of the driving pulley 41 when the transmission hydraulic pressure control valve 120 or the linear solenoid valve SLP that controls the same is failed. is there. Specifically, the fail-safe valve 190 is used when there is a possibility that sudden deceleration may occur in the belt-type continuously variable transmission 40, such as when the shift hydraulic control valve 120 or the linear solenoid valve SLP that controls the fail-control valve 120 fails. 3 is switched to the fail position shown in the right half of FIG. 3, and is switched to the normal position shown in the left half of FIG. 3 at other normal times. Details of the fail-safe valve 190 will be described later.

リニアソレノイドバルブＳＬＴ，ＳＬＰ，ＳＬＳは、例えば、ノーマルオープンタイプの電磁弁とされている。つまり、非通電時には、入力ポートと出力ポートとが連通されて入力された油圧と、電磁弁内に設けられたスプリングの付勢力とによって決まる油圧が、出力ポートより制御油圧として出力される。一方、通電時には、入力ポートから入力された油圧を電子制御装置８０から送られるデューティ信号によって決まる励磁電流に応じて調圧制御した油圧が出力ポートより制御油圧として出力される。この場合、励磁電流が大きくなるほど、制御油圧が小さくなるように調圧制御される。そして、励磁電流が所定値以上になると、制御油圧が「０」になり、制御油圧の出力が停止される。例えば、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴは、図５に示すように、励磁電流に応じてリニアに変化する。同様に、リニアソレノイドバルブＳＬＰ，ＳＬＳの制御油圧ＰＳＬＰ，ＰＳＬＳも励磁電流に応じてリニアに変化する。なお、リニアソレノイドバルブＳＬＴ，ＳＬＰ，ＳＬＳとして、ノーマルクローズタイプの電磁弁を用いる構成としてもよい。   The linear solenoid valves SLT, SLP, SLS are, for example, normally open type solenoid valves. That is, at the time of de-energization, the hydraulic pressure determined by the hydraulic pressure input through communication between the input port and the output port and the urging force of the spring provided in the electromagnetic valve is output as the control hydraulic pressure from the output port. On the other hand, when energized, the hydraulic pressure that is pressure-controlled according to the excitation current determined by the duty signal sent from the electronic control unit 80 is output from the output port as the control hydraulic pressure. In this case, the pressure adjustment control is performed so that the control hydraulic pressure decreases as the excitation current increases. When the exciting current becomes equal to or greater than a predetermined value, the control hydraulic pressure becomes “0” and the output of the control hydraulic pressure is stopped. For example, the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT changes linearly according to the excitation current as shown in FIG. Similarly, the control hydraulic pressures PSLP and PSLS of the linear solenoid valves SLP and SLS also change linearly according to the excitation current. In addition, it is good also as a structure which uses a normally closed type solenoid valve as linear solenoid valve SLT, SLP, SLS.

リニアソレノイドバルブＳＬＴは、ライン油圧ＰＬの調圧制御、ロックアップクラッチ２６の係合・解放制御、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御（係合過渡油圧の制御）、および、フェールセーフバルブ１９０の切換制御を行うために設けられている。なお、これらの制御を行うための制御弁として、リニアソレノイドバルブＳＬＴの代わりに、デューティタイプの電磁弁を用いる構成としてもよい。   The linear solenoid valve SLT includes pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL, engagement / release control of the lockup clutch 26, engagement transient control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 (control of the engagement transient hydraulic pressure), and It is provided to perform switching control of the failsafe valve 190. In addition, as a control valve for performing these controls, it is good also as a structure which uses a duty type solenoid valve instead of the linear solenoid valve SLT.

詳細には、リニアソレノイドバルブＳＬＴには、上記第２モジュレータバルブにより調圧された上記第２モジュレータ油圧ＰＭ２が、入力ポートＳＬＴａを介して導入される。そして、非通電時には、リニアソレノイドバルブＳＬＴ内に設けられたスプリングの付勢力によって決まる油圧ＰＳＬＴｍａｘが、制御油圧ＰＳＬＴとして出力され、通電時には、上記第２モジュレータ油圧ＰＭ２を励磁電流に応じてリニアに調圧制御した油圧が、制御油圧ＰＳＬＴとして出力される。   Specifically, the second modulator hydraulic pressure PM2 regulated by the second modulator valve is introduced into the linear solenoid valve SLT via the input port SLTa. When not energized, the hydraulic pressure PSLTmax determined by the urging force of the spring provided in the linear solenoid valve SLT is output as the control hydraulic pressure PSLT. When energized, the second modulator hydraulic pressure PM2 is linearly adjusted according to the excitation current. The pressure-controlled hydraulic pressure is output as the control hydraulic pressure PSLT.

出力ポートＳＬＴｂから出力される制御油圧ＰＳＬＴは、油路１０４を介して減圧バルブ１８０へ供給される。ライン油圧ＰＬの調圧制御は、その制御油圧ＰＳＬＴに基づいて直接行われるのではなく、その制御油圧ＰＳＬＴに応じて減圧バルブ１８０により減圧された出力油圧ＰＣＴＬに基づいて行われる。また、出力ポートＳＬＴｃから出力される制御油圧ＰＳＬＴは、油路１０５を介してロックアップコントロールバルブ１４０、ガレージシフトバルブ１６０、および、フェールセーフバルブ１９０へそれぞれ供給される。ロックアップクラッチ２６の係合・解放制御、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御、および、フェールセーフバルブ１９０の切換制御は、その制御油圧ＰＳＬＴに基づいて行われる。   The control hydraulic pressure PSLT output from the output port SLTb is supplied to the pressure reducing valve 180 via the oil passage 104. The pressure regulation control of the line oil pressure PL is not performed directly based on the control oil pressure PSLT, but based on the output oil pressure PCTL reduced by the pressure reducing valve 180 according to the control oil pressure PSLT. The control hydraulic pressure PSLT output from the output port SLTc is supplied to the lockup control valve 140, the garage shift valve 160, and the failsafe valve 190 via the oil passage 105, respectively. Engagement / release control of the lockup clutch 26, engagement transition control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1, and switching control of the fail-safe valve 190 are performed based on the control hydraulic pressure PSLT.

リニアソレノイドバルブＳＬＰは、ベルト式無段変速機４０の変速油圧ＰＩＮの調圧制御を行うために設けられている。なお、変速油圧ＰＩＮの調圧制御を行うための制御弁として、リニアソレノイドバルブＳＬＰの代わりに、デューティタイプの電磁弁を用いる構成としてもよい。   The linear solenoid valve SLP is provided to perform pressure regulation control of the transmission hydraulic pressure PIN of the belt type continuously variable transmission 40. In addition, as a control valve for performing pressure regulation control of the transmission hydraulic pressure PIN, a configuration may be used in which a duty type electromagnetic valve is used instead of the linear solenoid valve SLP.

詳細には、リニアソレノイドバルブＳＬＰには、上記第２モジュレータバルブにより調圧された上記第２モジュレータ油圧ＰＭ２が、入力ポートＳＬＰａを介して導入される。そして、非通電時には、リニアソレノイドバルブＳＬＰ内に設けられたスプリングの付勢力によって決まる油圧ＰＳＬＰｍａｘが、制御油圧ＰＳＬＰとして出力され、通電時には、上記第２モジュレータ油圧ＰＭ２を励磁電流に応じてリニアに調圧制御した油圧が、制御油圧ＰＳＬＰとして出力される。出力ポートＳＬＰｂから出力される制御油圧ＰＳＬＰは、変速油圧コントロールバルブ１２０へ供給される。ベルト式無段変速機４０の変速油圧ＰＩＮの調圧制御は、その制御油圧ＰＳＬＰに基づいて行われる。   Specifically, the second modulator hydraulic pressure PM2 regulated by the second modulator valve is introduced into the linear solenoid valve SLP via the input port SLPa. When not energized, the hydraulic pressure PSLPmax determined by the urging force of the spring provided in the linear solenoid valve SLP is output as the control hydraulic pressure PSLP. When energized, the second modulator hydraulic pressure PM2 is linearly adjusted according to the exciting current. The pressure-controlled hydraulic pressure is output as the control hydraulic pressure PSLP. The control hydraulic pressure PSLP output from the output port SLPb is supplied to the transmission hydraulic pressure control valve 120. The pressure regulation control of the transmission hydraulic pressure PIN of the belt type continuously variable transmission 40 is performed based on the control hydraulic pressure PSLP.

リニアソレノイドバルブＳＬＳは、ライン油圧ＰＬの調圧制御、および、ベルト式無段変速機４０の挟圧油圧ＰＯＵＴの調圧制御を行うために設けられている。なお、これらの制御を行うための制御弁として、リニアソレノイドバルブＳＬＳの代わりに、デューティタイプの電磁弁を用いる構成としてもよい。   The linear solenoid valve SLS is provided to perform pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL and pressure regulation control of the pinching hydraulic pressure POUT of the belt type continuously variable transmission 40. In addition, it is good also as a structure which uses a solenoid valve of a duty type instead of the linear solenoid valve SLS as a control valve for performing these controls.

詳細には、リニアソレノイドバルブＳＬＳには、上記第２モジュレータバルブにより調圧された上記第２モジュレータ油圧ＰＭ２が、入力ポートＳＬＳａを介して導入される。そして、非通電時には、リニアソレノイドバルブＳＬＳ内に設けられたスプリングの付勢力によって決まる油圧ＰＳＬＳｍａｘが、制御油圧ＰＳＬＳとして出力され、通電時には、上記第２モジュレータ油圧ＰＭ２を励磁電流に応じてリニアに調圧制御した油圧が、制御油圧ＰＳＬＳとして出力される。出力ポートＳＬＳｂから出力される制御油圧ＰＳＬＳは、油路１０２を介してプライマリレギュレータバルブ１１０および挟圧油圧コントロールバルブ１３０へそれぞれ供給される。ライン油圧ＰＬの調圧制御、および、ベルト式無段変速機４０の挟圧油圧ＰＯＵＴの調圧制御は、その制御油圧ＰＳＬＳに基づいて行われる。   Specifically, the second modulator hydraulic pressure PM2 regulated by the second modulator valve is introduced into the linear solenoid valve SLS via the input port SLSa. When not energized, the hydraulic pressure PSLSmax determined by the urging force of the spring provided in the linear solenoid valve SLS is output as the control hydraulic pressure PSLS. When energized, the second modulator hydraulic pressure PM2 is linearly adjusted according to the excitation current. The pressure-controlled hydraulic pressure is output as the control hydraulic pressure PSLS. The control hydraulic pressure PSLS output from the output port SLSb is supplied to the primary regulator valve 110 and the clamping hydraulic control valve 130 via the oil passage 102, respectively. The pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL and the pressure regulation control of the clamping hydraulic pressure POUT of the belt type continuously variable transmission 40 are performed based on the control hydraulic pressure PSLS.

