JP2015127568A - 油圧制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】本発明は、無段変速機と副変速機を備えた自動変速機におけるインターロックを防止し、自動変速機の損傷や車両挙動の急変の防止を実現可能な、自動変速機の油圧制御装置を提供する。
【解決手段】一般的な部品である段付きスプールバルブとばね部材を油圧回路に配設することにより、走行中に変速制御用の電磁弁や電磁弁を制御するＥＣＵが故障した場合においても、意図しない走行モードの急激な切替えが生じ得ないようにすることで、自動変速機の損傷や車両挙動の急変を防止している。
【選択図】図１

Description

本発明は、副変速機を有する車両用無段変速機において、副変速機用の入力クラッチと、無段変速機用の入力クラッチが同時に係合する状態（インターロック状態）を防止する油圧制御装置に関する。

車両用無段変速機には、有効径が可変の入力側プーリと出力側プーリに無端ベルトが掛け渡されて、両プーリの有効径（巻き掛け径）を変化させることで両プーリ間の回転速度比を連続的に変化させ、無段階に変速比を可変させ得るベルト式無段変速機構を備えたものや、入力側と出力側の２枚のディスクを平行に配置し、その間に複数のパワーローラー（コマ）が配設されて、パワーローラーの傾斜角を変化させ、それに応じて入力側と出力側のディスクの回転速度比を連続的に変化させ、無段階に変速比を可変させ得るトロイダル式無段変速機構を備えたもの等がある。

上記したような無段変速機は、エンジンを高効率回転領域で連続して運転させつつ、車両を低速走行状態から高速走行状態へ移行させることが可能であり、市街地で停車と発進・加速を繰り返すような走行モードでは、遊星ギヤを用いた有段変速機よりも燃費がよく、変速時のショックもないため快適な走行を提供し得る点で有利である。

しかしながら、入力側から出力側へ動力を伝えるベルトやパワーローラーと、プーリやディスクとが相対的にスリップしてしまい、部品が損傷することを防止するため、常時プーリやディスクを押すために使用している油圧を、高速走行時には特に高くする必要がある。

上記のプーリやディスクを押すために使用する油圧は、無段変速機に備える油圧ポンプで発生させる。油圧ポンプの動力源はエンジンであり、高い油圧を発生させるためには油圧ポンプの駆動に大きな動力が必要となり、相対的に車両の走行に使用できるエンジン出力が減少するため、特に高速走行時には燃費向上の妨げとなる。

上記の問題を解消する手段として、無段変速機に副変速機を備えたスプリット型の車両用無段変速機が考案されている。変速機の変速範囲を拡大するため、無段変速機と、無段変速機の増速側より高い高速ギヤ段を有する副変速機と、を備えており、発進時から高速走行までの変速は無段変速機が担い無段変速機モードで走行し、高速走行時においては副変速機に切り替えてスプリットモードで走行することで、無段変速機における高速走行時の燃費の低下を回避している。

ところで、上記したスプリット型車両用無段変速機のように、変速機の入力軸から出力軸の間に複数の動力伝達手段を有し、走行に使用する動力伝達手段の切替をクラッチの持ち替えにより行う変速機において、同時に複数のクラッチが係合してしまうと、インターロックと呼ばれる状態に陥る場合がある。

また、無段変速機を制御する電子制御装置（ＥＣＵ）が走行中に故障した場合に、上記の無段変速機モードとスプリットモードとのモード切替えが意図せず行われ、上記インターロック状態に陥る場合もある。

上記インターロック状態では、エンジンからの動力が変速機に入力されるにも関わらず、動力が出力軸から外部へ出力されない状態となり、動力が変速機内に留まるため、高速走行中にインターロック状態になると車両が急減速して挙動が乱れたり、変速機を構成するベルトやクラッチ等の部品が破損したりしてしまう。

上記した無段変速機による無段変速機走行モードと、副変速機によるスプリット走行モードの切替をスムーズに行うためのモード切替制御性を確保したうえで、インターロック状態を機械的に回避するために専用のソレノイドバルブを追加すると、コストや容積の増大が避けられない。また、制御的に回避しようとすると制御ロジックの構成が複雑になり、開発工数が増大してしまう。

特開平５−７９５５４号公報

かかる問題に対応すべく、本発明は、無段変速機に副変速機を備えたスプリット型の車両用無段変速機において、複数の入力クラッチが同時に係合することを簡易な機構で防止することが可能な、油圧制御装置の提供を目的とする。