上記構成の油圧制御回路１００では、単一の電磁弁（リニアソレノイドバルブＳＬＴ）によって、ライン油圧ＰＬの調圧制御、ロックアップクラッチ２６の係合・解放制御、および、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御を行うようにしている。そして、この実施形態では、リニアソレノイドバルブＳＬＴによるライン油圧ＰＬの調圧制御の制御範囲（ライン油圧制御範囲）と、ロックアップクラッチ２６の係合・解放制御の制御範囲（ロックアップ制御範囲）と、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御の制御範囲（係合過渡制御範囲）とがそれぞれ設定されている。ここで、リニアソレノイドバルブＳＬＴによるライン油圧ＰＬの調圧制御とロックアップクラッチ２６の係合・解放制御とは、同時には行われないようになっている。また、リニアソレノイドバルブＳＬＴによる前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御は、ガレージシフトバルブ１６０がコントロール位置に保持されている場合に行われ、ノーマル位置に保持されている場合には行われないようになっている。   In the hydraulic control circuit 100 configured as described above, the pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL, the engagement / release control of the lock-up clutch 26, and the forward clutch C1 and the reverse drive are performed by a single solenoid valve (linear solenoid valve SLT). The engagement transient control of the brake B1 is performed. In this embodiment, the control range (line hydraulic control range) of the pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL by the linear solenoid valve SLT, the control range (lock up control range) of the engagement / release control of the lockup clutch 26, The control range (engagement transient control range) of the engagement transient control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is set. Here, the pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL by the linear solenoid valve SLT and the engagement / release control of the lockup clutch 26 are not performed simultaneously. Further, the transitional transition control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 by the linear solenoid valve SLT is performed when the garage shift valve 160 is held at the control position, and when it is held at the normal position. It is not done.

図４、図５により、ライン油圧制御範囲とロックアップ制御範囲と係合過渡制御範囲とについて説明する。ここでは、まず、ガレージシフトバルブ１６０がノーマル位置に保持されており、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御が行われない場合について説明する。   The line hydraulic pressure control range, lockup control range, and engagement transient control range will be described with reference to FIGS. Here, first, the case where the garage shift valve 160 is held in the normal position and the engagement transient control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is not performed will be described.

図４、図５に示すように、リニアソレノイドバルブＳＬＴへ通電される励磁電流に対し、ライン油圧制御範囲Ｘ１とロックアップ制御範囲Ｘ２とが設定されており、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴに対し、ライン油圧制御範囲Ｙ１とロックアップ制御範囲Ｙ２とが設定されている。ライン油圧制御範囲Ｘ１（Ｙ１）とロックアップ制御範囲Ｘ２（Ｙ２）とは互いに重なり合わないような異なった範囲に設定されている。ここでは、切換点Ｘ３（Ｙ３）を境に、ライン油圧制御範囲Ｘ１（Ｙ１）とロックアップ制御範囲Ｘ２（Ｙ２）とが分けられている。   As shown in FIGS. 4 and 5, the line hydraulic pressure control range X1 and the lockup control range X2 are set for the exciting current energized to the linear solenoid valve SLT, and the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT is set. On the other hand, a line hydraulic pressure control range Y1 and a lockup control range Y2 are set. The line hydraulic pressure control range X1 (Y1) and the lockup control range X2 (Y2) are set to different ranges that do not overlap each other. Here, the line oil pressure control range X1 (Y1) and the lockup control range X2 (Y2) are divided by the switching point X3 (Y3) as a boundary.

具体的に、リニアソレノイドバルブＳＬＴへの励磁電流が切換点Ｘ３よりも小さい範囲にライン油圧制御範囲Ｘ１が設定され、大きい範囲にロックアップ制御範囲Ｘ２が設定されている。また、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴが切換点Ｙ３よりも大きい範囲にライン油圧制御範囲Ｙ１が設定され、小さい範囲にロックアップ制御範囲Ｙ２が設定されている。なお、上記制御油圧ＰＳＬＴの最小値は「０」、最大値はＰＳＬＴｍａｘとなっている。   Specifically, the line hydraulic pressure control range X1 is set in a range where the exciting current to the linear solenoid valve SLT is smaller than the switching point X3, and the lockup control range X2 is set in a large range. Further, the line hydraulic pressure control range Y1 is set in a range where the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT is larger than the switching point Y3, and the lockup control range Y2 is set in a small range. The minimum value of the control hydraulic pressure PSLT is “0”, and the maximum value is PSLTmax.

このようなライン油圧制御範囲Ｘ１（Ｙ１）とロックアップ制御範囲Ｘ２（Ｙ２）との設定は、リニアソレノイドバルブＳＬＴとプライマリレギュレータバルブ１１０との間に設けられた減圧バルブ１８０によって行われる。   The setting of the line hydraulic pressure control range X1 (Y1) and the lockup control range X2 (Y2) is performed by the pressure reducing valve 180 provided between the linear solenoid valve SLT and the primary regulator valve 110.

上述したように、減圧バルブ１８０の出力油圧ＰＣＴＬは、上記制御油圧ＰＳＬＴが減圧バルブ１８０のスプリング１８２の付勢力による圧力（Ｗ１／Ｓ１）以下の場合、「０」に設定されるため、出力油圧ＰＣＴＬがプライマリレギュレータバルブ１１０の制御油圧室１１３ｃへ導入されることはない。この場合、ライン油圧ＰＬの調圧制御は上記制御油圧ＰＳＬＴに基づいて行われず、ロックアップクラッチ２６の係合・解放制御だけが上記制御油圧ＰＳＬＴに基づいて行われる。また、この場合、ライン油圧ＰＬの調圧制御は、リニアソレノイドバルブＳＬＳの制御油圧ＰＳＬＳに基づいて行われるので、ロックアップ制御範囲Ｘ２（Ｙ２）において、ライン油圧ＰＬの調圧制御が行われなくなる状況が未然に回避されるようになっている。   As described above, the output hydraulic pressure PCTL of the pressure reducing valve 180 is set to “0” when the control hydraulic pressure PSLT is equal to or lower than the pressure (W1 / S1) by the urging force of the spring 182 of the pressure reducing valve 180. PCTL is not introduced into the control hydraulic chamber 113c of the primary regulator valve 110. In this case, pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL is not performed based on the control hydraulic pressure PSLT, and only engagement / release control of the lockup clutch 26 is performed based on the control hydraulic pressure PSLT. In this case, the pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL is performed based on the control hydraulic pressure PSLS of the linear solenoid valve SLS, and therefore the pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL is not performed in the lockup control range X2 (Y2). The situation has been avoided.

したがって、上記制御油圧ＰＳＬＴがスプリング１８２の付勢力による圧力（Ｗ１／Ｓ１）以下となる範囲が、ロックアップ制御範囲Ｘ２（Ｙ２）として設定される。ここで、上記切換点Ｘ３（Ｙ３）は、上記制御油圧ＰＳＬＴがスプリング１８２の付勢力による圧力（Ｗ１／Ｓ１）と等しいときに対応しており、この場合、減圧バルブ１８０の出力油圧ＰＣＴＬが「０」と等しくなる。ロックアップ制御範囲Ｘ２（Ｙ２）の大きさ（幅）は、スプリング１８２の付勢力による圧力（Ｗ１／Ｓ１）に応じて設定される。この場合、その圧力（Ｗ１／Ｓ１）が大きいほど、上記切換点Ｘ３（Ｙ３）が励磁電流の小さい側（制御油圧ＰＳＬＴの大きい側）に設定され、その結果、ロックアップ制御範囲Ｘ２（Ｙ２）が大きく設定されるようになる。   Therefore, a range in which the control hydraulic pressure PSLT is equal to or lower than the pressure (W1 / S1) by the urging force of the spring 182 is set as the lockup control range X2 (Y2). Here, the switching point X3 (Y3) corresponds to the case where the control hydraulic pressure PSLT is equal to the pressure (W1 / S1) by the urging force of the spring 182. In this case, the output hydraulic pressure PCTL of the pressure reducing valve 180 is “ 0 ". The size (width) of the lockup control range X2 (Y2) is set according to the pressure (W1 / S1) by the urging force of the spring 182. In this case, as the pressure (W1 / S1) increases, the switching point X3 (Y3) is set to a smaller excitation current side (a side where the control hydraulic pressure PSLT is larger), and as a result, the lockup control range X2 (Y2). Is set larger.

一方、減圧バルブ１８０の出力油圧ＰＣＴＬは、上記制御油圧ＰＳＬＴがスプリング１８２の付勢力による圧力（Ｗ１／Ｓ１）を上回ると、プライマリレギュレータバルブ１１０の制御油圧室１１３ｃへ導入されるようになる。この場合、上述したように、ライン油圧ＰＬの調圧制御は、出力油圧ＰＣＴＬによる力とプライマリレギュレータバルブ１１０のスプリング１１２の付勢力との合成力およびリニアソレノイドバルブＳＬＳの制御油圧ＰＳＬＳによる力のうち高いほうに基づいて行われる。   On the other hand, the output hydraulic pressure PCTL of the pressure reducing valve 180 is introduced into the control hydraulic pressure chamber 113c of the primary regulator valve 110 when the control hydraulic pressure PSLT exceeds the pressure (W1 / S1) by the urging force of the spring 182. In this case, as described above, the pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL includes the combined force of the force by the output hydraulic pressure PCTL and the biasing force of the spring 112 of the primary regulator valve 110 and the force by the control hydraulic pressure PSLS of the linear solenoid valve SLS. Based on the higher one.

したがって、上記制御油圧ＰＳＬＴがスプリング１８２の付勢力による圧力（Ｗ１／Ｓ１）以上となる範囲が、ライン油圧制御範囲Ｘ１（Ｙ１）として設定される。ここで、ライン油圧制御範囲Ｘ１（Ｙ１）の大きさ（幅）は、スプリング１８２の付勢力による圧力（Ｗ１／Ｓ１）に応じて設定される。この場合、その圧力（Ｗ１／Ｓ１）が小さいほど、上記切換点Ｘ３（Ｙ３）が励磁電流の大きい側（制御油圧ＰＳＬＴの小さい側）に設定され、その結果、ライン油圧制御範囲Ｘ１（Ｙ１）が大きく設定されるようになる。   Therefore, a range in which the control hydraulic pressure PSLT is equal to or higher than the pressure (W1 / S1) by the urging force of the spring 182 is set as the line hydraulic pressure control range X1 (Y1). Here, the size (width) of the line hydraulic pressure control range X1 (Y1) is set according to the pressure (W1 / S1) by the urging force of the spring 182. In this case, as the pressure (W1 / S1) is smaller, the switching point X3 (Y3) is set to a larger exciting current side (a smaller side of the control hydraulic pressure PSLT). As a result, the line hydraulic pressure control range X1 (Y1) Is set larger.

このライン油圧制御範囲Ｘ１（Ｙ１）では、ロックアップクラッチ２６の係合・解放制御が行われず、ロックアップクラッチ２６は完全係合状態で保持されている。このため、ライン油圧制御範囲Ｘ１（Ｙ１）では、上記制御油圧ＰＳＬＴが変化しても、ロックアップコントロールバルブ１４０のスプール１４１が最大限下方に移動した状態（図３の右半分に示す状態）で保持される。なお、上記切換点Ｘ３（Ｙ３）において、スプール１４１が最大限下方に移動した状態が得られるようにしてもよいし、ロックアップ制御範囲Ｘ２（Ｙ２）中で既にスプール１４１が最大限下方に移動した状態が得られるようにしてもよい。   In this line oil pressure control range X1 (Y1), the lockup clutch 26 is not engaged / released, and the lockup clutch 26 is held in a fully engaged state. For this reason, in the line oil pressure control range X1 (Y1), even when the control oil pressure PSLT changes, the spool 141 of the lockup control valve 140 is moved downward as much as possible (the state shown in the right half of FIG. 3). Retained. It should be noted that a state in which the spool 141 is moved downward as much as possible at the switching point X3 (Y3) may be obtained, or the spool 141 has already been moved downward as much as possible in the lockup control range X2 (Y2). You may be made to obtain the state which carried out.

ここで、上述したように、変速比γがγ１よりも高い場合には（図６参照）、ライン油圧ＰＬを目標挟圧油圧に比べ同じもしくは僅かに高く設定することが好ましいが、この場合には、ライン油圧ＰＬの調圧制御をリニアソレノイドバルブＳＬＳの制御油圧ＰＳＬＳに基づいて行うことで、オイルポンプ２７の駆動損失を抑制することができる。一方、変速比γがγ１よりも低い場合には、ライン油圧ＰＬを目標変速油圧に比べ同じもしくは僅かに高く設定することが好ましいが、この場合には、ライン油圧ＰＬの調圧制御を減圧バルブ１８０の出力油圧ＰＣＴＬ（リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴ）に基づいて行うことで、オイルポンプ２７の駆動損失を抑制することができる。   Here, as described above, when the gear ratio γ is higher than γ1 (see FIG. 6), it is preferable to set the line oil pressure PL to be equal to or slightly higher than the target clamping oil pressure. The pressure loss control of the line oil pressure PL is performed based on the control oil pressure PSLS of the linear solenoid valve SLS, whereby the drive loss of the oil pump 27 can be suppressed. On the other hand, when the transmission gear ratio γ is lower than γ1, it is preferable to set the line oil pressure PL to be equal to or slightly higher than the target transmission oil pressure. By performing based on the output hydraulic pressure PCTL of 180 (the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT), the drive loss of the oil pump 27 can be suppressed.

次に、ガレージシフトバルブ１６０がコントロール位置に保持されており、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御が行われる場合について説明する。なお、前進用クラッチＣ１の係合過渡制御は前進時に行われ、後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御は後進時に行われる。   Next, the case where the garage shift valve 160 is held at the control position and the engagement transition control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is performed will be described. Note that the engagement transition control of the forward clutch C1 is performed during forward travel, and the engagement transient control of the reverse brake B1 is performed during backward travel.

この場合、上述したように、ロックアップクラッチ２６を強制的に解放状態とする制御が行われるため、ロックアップ制御範囲Ｘ２（Ｙ２）では、ロックアップクラッチ２６の係合・解放制御は行われない。一方、ライン油圧制御範囲Ｘ１（Ｙ１）では、上述したガレージシフトバルブ１６０がノーマル位置に保持されている場合と同様に、ライン油圧ＰＬの調圧制御が行われる。   In this case, as described above, since the control for forcibly releasing the lockup clutch 26 is performed, the engagement / release control of the lockup clutch 26 is not performed in the lockup control range X2 (Y2). . On the other hand, in the line oil pressure control range X1 (Y1), the pressure adjustment control of the line oil pressure PL is performed as in the case where the garage shift valve 160 is held at the normal position.

図５に示すように、リニアソレノイドバルブＳＬＴへ通電される励磁電流に対し、係合過渡制御範囲Ｘ４が設定されており、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴに対し、係合過渡制御範囲Ｙ４が設定されている。この係合過渡制御範囲Ｙ４は、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御が行われる場合の前進用クラッチＣ１の油圧サーボと後進用ブレーキＢ１の油圧サーボへ供給される係合過渡油圧の変動範囲になっている。そして、係合過渡制御範囲Ｘ４（Ｙ４）に隣り合うように、フェールセーフバルブ１９０の切換制御を行う切換制御範囲Ｘ５（Ｙ５）が設定されている。係合過渡制御範囲Ｘ４（Ｙ４）と切換制御範囲Ｘ５（Ｙ５）とは互いに重なり合わないような異なった範囲に設定されている。ここでは、切換点Ｘ６（Ｙ６）を境に、係合過渡制御範囲Ｘ４（Ｙ４）と切換制御範囲Ｘ５（Ｙ５）とが分けられている。   As shown in FIG. 5, the engagement transient control range X4 is set for the excitation current energized to the linear solenoid valve SLT, and the engagement transient control range Y4 is set for the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT. Is set. This engagement transient control range Y4 is an engagement transient supplied to the hydraulic servo of the forward clutch C1 and the hydraulic servo of the reverse brake B1 when the engagement transient control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is performed. The hydraulic pressure fluctuation range. A switching control range X5 (Y5) for performing switching control of the failsafe valve 190 is set so as to be adjacent to the engagement transient control range X4 (Y4). The engagement transient control range X4 (Y4) and the switching control range X5 (Y5) are set to different ranges that do not overlap each other. Here, the engagement transient control range X4 (Y4) and the switching control range X5 (Y5) are divided by the switching point X6 (Y6) as a boundary.

具体的に、リニアソレノイドバルブＳＬＴへの励磁電流が切換点Ｘ６よりも小さい範囲に切換制御範囲Ｘ５が設定され、大きい範囲に係合過渡制御範囲Ｘ４が設定されている。また、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴが切換点Ｙ６よりも大きい範囲に切換制御範囲Ｙ５が設定され、小さい範囲に係合過渡制御範囲Ｙ４が設定されている。   Specifically, the switching control range X5 is set in a range where the exciting current to the linear solenoid valve SLT is smaller than the switching point X6, and the engagement transient control range X4 is set in a large range. The switching control range Y5 is set in a range where the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT is larger than the switching point Y6, and the engagement transient control range Y4 is set in a small range.

係合過渡制御範囲Ｘ４（Ｙ４）は、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の急係合の際に必要なクラッチ容量に基づいて設定される。言い換えれば、そのクラッチ容量を確保できるように、係合過渡制御範囲Ｘ４（Ｙ４）が設定されている。そして、残りの範囲が切換制御範囲Ｘ５（Ｙ５）として設定されている。この場合、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の急係合の際に必要なクラッチ容量が得られるようなリニアソレノイドバルブＳＬＴへの励磁電流を切換点Ｘ６として設定し、また、そのクラッチ容量が得られるようなリニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴを切換点Ｙ６として設定することが可能である。したがって、係合過渡制御範囲Ｘ４（Ｙ４）において、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御が行われるが、切換制御範囲Ｙ５（Ｙ５）では前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御は行われないようになっている。このように、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御の余剰域を利用して、切換制御範囲Ｘ５（Ｙ５）が設定されている。切換制御範囲Ｘ５（Ｙ５）は、リニアソレノイドバルブＳＬＴが最大の制御油圧ＰＳＬＴｍａｘを出力する状態（リニアソレノイドバルブＳＬＴの非通電時））を含む範囲まで設定されている。   The engagement transient control range X4 (Y4) is set based on the clutch capacity required when the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are suddenly engaged. In other words, the engagement transient control range X4 (Y4) is set so that the clutch capacity can be secured. The remaining range is set as a switching control range X5 (Y5). In this case, the exciting current to the linear solenoid valve SLT is set as the switching point X6 so that the required clutch capacity can be obtained when the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are suddenly engaged. It is possible to set the control oil pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT as obtained as the switching point Y6. Accordingly, in the engagement transient control range X4 (Y4), the engagement transient control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is performed. In the switching control range Y5 (Y5), the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are controlled. Engagement transient control is not performed. In this way, the switching control range X5 (Y5) is set using the surplus area of the engagement transient control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1. The switching control range X5 (Y5) is set to a range including a state in which the linear solenoid valve SLT outputs the maximum control hydraulic pressure PSLTmax (when the linear solenoid valve SLT is not energized).

そして、この実施形態では、変速油圧コントロールバルブ１２０と駆動側プーリ４１の油圧アクチュエータ４１３との間に、フェールセーフバルブ１９０が設けられている。   In this embodiment, a fail-safe valve 190 is provided between the transmission hydraulic control valve 120 and the hydraulic actuator 413 of the driving pulley 41.

このフェールセーフバルブ１９０は、軸方向へ移動可能なスプール１９１と、そのスプール１９１を一方へ付勢する付勢手段としてのスプリング１９２とを備えている。図３においては、スプール１９１が上下に摺動可能に設けられている。スプリング１９２は、スプール１９１の一端側（図３では下端側）に設けられたスプリング室１９４に圧縮状態で配置されている。スプリング１９２の付勢力によって、フェールセーフバルブ１９０を上記ノーマル位置に保持する方向（図３では上方）へスプール１９１が押圧されている。フェールセーフバルブ１９０には、制御ポート１９５ａ，１９５ｂと、入力ポート１９６ａ，１９６ｂと、出力ポート１９７とが設けられている。   The fail safe valve 190 includes a spool 191 that is movable in the axial direction, and a spring 192 that serves as a biasing means that biases the spool 191 in one direction. In FIG. 3, a spool 191 is slidable up and down. The spring 192 is disposed in a compressed state in a spring chamber 194 provided on one end side (the lower end side in FIG. 3) of the spool 191. Due to the urging force of the spring 192, the spool 191 is pressed in a direction (upward in FIG. 3) to hold the fail safe valve 190 in the normal position. The fail safe valve 190 is provided with control ports 195a and 195b, input ports 196a and 196b, and an output port 197.

制御ポート１９５ａは、スプール１６１の他端側（図３では上端側）に設けられる制御油圧室１９３ａに接続されている。また、制御ポート１９５ａは、油路１０９ｃを介してＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１の出力ポートＳＬ１ｂに接続されている。この制御ポート１９５ａを介して、制御油圧室１９３ａにＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１の制御油圧ＰＳＬ１が供給される。   The control port 195a is connected to a control hydraulic chamber 193a provided on the other end side (the upper end side in FIG. 3) of the spool 161. The control port 195a is connected to the output port SL1b of the ON-OFF solenoid valve SL1 through the oil passage 109c. The control hydraulic pressure PSL1 of the ON-OFF solenoid valve SL1 is supplied to the control hydraulic pressure chamber 193a via the control port 195a.

制御ポート１９５ｂは、同じくスプール１６１の他端側に設けられる制御油圧室１９３ｂに接続されている。また、制御ポート１９５ｂは、油路１０５を介してリニアソレノイドバルブＳＬＴの出力ポートＳＬＴｃに接続されている。この制御ポート１９５ｂを介して、制御油圧室１９３ｂにリニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴが供給される。   The control port 195b is connected to a control hydraulic chamber 193b that is also provided on the other end side of the spool 161. The control port 195b is connected to the output port SLTc of the linear solenoid valve SLT via the oil passage 105. The control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT is supplied to the control hydraulic pressure chamber 193b via the control port 195b.

入力ポート１９６ａは、油路１０９ａを介して変速油圧コントロールバルブ１２０の出力ポート１２７に接続されている。この入力ポート１９６ａを介して、変速油圧コントロールバルブ１２０により調圧された変速油圧ＰＩＮが入力されるようになっている。入力ポート１９６ｂは、油路１０１に接続されており、この入力ポート１９６ｂを介して、プライマリレギュレータバルブ１１０により調圧されたライン油圧ＰＬが入力されるようになっている。出力ポート１９７は、油路１０９ｄを介して駆動側プーリ４１の油圧アクチュエータ４１３に接続されている。   The input port 196a is connected to the output port 127 of the transmission hydraulic pressure control valve 120 via the oil passage 109a. The transmission hydraulic pressure PIN adjusted by the transmission hydraulic control valve 120 is input through the input port 196a. The input port 196b is connected to the oil passage 101, and the line oil pressure PL adjusted by the primary regulator valve 110 is input through the input port 196b. The output port 197 is connected to the hydraulic actuator 413 of the driving pulley 41 via the oil passage 109d.

続いて、フェールセーフバルブ１９０の切り換え動作について説明する。   Next, the switching operation of the fail safe valve 190 will be described.

この実施形態では、フェールセーフバルブ１９０の切り換えを行うための制御弁として、既存のＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１とリニアソレノイドバルブＳＬＴとを利用する構成としている。   In this embodiment, the existing ON-OFF solenoid valve SL1 and the linear solenoid valve SLT are used as control valves for switching the fail-safe valve 190.

具体的には、フェールセーフバルブ１９０は、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１がＯＮ状態、かつ、リニアソレノイドバルブＳＬＴが上述した切換制御範囲Ｘ５（Ｙ５）にある状態のとき、図３の右半分に示すフェール位置に切り換えられ、それ以外のとき、図３の左半分に示すノーマル位置に切り換えられる。   Specifically, the fail-safe valve 190 is shown in the right half of FIG. 3 when the ON-OFF solenoid valve SL1 is in the ON state and the linear solenoid valve SLT is in the switching control range X5 (Y5) described above. It is switched to the fail position, and at other times it is switched to the normal position shown in the left half of FIG.

ここで、フェールセーフバルブ１９０のスプリング１９２の付勢力（荷重）をＷ２、制御ポート１９５ａを介して供給される上記制御油圧ＰＳＬ１のスプール１９１への作用面積（受圧面積）をＳ２、制御ポート１９５ｂを介して供給される上記制御油圧ＰＳＬＴのスプール１９１への作用面積（受圧面積）をＳ３とすると、次の式（１）〜（４）が成り立つ。言い換えれば、次の式（１）〜（４）を満たすように、スプリング荷重Ｗ２，作用面積Ｓ２，Ｓ３が設定されている。   Here, the urging force (load) of the spring 192 of the fail safe valve 190 is W2, the operating area (pressure receiving area) of the control hydraulic pressure PSL1 supplied via the control port 195a to the spool 191 is S2, and the control port 195b is When the area (pressure receiving area) of the control hydraulic pressure PSLT supplied to the spool 191 is S3, the following equations (1) to (4) are established. In other words, the spring load W2, the action areas S2, and S3 are set so as to satisfy the following expressions (1) to (4).

Ｗ２＞ＰＳＬ１＊Ｓ２ ・・・（１）
Ｗ２＞ＰＳＬＴ＊Ｓ３ ・・・（２）
Ｗ２＞ＰＳＬ１＊Ｓ２＋ＰＳＬＴ＊Ｓ３ （上記係合過渡制御範囲Ｘ４（Ｙ４）の場合）・・・（３）
Ｗ２＜ＰＳＬ１＊Ｓ２＋ＰＳＬＴ＊Ｓ３ （上記切換制御範囲Ｘ５（Ｙ５）の場合）・・・（４）
ベルト式無段変速機４０において急減速状態が発生する可能性があると判定されると、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１がＯＮ状態に制御されるとともに、リニアソレノイドバルブＳＬＴが切換制御範囲Ｙ５の制御油圧ＰＳＬＴを出力する状態に制御される。これにより、フェールセーフバルブ１９０がフェール位置に保持される。この状態では、入力ポート１９６ｂおよび出力ポート１９７が連通されて、ライン油圧ＰＬが駆動側プーリ４１の油圧アクチュエータ４１３へ供給される。この場合、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１がＯＮ状態に制御されているため、ガレージシフトバルブ１６０がコントロール位置に保持されるので、ロックアップクラッチ２６は強制的に解放状態とされる。また、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御は行われず、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１はその急係合の際に必要なクラッチ容量を超えるクラッチ容量で係合され、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の滑りは発生しないようになっている。 W2> PSL1 * S2 (1)
W2> PSLT * S3 (2)
W2> PSL1 * S2 + PSLT * S3 (in the case of the above-mentioned engagement transient control range X4 (Y4)) (3)
W2 <PSL1 * S2 + PSLT * S3 (in the case of the switching control range X5 (Y5)) (4)
When it is determined that there is a possibility of sudden deceleration in the belt type continuously variable transmission 40, the ON-OFF solenoid valve SL1 is controlled to be in the ON state, and the linear solenoid valve SLT is controlled in the switching control range Y5. Control is performed to output the hydraulic pressure PSLT. As a result, the fail safe valve 190 is held at the fail position. In this state, the input port 196b and the output port 197 are communicated, and the line hydraulic pressure PL is supplied to the hydraulic actuator 413 of the driving pulley 41. In this case, since the ON-OFF solenoid valve SL1 is controlled to be in the ON state, the garage shift valve 160 is held at the control position, so that the lockup clutch 26 is forcibly released. In addition, the transition control of engagement between the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is not performed, and the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are engaged with a clutch capacity exceeding the clutch capacity necessary for the sudden engagement, The forward clutch C1 and the reverse brake B1 do not slip.

ここで、リニアソレノイドバルブＳＬＴを最大の制御油圧ＰＳＬＴｍａｘを出力する状態に制御してもよい。つまり、リニアソレノイドバルブＳＬＴを非通電状態としてもよい。ただし、この場合、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴによってライン油圧ＰＬの調圧制御も行われるので、切換制御範囲Ｙ５内で必要なライン油圧ＰＬに応じてリニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴを制御すればよい。   Here, the linear solenoid valve SLT may be controlled so as to output the maximum control hydraulic pressure PSLTmax. That is, the linear solenoid valve SLT may be in a non-energized state. However, in this case, the control pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT is also used to control the pressure of the line hydraulic pressure PL, so that the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT is controlled according to the required line hydraulic pressure PL within the switching control range Y5. do it.

ベルト式無段変速機４０で急減速状態が発生する可能性がある場合としては、何らかの原因によって駆動側プーリ４１の油圧アクチュエータ４１３の油圧が急激に低下した場合などがあり、その原因としては、例えば、変速油圧コントロールバルブ１２０やそれを制御するリニアソレノイドバルブＳＬＰがフェールした場合などがある。変速油圧コントロールバルブ１２０、リニアソレノイドバルブＳＬＰのフェールとしては、バルブスティックなどの機械的要因によるフェールや、断線や短絡（ショート）などの電気的要因によるフェールなどがある。   As a case where a sudden deceleration state may occur in the belt-type continuously variable transmission 40, there is a case where the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 413 of the driving pulley 41 is suddenly reduced for some reason, For example, there is a case where the transmission hydraulic pressure control valve 120 or the linear solenoid valve SLP that controls it fails. The failure of the transmission hydraulic pressure control valve 120 and the linear solenoid valve SLP includes a failure due to a mechanical factor such as a valve stick or a failure due to an electrical factor such as a disconnection or a short circuit.

このため、ベルト式無段変速機４０で急減速状態が発生する可能性があるかどうかの判定は、次のようにして行うことが可能である。例えば、ベルト式無段変速機４０の目標変速比と実変速比との偏差が所定値以上である場合に、ベルト式無段変速機４０で急減速状態が発生する可能性があると判定する構成としてよい。ベルト式無段変速機４０の実変速比は、出力軸回転速度センサ８４および入力軸回転速度センサ８５の出力信号に基づいて算出することが可能である。また、駆動側プーリ４１の油圧アクチュエータ４１３の油圧が低下するときの変動量が所定値以上である場合に、急減速状態が発生する可能性があると判定する構成としてもよい。油圧アクチュエータ４１３の油圧は、例えば、油圧センサを設けることによって検出することが可能である。また、変速油圧コントロールバルブ１２０、リニアソレノイドバルブＳＬＰの断線や短絡などが検知された場合に、急減速状態が発生する可能性があると判定する構成としてもよい。断線や短絡などの電気的要因によるフェールは、電子制御装置８０によって検知することが可能である。   For this reason, it is possible to determine whether or not there is a possibility of sudden deceleration in the belt-type continuously variable transmission 40 as follows. For example, when the deviation between the target speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 40 and the actual speed ratio is equal to or greater than a predetermined value, it is determined that there is a possibility that a sudden deceleration state may occur in the belt-type continuously variable transmission 40. It is good as composition. The actual gear ratio of the belt type continuously variable transmission 40 can be calculated based on output signals from the output shaft rotational speed sensor 84 and the input shaft rotational speed sensor 85. Further, a configuration may be adopted in which it is determined that a sudden deceleration state may occur when the amount of change when the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 413 of the driving pulley 41 decreases is equal to or greater than a predetermined value. The hydraulic pressure of the hydraulic actuator 413 can be detected by providing a hydraulic pressure sensor, for example. Alternatively, it may be determined that there is a possibility that a sudden deceleration state may occur when a disconnection or a short circuit of the transmission hydraulic pressure control valve 120 and the linear solenoid valve SLP is detected. A failure due to an electrical factor such as a disconnection or a short circuit can be detected by the electronic control unit 80.

一方、ベルト式無段変速機４０で急減速状態が発生する可能性のない通常時には、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１がＯＮ状態、かつ、リニアソレノイドバルブＳＬＴが切換制御範囲Ｙ５の制御油圧ＰＳＬＴを出力する状態に制御されることはない。このとき、フェールセーフバルブ１９０がノーマル位置に保持されている。この状態では、入力ポート１９６ａおよび出力ポート１９７が連通されており、変速油圧コントロールバルブ１２０により調整された変速油圧ＰＩＮが駆動側プーリ４１の油圧アクチュエータ４１３へ供給されるようになっている。この通常時には、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１がＯＮ状態に制御され、ガレージシフトバルブ１６０がコントロール位置に保持されて、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御が行われるが、リニアソレノイドバルブＳＬＴが係合過渡制御範囲Ｙ４の制御油圧ＰＳＬＴを出力する状態に制御されるので、フェールセーフバルブ１９０がフェール位置に切り換わることはない。   On the other hand, at normal times when there is no possibility of sudden deceleration in the belt type continuously variable transmission 40, the ON-OFF solenoid valve SL1 is in the ON state, and the linear solenoid valve SLT outputs the control hydraulic pressure PSLT in the switching control range Y5. It is not controlled to the state to do. At this time, the fail safe valve 190 is held at the normal position. In this state, the input port 196a and the output port 197 are in communication, and the transmission hydraulic pressure PIN adjusted by the transmission hydraulic control valve 120 is supplied to the hydraulic actuator 413 of the driving pulley 41. In this normal state, the ON-OFF solenoid valve SL1 is controlled to be in the ON state, the garage shift valve 160 is held at the control position, and the engagement transient control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is performed. Since the valve SLT is controlled so as to output the control hydraulic pressure PSLT in the engagement transient control range Y4, the fail safe valve 190 is not switched to the fail position.

以上のように、変速油圧コントロールバルブ１２０のフェール時などのように、ベルト式無段変速機４０において急減速状態が発生する可能性がある場合には、ライン油圧ＰＬが駆動側プーリ４１の油圧アクチュエータ４１３へ供給されるので、油圧アクチュエータ４１３の油圧が急激に低下することを抑制でき、急減速状態の発生を回避できる。つまり、ライン油圧ＰＬの導入によって、変速比γが増速側へ変化されるので、それ以降の変速比γの減速側への変化を抑制することができる。これにより、急減速にともなって発生するベルト滑りや過大なショックを防止することができる。そして、新たな電磁弁を追加することなく、既存の電磁弁（ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１、リニアソレノイドバルブＳＬＴ）を用いることで、コストアップや装置の大型化を回避することができる。しかも、この場合、通常時には使用しないＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１およびリニアソレノイドバルブＳＬＴの制御状態の組み合わせ（ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１がＯＮ状態、かつ、リニアソレノイドバルブＳＬＴが切換制御範囲Ｙ５の制御油圧ＰＳＬＴを出力する状態の組み合わせ）を利用しているので、通常時に行われる他の制御を妨げることなく、急減速状態の発生を回避できる。   As described above, when there is a possibility of sudden deceleration in the belt-type continuously variable transmission 40, such as when the transmission hydraulic pressure control valve 120 fails, the line hydraulic pressure PL is the hydraulic pressure of the driving pulley 41. Since the pressure is supplied to the actuator 413, it is possible to suppress the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 413 from rapidly decreasing and to avoid the occurrence of a sudden deceleration state. That is, since the gear ratio γ is changed to the speed increasing side by the introduction of the line oil pressure PL, the subsequent change of the speed ratio γ to the speed reducing side can be suppressed. As a result, it is possible to prevent belt slippage and excessive shock that occur due to sudden deceleration. Further, by using existing solenoid valves (ON-OFF solenoid valve SL1, linear solenoid valve SLT) without adding a new solenoid valve, it is possible to avoid an increase in cost and an increase in size of the apparatus. Moreover, in this case, a combination of control states of the ON-OFF solenoid valve SL1 and the linear solenoid valve SLT that are not normally used (ON-OFF solenoid valve SL1 is in the ON state and the linear solenoid valve SLT is in the switching control range Y5. Since a combination of states that output PSLT is used, the occurrence of a sudden deceleration state can be avoided without interfering with other controls that are normally performed.

以上、本発明の実施形態について説明したが、ここに示した実施形態は一例であり、さまざまに変形することが可能である。その一例を以下に挙げる。   Although the embodiment of the present invention has been described above, the embodiment shown here is an example and can be variously modified. An example is given below.

上記実施形態では、ベルト式無段変速機４０で急減速状態の発生を回避するために、ライン油圧ＰＬを駆動側プーリ４１の油圧アクチュエータ４１３へ供給する場合について説明したが、ライン油圧ＰＬの代わりに、挟圧油圧コントロールバルブ１３０によって調圧された挟圧油圧ＰＯＵＴを油圧アクチュエータ４１３へ供給する構成としてもよい。また、それ以外の油圧、例えば、第１モジュレータ油圧ＰＭ１、第２モジュレータ油圧ＰＭ２、セカンダリ油圧ＰＳＥＣなどを油圧アクチュエータ４１３へ供給する構成としてもよい。要するに、油圧アクチュエータ４１３への油圧供給により、変速比γを増速側へ変化できるような油圧であればよい。   In the above embodiment, the case where the line hydraulic pressure PL is supplied to the hydraulic actuator 413 of the driving pulley 41 in order to avoid the sudden deceleration state in the belt type continuously variable transmission 40 has been described. Alternatively, the clamping oil pressure POUT regulated by the clamping oil pressure control valve 130 may be supplied to the hydraulic actuator 413. Further, other hydraulic pressures such as the first modulator hydraulic pressure PM1, the second modulator hydraulic pressure PM2, and the secondary hydraulic pressure PSEC may be supplied to the hydraulic actuator 413. In short, any hydraulic pressure may be used as long as the gear ratio γ can be changed to the speed increasing side by supplying hydraulic pressure to the hydraulic actuator 413.

上記実施形態では、フェールセーフバルブ１９０の切り換えを、既存のＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１、リニアソレノイドバルブＳＬＴによって行う場合について説明したが、フェールセーフバルブ１９０を切り換える構成として、それ以外の既存の電磁弁の組み合わせを採用してもよい。この場合、既存の電磁弁を２つだけではなく、３つ以上用いてもよい。このように、フェールセーフバルブ１９０を切り換える構成として、既存の構成をそのまま利用することで、コストアップや装置の大型化を回避することができる。   In the above embodiment, the case where the fail-safe valve 190 is switched by the existing ON-OFF solenoid valve SL1 and the linear solenoid valve SLT has been described. However, as a configuration for switching the fail-safe valve 190, other existing electromagnetic valves are used. A combination of the above may be adopted. In this case, not only two existing solenoid valves but also three or more may be used. As described above, as a configuration for switching the fail-safe valve 190, by using an existing configuration as it is, an increase in cost and an increase in the size of the apparatus can be avoided.

上記実施形態では、リニアソレノイドバルブＳＬＴによって、ライン油圧ＰＬの調圧制御、ロックアップクラッチ２６の係合・解放制御、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御、および、フェールセーフバルブ１９０の切換制御を行う場合について説明したが、この場合に限られることはない。例えば、図７、図９に示すように、ロックアップクラッチ２６の係合・解放制御を、リニアソレノイドバルブＳＬＴ以外の他のリニアソレノイドバルブによって行う構成としてもよい。また、図示はしないが、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御を、リニアソレノイドバルブＳＬＴ以外の他のリニアソレノイドバルブによって行う構成としたり、ライン油圧ＰＬの調圧制御を、リニアソレノイドバルブＳＬＴ以外の他のリニアソレノイドバルブによって行う構成としてもよい。   In the above embodiment, the linear solenoid valve SLT controls the pressure regulation of the line oil pressure PL, the engagement / release control of the lockup clutch 26, the engagement transient control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1, and the fail safe valve. Although the case where the switching control 190 is performed has been described, the present invention is not limited to this case. For example, as shown in FIGS. 7 and 9, the engagement / release control of the lock-up clutch 26 may be performed by a linear solenoid valve other than the linear solenoid valve SLT. Further, although not shown in the figure, the engagement transient control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is performed by a linear solenoid valve other than the linear solenoid valve SLT, or the pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL is performed linearly. A configuration may be adopted in which a linear solenoid valve other than the solenoid valve SLT is used.

図７、図９には、他の実施形態に係る油圧制御回路の一部をそれぞれ示している。図７は、ライン油圧ＰＬの調圧制御をリニアソレノイドバルブＳＬＴ，ＳＬＳによって行う場合を示し、図９は、ライン油圧ＰＬの調圧制御をリニアソレノイドバルブＳＬＴのみによって行う場合を示している。図７、図９では、ロックアップクラッチの係合・解放制御に関わる部分（例えば、ロックアップコントロールバルブなど）や、マニュアルバルブなどの図示を省略している。   7 and 9 show a part of a hydraulic control circuit according to another embodiment. FIG. 7 shows a case where the pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL is performed by the linear solenoid valves SLT and SLS, and FIG. 9 shows a case where the pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL is performed only by the linear solenoid valve SLT. In FIGS. 7 and 9, a portion related to engagement / release control of the lockup clutch (for example, a lockup control valve), a manual valve, and the like are omitted.

図７に示す油圧制御回路１００’について簡潔に説明する。ここでは、図３に示す上記実施形態の油圧制御回路１００と異なる部分について主に説明する。上記実施形態の油圧制御回路１００と同じ部分については同じ符号を用いている。   The hydraulic control circuit 100 ′ shown in FIG. 7 will be briefly described. Here, a different part from the hydraulic control circuit 100 of the said embodiment shown in FIG. 3 is mainly demonstrated. The same reference numerals are used for the same parts as those of the hydraulic control circuit 100 of the above embodiment.

油圧制御回路１００’において、リニアソレノイドバルブＳＬＴは、ライン油圧ＰＬの調圧制御、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御（係合過渡油圧の制御）、および、フェールセーフバルブ１９０の切換制御を行うために設けられている。   In the hydraulic control circuit 100 ′, the linear solenoid valve SLT includes pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL, engagement transient control (control of engagement transient hydraulic pressure) of the forward clutch C 1 and the reverse brake B 1, and a fail safe valve 190. Is provided to perform the switching control.

詳細には、リニアソレノイドバルブＳＬＴから出力される制御油圧ＰＳＬＴは、フェールセーフバルブ１９０、ガレージシフトバルブ１６０を介してプライマリレギュレータバルブ１１０および前進用クラッチＣ１の油圧サーボと後進用ブレーキＢ１の油圧サーボへ供給される。ライン油圧ＰＬの調圧制御、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御、および、フェールセーフバルブ１９０の切換制御は、その制御油圧ＰＳＬＴに基づいて行われる。なお、油圧制御回路１００においてロックアップ制御範囲の設定を行うために設けられていた減圧バルブは、油圧制御回路１００’には設けられていない。   Specifically, the control hydraulic pressure PSLT output from the linear solenoid valve SLT is transferred to the hydraulic servo of the primary regulator valve 110 and the forward clutch C1 and the hydraulic servo of the reverse brake B1 via the fail safe valve 190 and the garage shift valve 160. Supplied. The pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL, the engagement transition control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1, and the switching control of the fail safe valve 190 are performed based on the control hydraulic pressure PSLT. Note that the pressure reducing valve provided for setting the lockup control range in the hydraulic control circuit 100 is not provided in the hydraulic control circuit 100 ′.

上記実施形態の場合と同様に、リニアソレノイドバルブＳＬＴへ通電される励磁電流およびリニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴに対して係合過渡制御範囲Ｘ７（Ｙ７）が設定されている（図８参照）。この係合過渡制御範囲Ｙ７は、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御が行われる場合の前進用クラッチＣ１の油圧サーボと後進用ブレーキＢ１の油圧サーボへ供給される係合過渡油圧の変動範囲になっている。また、上記実施形態の場合と同様に、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御の余剰域を利用して、フェールセーフバルブ１９０の切換制御を行うための切換制御範囲Ｘ８（Ｙ８）が設定されている。切換制御範囲Ｘ８（Ｙ８）は、係合過渡制御範囲Ｘ７（Ｙ７）に比べ制御油圧ＰＳＬＴが大きい範囲に設定されている。   As in the case of the above embodiment, the engagement transient control range X7 (Y7) is set for the exciting current energized to the linear solenoid valve SLT and the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT (see FIG. 8). . This engagement transient control range Y7 is an engagement transient supplied to the hydraulic servo of the forward clutch C1 and the hydraulic servo of the reverse brake B1 when the engagement transient control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is performed. The hydraulic pressure fluctuation range. Further, as in the case of the above embodiment, the switching control range X8 (Y8) for performing switching control of the fail-safe valve 190 using the surplus area of the engagement transient control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1. ) Is set. The switching control range X8 (Y8) is set to a range where the control hydraulic pressure PSLT is larger than the engagement transient control range X7 (Y7).

リニアソレノイドバルブＳＬＰは、ベルト式無段変速機４０の変速油圧ＰＩＮの調圧制御を行うために設けられている。   The linear solenoid valve SLP is provided to perform pressure regulation control of the transmission hydraulic pressure PIN of the belt type continuously variable transmission 40.

詳細には、リニアソレノイドバルブＳＬＰから出力される制御油圧ＰＳＬＰは、変速油圧コントロールバルブ１２０へ供給される。ベルト式無段変速機４０の変速油圧ＰＩＮの調圧制御は、その制御油圧ＰＳＬＰに基づいて行われる。   Specifically, the control hydraulic pressure PSLP output from the linear solenoid valve SLP is supplied to the transmission hydraulic pressure control valve 120. The pressure regulation control of the transmission hydraulic pressure PIN of the belt type continuously variable transmission 40 is performed based on the control hydraulic pressure PSLP.

リニアソレノイドバルブＳＬＳは、ライン油圧ＰＬの調圧制御、および、ベルト式無段変速機４０の挟圧油圧ＰＯＵＴの調圧制御を行うために設けられている。   The linear solenoid valve SLS is provided to perform pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL and pressure regulation control of the pinching hydraulic pressure POUT of the belt type continuously variable transmission 40.

詳細には、リニアソレノイドバルブＳＬＳから出力される制御油圧ＰＳＬＳは、挟圧油圧コントロールバルブ１３０、および、ガレージシフトバルブ１６０を介してプライマリレギュレータバルブ１１０へそれぞれ供給される。ライン油圧ＰＬの調圧制御、および、ベルト式無段変速機４０の挟圧油圧ＰＯＵＴの調圧制御は、その制御油圧ＰＳＬＳに基づいて行われる。   Specifically, the control hydraulic pressure PSLS output from the linear solenoid valve SLS is supplied to the primary regulator valve 110 via the clamping hydraulic pressure control valve 130 and the garage shift valve 160, respectively. The pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL and the pressure regulation control of the clamping hydraulic pressure POUT of the belt type continuously variable transmission 40 are performed based on the control hydraulic pressure PSLS.

ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１は、ガレージシフトバルブ１６０の切換制御、および、フェールセーフバルブ１９０の切換制御を行うために設けられている。   The ON-OFF solenoid valve SL1 is provided to perform switching control of the garage shift valve 160 and switching control of the failsafe valve 190.

詳細には、ガレージシフトバルブ１６０によって、プライマリレギュレータバルブ１１０へ供給される制御油圧が、上記制御油圧ＰＳＬＳと上記制御油圧ＰＳＬＴとの間で切り換えられる。また、ガレージシフトバルブ１６０によって、前進用クラッチＣ１の油圧サーボおよび後進用ブレーキＢ１の油圧サーボへ供給される油圧が、上記制御油圧ＰＳＬＴと第２モジュレータ油圧ＰＭ２との間で切り換えられる。   Specifically, the control hydraulic pressure supplied to the primary regulator valve 110 is switched between the control hydraulic pressure PSLS and the control hydraulic pressure PSLT by the garage shift valve 160. Further, the garage shift valve 160 switches the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo of the forward clutch C1 and the hydraulic servo of the reverse brake B1 between the control hydraulic pressure PSLT and the second modulator hydraulic pressure PM2.

そして、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１がＯＮ状態に制御されると、ガレージシフトバルブ１６０がコントロール位置（図７では上側の位置）に保持される。このとき、上記制御油圧ＰＳＬＳがプライマリレギュレータバルブ１１０へ供給されるとともに、上記制御油圧ＰＳＬＴが前進時には前進用クラッチＣ１の油圧サーボへ、後進時には後進用ブレーキＢ１の油圧サーボへ供給される。一方、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１がＯＦＦ状態に制御されると、ガレージシフトバルブ１６０がノーマル位置（図７では下側の位置）に保持される。このとき、上記制御油圧ＰＳＬＴがプライマリレギュレータバルブ１１０へ供給されるとともに、上記第２モジュレータ油圧ＰＭ２が前進用クラッチＣ１の油圧サーボおよび後進用ブレーキＢ１の油圧サーボへ係合保持油圧として供給される。   When the ON-OFF solenoid valve SL1 is controlled to be in the ON state, the garage shift valve 160 is held at the control position (the upper position in FIG. 7). At this time, the control hydraulic pressure PSLS is supplied to the primary regulator valve 110, and the control hydraulic pressure PSLT is supplied to the hydraulic servo of the forward clutch C1 when moving forward, and to the hydraulic servo of the reverse brake B1 when moving backward. On the other hand, when the ON-OFF solenoid valve SL1 is controlled to be in the OFF state, the garage shift valve 160 is held at the normal position (the lower position in FIG. 7). At this time, the control hydraulic pressure PSLT is supplied to the primary regulator valve 110, and the second modulator hydraulic pressure PM2 is supplied as an engagement holding hydraulic pressure to the hydraulic servo of the forward clutch C1 and the hydraulic servo of the reverse brake B1.

この実施形態では、フェールセーフバルブ１９０の切り換えを行うための制御弁として、既存のＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１とリニアソレノイドバルブＳＬＴとを利用する構成としている。   In this embodiment, the existing ON-OFF solenoid valve SL1 and the linear solenoid valve SLT are used as control valves for switching the fail-safe valve 190.

具体的には、フェールセーフバルブ１９０は、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１がＯＮ状態、かつ、リニアソレノイドバルブＳＬＴが上述した切換制御範囲Ｘ８（Ｙ８）にある状態のとき、フェール位置（図７では上側の位置）に切り換えられ、それ以外のとき、ノーマル位置（図７では下側の位置）に切り換えられる。この実施形態においても、上記実施形態の場合と同様に、式（１）〜（４）が成り立っている。   Specifically, the fail-safe valve 190 has a fail position (upper side in FIG. 7) when the ON-OFF solenoid valve SL1 is in the ON state and the linear solenoid valve SLT is in the switching control range X8 (Y8) described above. In other cases, the position is switched to the normal position (the lower position in FIG. 7). Also in this embodiment, the expressions (1) to (4) are established as in the case of the above embodiment.

そして、ベルト式無段変速機４０において急減速状態が発生する可能性があると判定されると、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１がＯＮ状態に制御されるとともに、リニアソレノイドバルブＳＬＴが切換制御範囲Ｙ８の制御油圧ＰＳＬＴを出力する状態に制御される。これにより、フェールセーフバルブ１９０がフェール位置に保持される。この状態では、ライン油圧ＰＬが駆動側プーリ４１の油圧アクチュエータ４１３へ供給される。   When it is determined that there is a possibility of sudden deceleration in the belt type continuously variable transmission 40, the ON-OFF solenoid valve SL1 is controlled to be in the ON state, and the linear solenoid valve SLT is switched to the switching control range Y8. The control hydraulic pressure PSLT is controlled so as to be output. As a result, the fail safe valve 190 is held at the fail position. In this state, the line hydraulic pressure PL is supplied to the hydraulic actuator 413 of the driving pulley 41.

一方、ベルト式無段変速機４０で急減速状態が発生する可能性のない通常時には、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１がＯＮ状態、かつ、リニアソレノイドバルブＳＬＴが切換制御範囲Ｙ８の制御油圧ＰＳＬＴを出力する状態に制御されることはない。このとき、フェールセーフバルブ１９０がノーマル位置に保持されている。この状態では、変速油圧コントロールバルブ１２０により調整された変速油圧ＰＩＮが駆動側プーリ４１の油圧アクチュエータ４１３へ供給されるようになっている。この通常時には、ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１がＯＮ状態に制御され、ガレージシフトバルブ１６０がコントロール位置に保持されて、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御が行われるが、リニアソレノイドバルブＳＬＴが係合過渡制御範囲Ｙ７の制御油圧ＰＳＬＴを出力する状態に制御されるので、フェールセーフバルブ１９０がフェール位置に切り換わることはない。   On the other hand, at normal times when there is no possibility of sudden deceleration in the belt type continuously variable transmission 40, the ON-OFF solenoid valve SL1 is in the ON state, and the linear solenoid valve SLT outputs the control hydraulic pressure PSLT in the switching control range Y8. It is not controlled by the state to be At this time, the fail safe valve 190 is held at the normal position. In this state, the transmission hydraulic pressure PIN adjusted by the transmission hydraulic control valve 120 is supplied to the hydraulic actuator 413 of the driving pulley 41. In this normal state, the ON-OFF solenoid valve SL1 is controlled to be in the ON state, the garage shift valve 160 is held at the control position, and the engagement transient control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is performed. Since the valve SLT is controlled so as to output the control hydraulic pressure PSLT in the engagement transient control range Y7, the fail-safe valve 190 does not switch to the fail position.

この実施形態においても、以上のように、変速油圧コントロールバルブ１２０のフェール時などのように、ベルト式無段変速機４０において急減速状態が発生する可能性がある場合には、ライン油圧ＰＬが駆動側プーリ４１の油圧アクチュエータ４１３へ供給されるので、油圧アクチュエータ４１３の油圧が急激に低下することを抑制でき、急減速状態の発生を回避できる。これにより、急減速にともなって発生するベルト滑りや過大なショックを防止することができる。そして、新たな電磁弁を追加することなく、既存の電磁弁（ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１、リニアソレノイドバルブＳＬＴ）を用いることで、コストアップや装置の大型化を回避することができる。しかも、この場合、通常時には使用しないＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１およびリニアソレノイドバルブＳＬＴの制御状態の組み合わせ（ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１がＯＮ状態、かつ、リニアソレノイドバルブＳＬＴが切換制御範囲Ｙ８の制御油圧ＰＳＬＴを出力する状態の組み合わせ）を利用しているので、通常時に行われる他の制御を妨げることなく、急減速状態の発生を回避できる。   Also in this embodiment, as described above, when there is a possibility that a sudden deceleration state may occur in the belt-type continuously variable transmission 40, such as when the transmission hydraulic pressure control valve 120 fails, the line hydraulic pressure PL is Since the oil is supplied to the hydraulic actuator 413 of the driving pulley 41, it is possible to suppress the hydraulic pressure of the hydraulic actuator 413 from rapidly decreasing and avoid the occurrence of a sudden deceleration state. As a result, it is possible to prevent belt slippage and excessive shock that occur due to sudden deceleration. Further, by using existing solenoid valves (ON-OFF solenoid valve SL1, linear solenoid valve SLT) without adding a new solenoid valve, it is possible to avoid an increase in cost and an increase in size of the apparatus. Moreover, in this case, a combination of control states of the ON-OFF solenoid valve SL1 and the linear solenoid valve SLT that are not normally used (ON-OFF solenoid valve SL1 is ON and the linear solenoid valve SLT is in the switching control range Y8. Since a combination of states that output PSLT is used, the occurrence of a sudden deceleration state can be avoided without interfering with other controls that are normally performed.

次に、図９に示す油圧制御回路１００”について簡潔に説明する。ここでは、図７に示す上述した油圧制御回路１００’と異なる部分について主に説明する。図３に示す上記実施形態の油圧制御回路１００と同じ部分については同じ符号を用いている。   Next, the hydraulic control circuit 100 ″ shown in FIG. 9 will be briefly described. Here, the difference from the above-described hydraulic control circuit 100 ′ shown in FIG. 7 will be mainly described. The hydraulic pressure of the embodiment shown in FIG. The same parts as those in the control circuit 100 are denoted by the same reference numerals.

図９に示す油圧制御回路１００”では、ライン油圧ＰＬの調圧制御がリニアソレノイドバルブＳＬＴのみによって行われる点、リニアソレノイドバルブＳＬＳの制御油圧ＰＳＬＳによってベルト式無段変速機４０の挟圧油圧ＰＯＵＴの調圧制御だけが行われる点、ガレージシフトバルブ１６０の構成が簡単になっている点などで、図７に示す油圧制御回路１００’とは主に異なる。油圧制御回路１００”では、ガレージシフトバルブ１６０によって、前進用クラッチＣ１の油圧サーボおよび後進用ブレーキＢ１の油圧サーボへ供給される油圧が、上記制御油圧ＰＳＬＴと第２モジュレータ油圧ＰＭ２との間で切り換えられる。   In the hydraulic control circuit 100 ″ shown in FIG. 9, the pressure regulation control of the line hydraulic pressure PL is performed only by the linear solenoid valve SLT, and the clamping hydraulic pressure POUT of the belt type continuously variable transmission 40 is controlled by the control hydraulic pressure PSLS of the linear solenoid valve SLS. 7 is mainly different from the hydraulic control circuit 100 ′ shown in FIG. 7 in that only the pressure regulation control is performed, the configuration of the garage shift valve 160 is simplified, and the garage shift is performed in the hydraulic control circuit 100 ″. The valve 160 switches the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo of the forward clutch C1 and the hydraulic servo of the reverse brake B1 between the control hydraulic pressure PSLT and the second modulator hydraulic pressure PM2.

この実施形態においても、リニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴに基づいて、前進用クラッチＣ１と後進用ブレーキＢ１の係合過渡制御およびフェールセーフバルブ１９０の切換制御が行われるため、上記実施形態の場合と同様に、リニアソレノイドバルブＳＬＴへ通電される励磁電流およびリニアソレノイドバルブＳＬＴの制御油圧ＰＳＬＴに対して係合過渡制御範囲が設定されている。   In this embodiment as well, the transition control of the forward clutch C1 and the reverse brake B1 and the switching control of the failsafe valve 190 are performed based on the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT. Similarly, the engagement transient control range is set for the exciting current energized to the linear solenoid valve SLT and the control hydraulic pressure PSLT of the linear solenoid valve SLT.

そして、この実施形態では、フェールセーフバルブ１９０の切り換えを行うための制御弁として、既存のＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブＳＬ１とリニアソレノイドバルブＳＬＴとを利用する構成としている。したがって、この実施形態においても、上記実施形態の場合と同様の作用効果が得られる。   In this embodiment, the existing ON-OFF solenoid valve SL1 and the linear solenoid valve SLT are used as control valves for switching the fail-safe valve 190. Therefore, also in this embodiment, the same effect as the case of the said embodiment is acquired.

実施形態に係る車両用駆動装置の概略構成を示す図である。1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a vehicle drive device according to an embodiment. 図１の車両用駆動装置の動力伝達機構の制御系統の一例を示すブロック図である。It is a block diagram which shows an example of the control system of the power transmission mechanism of the vehicle drive device of FIG. 図１の車両用駆動装置の動力伝達機構を制御するための油圧制御回路の一例を示す回路図である。It is a circuit diagram which shows an example of the hydraulic control circuit for controlling the power transmission mechanism of the vehicle drive device of FIG. リニアソレノイドバルブの制御油圧に対する減圧バルブの出力油圧の特性を示す図である。It is a figure which shows the characteristic of the output hydraulic pressure of the pressure-reduction valve with respect to the control hydraulic pressure of a linear solenoid valve. リニアソレノイドバルブの励磁電流に対する制御油圧の特性を示す図である。It is a figure which shows the characteristic of the control hydraulic pressure with respect to the exciting current of a linear solenoid valve. ベルト式無段変速機の変速比に応じた目標変速油圧および目標挟圧油圧の設定値の変化を示す図である。It is a figure which shows the change of the setting value of the target transmission hydraulic pressure and target clamping pressure oil pressure according to the gear ratio of a belt-type continuously variable transmission. 他の実施形態に係る油圧制御回路の一部を示す図である。It is a figure which shows a part of hydraulic control circuit which concerns on other embodiment. リニアソレノイドバルブの励磁電流に対する制御油圧の特性を示す図である。It is a figure which shows the characteristic of the control hydraulic pressure with respect to the exciting current of a linear solenoid valve. 他の実施形態に係る油圧制御回路の一部を示す図である。It is a figure which shows a part of hydraulic control circuit which concerns on other embodiment.

符号の説明Explanation of symbols

２０ トルクコンバータ
２６ ロックアップクラッチ
３０ 前後進切換装置
Ｃ１ 前進用クラッチ
４０ ベルト式無段変速機
４１ 駆動側プーリ
８０ 電子制御装置
１００ 油圧制御回路
１１０ プライマリレギュレータバルブ（ライン油圧制御弁）
１２０ 変速油圧コントロールバルブ（変速油圧制御弁）
１４０ ロックアップコントロールバルブ（ロックアップ制御弁）
１６０ ガレージシフトバルブ（ガレージ制御弁）
１８０ 減圧バルブ
１９０ フェールセーフバルブ
ＳＬＳ，ＳＬＴ，ＳＬＰ リニアソレノイドバルブ
ＳＬ１ ＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブ DESCRIPTION OF SYMBOLS 20 Torque converter 26 Lockup clutch 30 Forward / reverse switching device C1 Forward clutch 40 Belt type continuously variable transmission 41 Drive side pulley 80 Electronic control device 100 Hydraulic control circuit 110 Primary regulator valve (line hydraulic control valve)
120 Speed change hydraulic control valve (Speed change hydraulic control valve)
140 Lock-up control valve (lock-up control valve)
160 Garage shift valve (garage control valve)
180 Pressure reducing valve 190 Fail safe valve SLS, SLT, SLP Linear solenoid valve SL1 ON-OFF solenoid valve

Claims (14)

油圧によりベルトを挟圧して動力を伝達するとともにベルト掛かり径を変更して変速比を変化させるベルト式無段変速機と、
各部の油圧の元圧となるライン油圧を調圧するライン油圧制御弁と、
前記ベルト式無段変速機の駆動側プーリへこのベルト式無段変速機の変速比を制御する変速油圧を供給する変速油圧制御弁とを備えた油圧制御装置において、
前記変速油圧制御弁と駆動側プーリとの間には、前記駆動側プーリに供給する油圧を、前記変速油圧と前記ライン油圧とに切り換え可能なフェールセーフ弁が設けられ、
前記フェールセーフ弁は、前記変速油圧制御弁またはこれを制御する電磁弁のフェール時には、前記ライン油圧を駆動側プーリへ供給するフェール位置に切り換えられる一方、前記フェール時以外には、前記変速油圧を駆動側プーリへ供給するノーマル位置に切り換えられ、
前記フェールセーフ弁の切り換えは、既存の第１電磁弁の制御油圧と第２電磁弁の制御油圧との組み合わせによって制御されることを特徴とする油圧制御装置。 A belt-type continuously variable transmission that changes the gear ratio by changing the belt engagement diameter while transmitting the power by clamping the belt with hydraulic pressure;
A line hydraulic control valve that regulates the line hydraulic pressure, which is the source pressure of each part,
A hydraulic control device including a transmission hydraulic pressure control valve that supplies a transmission hydraulic pressure for controlling a transmission ratio of the belt type continuously variable transmission to a driving pulley of the belt type continuously variable transmission;
A fail-safe valve is provided between the shift hydraulic pressure control valve and the drive pulley, and a hydraulic pressure supplied to the drive pulley can be switched between the shift hydraulic pressure and the line hydraulic pressure.
The fail-safe valve is switched to a fail position for supplying the line oil pressure to the drive pulley when the shift oil pressure control valve or the solenoid valve for controlling the fail valve is failed. Switched to the normal position to supply to the drive pulley,
The switching of the fail-safe valve is controlled by a combination of the existing control hydraulic pressure of the first electromagnetic valve and the control hydraulic pressure of the second electromagnetic valve. 請求項１に記載の油圧制御装置において、
動力源と前記ベルト式無段変速機との間に設けられた流体式動力伝達装置に備えられ、前記動力源側とベルト式無段変速機側とを直結する油圧式のロックアップクラッチと、
車両の走行に際して動力伝達経路を成立させるために係合させられる油圧式の走行用摩擦係合要素と、
前記ロックアップクラッチの係合・解放制御の際に切り換えられるロックアップ制御弁と、
前記走行用摩擦係合要素の係合の際に供給する係合油圧を係合過渡油圧と係合保持油圧とに切り換え可能なガレージ制御弁とを備え、
前記第１電磁弁が前記ガレージ制御弁を切り換えるものであり、前記第２電磁弁が前記ロックアップ制御弁を制御するものであることを特徴とする油圧制御装置。 The hydraulic control device according to claim 1,
A hydraulic lockup clutch provided in a fluid power transmission device provided between a power source and the belt type continuously variable transmission, and directly connecting the power source side and the belt type continuously variable transmission side;
A hydraulic travel friction engagement element that is engaged to establish a power transmission path during travel of the vehicle;
A lockup control valve that is switched during engagement / release control of the lockup clutch;
A garage control valve capable of switching the engagement hydraulic pressure to be supplied when the travel friction engagement element is engaged to the engagement transient hydraulic pressure and the engagement holding hydraulic pressure;
The hydraulic control device, wherein the first solenoid valve switches the garage control valve, and the second solenoid valve controls the lockup control valve. 請求項２に記載の油圧制御装置において、
前記第２電磁弁によって、前記ロックアップ制御弁の制御に加え、前記ライン油圧制御弁の制御も行われることを特徴とする油圧制御装置。 In the hydraulic control device according to claim 2,
The hydraulic control device according to claim 1, wherein the second hydraulic valve controls the line hydraulic control valve in addition to the control of the lockup control valve. 請求項３に記載の油圧制御装置において、
前記第２電磁弁によって前記ロックアップ制御弁を制御する際、この第２電磁弁以外の第３電磁弁によって、前記ライン油圧制御弁の制御が行われるように構成されており、
前記第３電磁弁が、前記ベルト式無段変速機の従動側プーリへこのベルト式無段変速機のベルト挟圧を制御する挟圧油圧を供給する挟圧油圧制御弁を制御するものであることを特徴とする油圧制御装置。 In the hydraulic control device according to claim 3,
When the lockup control valve is controlled by the second solenoid valve, the line hydraulic control valve is controlled by a third solenoid valve other than the second solenoid valve.
The third solenoid valve controls a clamping hydraulic pressure control valve for supplying a clamping hydraulic pressure for controlling the belt clamping pressure of the belt type continuously variable transmission to the driven pulley of the belt type continuously variable transmission. A hydraulic control device characterized by that. 請求項１または請求項２に記載の油圧制御装置において、
前記第２電磁弁以外の第４電磁弁によって、前記ライン油圧制御弁の制御が行われるように構成されており、
前記第４電磁弁が、前記ベルト式無段変速機の従動側プーリへこのベルト式無段変速機のベルト挟圧を制御する挟圧油圧を供給する挟圧油圧制御弁を制御するものであることを特徴とする油圧制御装置。 In the hydraulic control device according to claim 1 or 2,
The line hydraulic control valve is configured to be controlled by a fourth electromagnetic valve other than the second electromagnetic valve,
The fourth solenoid valve controls a clamping hydraulic pressure control valve that supplies a clamping hydraulic pressure for controlling the belt clamping pressure of the belt type continuously variable transmission to the driven pulley of the belt type continuously variable transmission. A hydraulic control device characterized by that. 請求項１〜５のいずれか１つに記載の油圧制御装置において、
前記第２電磁弁によって、前記ロックアップ制御弁の制御に加え、前記走行用摩擦係合要素の係合過渡油圧の制御も行われることを特徴とする油圧制御装置。 In the hydraulic control device according to any one of claims 1 to 5,
The hydraulic control device according to claim 1, wherein the second electromagnetic valve controls an engagement transient hydraulic pressure of the traveling friction engagement element in addition to the control of the lockup control valve. 請求項６に記載の油圧制御装置において、
前記第２電磁弁によって前記走行用摩擦係合要素の係合過渡油圧の制御を行う際、前記第２電磁弁の制御油圧が、前記ロックアップ制御弁の制御時に供給される側とは反対側に供給されることを特徴とする油圧制御装置。 The hydraulic control device according to claim 6,
When controlling the engagement transient hydraulic pressure of the traveling friction engagement element by the second electromagnetic valve, the control hydraulic pressure of the second electromagnetic valve is opposite to the side supplied when controlling the lockup control valve. A hydraulic control device, characterized in that the hydraulic control device is supplied. 請求項１に記載の油圧制御装置において、
車両の走行に際して動力伝達経路を成立させるために係合させられる油圧式の走行用摩擦係合要素と、
前記走行用摩擦係合要素の係合の際に供給する係合油圧を係合過渡油圧と係合保持油圧とに切り換え可能なガレージ制御弁とを備え、
前記第１電磁弁が前記ガレージ制御弁を切り換えるものであり、前記第２電磁弁が前記ライン油圧制御弁を制御するものであることを特徴とする油圧制御装置。 The hydraulic control device according to claim 1,
A hydraulic travel friction engagement element that is engaged to establish a power transmission path during travel of the vehicle;
A garage control valve capable of switching the engagement hydraulic pressure to be supplied when the travel friction engagement element is engaged to the engagement transient hydraulic pressure and the engagement holding hydraulic pressure;
The hydraulic control apparatus, wherein the first electromagnetic valve switches the garage control valve, and the second electromagnetic valve controls the line hydraulic control valve. 請求項８に記載の油圧制御装置において、
前記第２電磁弁によって、前記ライン油圧制御弁の制御に加え、前記走行用摩擦係合要素の係合過渡油圧の制御も行われることを特徴とする油圧制御装置。 The hydraulic control apparatus according to claim 8, wherein
The hydraulic control device according to claim 1, wherein, in addition to the control of the line hydraulic control valve, the second electromagnetic valve also controls an engagement transient hydraulic pressure of the traveling friction engagement element. 請求項９に記載の油圧制御装置において、
前記第２電磁弁によって前記走行用摩擦係合要素の係合過渡油圧を制御する際、この第２電磁弁以外の第５電磁弁によって、前記ライン油圧制御弁の制御が行われるように構成されており、
前記第５電磁弁が、前記ベルト式無段変速機の従動側プーリへこのベルト式無段変速機のベルト挟圧を制御する挟圧油圧を供給する挟圧油圧制御弁を制御するものであることを特徴とする油圧制御装置。 The hydraulic control device according to claim 9,
When the engagement transient hydraulic pressure of the traveling friction engagement element is controlled by the second electromagnetic valve, the line hydraulic control valve is controlled by a fifth electromagnetic valve other than the second electromagnetic valve. And
The fifth solenoid valve controls a clamping hydraulic pressure control valve for supplying a clamping hydraulic pressure for controlling the belt clamping pressure of the belt type continuously variable transmission to the driven pulley of the belt type continuously variable transmission. A hydraulic control device characterized by that. 請求項６、請求項７、請求項９、または請求項１０に記載の油圧制御装置において、
前記フェールセーフ弁は、前記第１電磁弁が制御油圧を出力するＯＮ状態であり、かつ、前記第２電磁弁が前記係合過渡油圧の制御時の制御油圧に比べ大きい制御油圧を出力する状態である場合には、前記フェール位置に切り換えられる一方、それ以外の場合には前記ノーマル位置に切り換えられることを特徴とする油圧制御装置。 In the hydraulic control device according to claim 6, claim 7, claim 9, or claim 10,
The fail safe valve is in an ON state in which the first solenoid valve outputs a control oil pressure, and the second solenoid valve outputs a control oil pressure that is larger than the control oil pressure during the control of the engagement transient oil pressure. The hydraulic control device is switched to the fail position in the case of, and switched to the normal position in the other cases. 請求項１〜１１のいずれか１つに記載の油圧制御装置において、
前記変速油圧制御弁またはこれを制御する電磁弁のフェール時には、前記ライン油圧の代わりに、前記ベルト式無段変速機のベルト挟圧を制御する挟圧油圧を前記駆動側プーリに供給するように構成されていることを特徴とする油圧制御装置。 In the hydraulic control device according to any one of claims 1 to 11,
At the time of failure of the shift hydraulic pressure control valve or the electromagnetic valve that controls the shift hydraulic pressure control valve, instead of the line hydraulic pressure, a clamping hydraulic pressure for controlling the belt clamping pressure of the belt-type continuously variable transmission is supplied to the driving pulley. A hydraulic control device characterized by being configured. 請求項２〜１１のいずれか１つに記載の油圧制御装置において、
前記変速油圧制御弁またはこれを制御する電磁弁のフェール時には、前記ライン油圧の代わりに、前記走行用摩擦係合要素に供給される前記係合保持油圧を前記駆動側プーリに供給するように構成されていることを特徴とする油圧制御装置。 In the hydraulic control device according to any one of claims 2 to 11,
At the time of failure of the shift hydraulic pressure control valve or the electromagnetic valve that controls the shift hydraulic pressure control valve, the engagement holding hydraulic pressure supplied to the travel friction engagement element is supplied to the driving pulley instead of the line hydraulic pressure. A hydraulic control device characterized by being provided. 請求項１〜１１のいずれか１つに記載の油圧制御装置において、
前記変速油圧制御弁またはこれを制御する電磁弁のフェール時には、前記ライン油圧の代わりに、前記各電磁弁に供給される電磁弁元圧を前記駆動側プーリに供給するように構成されていることを特徴とする油圧制御装置。 In the hydraulic control device according to any one of claims 1 to 11,
At the time of failure of the shift hydraulic pressure control valve or the solenoid valve that controls the shift hydraulic pressure control valve, an electromagnetic valve original pressure supplied to each electromagnetic valve is supplied to the driving pulley instead of the line hydraulic pressure. Hydraulic control device characterized by.
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