上述した課題を解決すべく提供される本発明の油圧制御装置は、受圧面積Ａの大径ランド部と受圧面積Ａ’の小径ランド部とを有する無段変速機用の第一スプールバルブと、受圧面積Ｂの大径ランド部と受圧面積Ｂ’の小径ランド部とを有する前記無段変速機の変速を補助する副変速機用の第二スプールバルブと前記第一スプールバルブへの制御圧Ｐ１を送出する第一リニアソレノイドバルブと、前記第二スプールバルブへの制御圧Ｐ２を送出する第二リニアソレノイドバルブと、を備える。この油圧制御装置において、前記第一スプールバルブおよび第二スプールバルブには、それぞれ小径ランド部から大径ランド部に向けた付勢力Ｆ、Ｆ’を付与するバネ部材が備えられる。また、前記制御圧Ｐ１が、第一スプールバルブの大径ランド部と小径ランド部との連結部側に供給され、第二スプールバルブの大径ランド部の端部側に供給され、前記制御圧Ｐ２が、第一スプールバルブの大径ランド部の端部側に供給され、第二スプールバルブの大径ランド部と小径ランド部との連結部側に供給される。前記制御圧Ｐ１および制御圧Ｐ２の元圧となるライン圧Ｐｃは、前記制御圧Ｐ１および制御圧Ｐ２の最大値と略同一であり、第一スプールバルブおよび第二スプールバルブの小径ランド部の端部側に供給され、無段変速機走行モードのときには、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１が増大され、Ｐ１×Ｂ＞Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’ かつ Ｐ２×Ａ＜Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が成立すると、第二スプールバルブが小径ランド部側に移動して制御圧Ｐ２の油圧経路を遮断し、第一スプールバルブが大径ランド部側に留まって無段変速機への係合圧を供給する油圧回路構成を具備する。また、無段変速機から副変速機への切替え過渡モードのときには、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１が最大値からＰ１×Ｂ＜Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’の関係が成立するまで減少され、第二スプールバルブが大径ランド部側に移動することで第二スプールバルブから副変速機への油圧経路が連通された後、第二リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ２が増大されて前記副変速機への係合圧を供給開始するするとともに、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１がさらに低減され、第一スプールバルブが小径ランド部側に移動し、その結果、Ｐ２×Ａ＞Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が成立し、無段変速機への係合圧を遮断する油圧回路構成を具備する。また、副変速機走行モードのときには、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１が低減され、第二リニアソレノイドバルブによる制御圧Ｐ２の前記副変速機への係合圧の供給が継続されることで、Ｐ１×Ｂ＜Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’の関係が維持され、第二スプールバルブが大径ランド部側に移動した状態を維持し、Ｐ２×Ａ＞Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が維持され、第一スプールバルブが小径ランド部側に移動した状態を継続し、無段変速機への係合圧を遮断する油圧回路構成を具備している。

上記の構成とすることにより、無段変速機走行モード用第一リニアソレノイドバルブと、副変速機走行モード用第二リニアソレノイドバルブと、からなる油圧回路に、受圧面積が大小のランド径を有するスプールバルブと、バネ部材と、を２セットのみ追加配設する簡易な機構で、コストや容積の増大を抑制しつつ複数の入力クラッチが同時に係合することを確実に防止し得る。加えて、電子制御装置（ＥＣＵ）等が故障した場合も、故障直前の走行モードを維持し、意図しないモード切替えを回避することができる。

本発明によれば、無段変速機走行モードのときには第二スプールバルブが副変速機の制御圧Ｐ２の油圧経路を遮断し、第一スプールバルブが無段変速機へ制御圧Ｐ１を供給する油圧回路を構成する。また、無段変速機から副変速機への過渡モードのときには、第二スプールバルブから副変速機への制御圧Ｐ２を供給する油圧経路が連通された後、第一スプールバルブが無段変速機への制御圧Ｐ１を遮断する油圧回路を構成する。また、副変速機走行モードのときには、第一スプールバルブが無段変速機への制御圧Ｐ１を継続して遮断し、かつ第二スプールバルブが副変速機への制御圧Ｐ２を供給する油圧経路を継続して
連通する油圧回路を構成する。上記の油圧回路構成とすることで、複数の入力クラッチが同時に係合することを確実に防止することができる。

本発明の実施形態が適用される油圧制御用ＥＣＵとスプリット型無段変速機の構成を示す概念図である。 本発明の実施形態が適用される車両用スプリット型無段変速機の構造を示す略図である。 本発明の油圧制御装置において、無段変速機走行モードの時の、油圧回路構成の一例を示す略図である。 本発明の油圧制御装置において、無段変速機走行モードからスプリット走行モードへの切替えを行う時の、油圧回路構成の一例を示す略図である。 本発明の油圧制御装置において、スプリット走行モードの時の、油圧回路構成の一例を示す略図である。 本発明の油圧制御装置において、無段変速機走行モードとスプリット走行モードとの切替えを行う時の、油圧制御のタイミングチャートである。 第一・第二スプールバルブの動作を説明するための略図である。 本発明の油圧制御装置を適用可能な、別実施形態の車両用スプリット型無段変速機の構造を示す略図である。

本発明の本発明の実施形態が適用される油圧制御用ＥＣＵとスプリット型無段変速機の構成を示す概念図である図１を参照して、本発明の実施の形態に係るスプリット型無段変速機１００の走行モード切替制御について説明する。上記スプリット型無段変速機２００（以下、単に「スプリット型変速機」とも称す）は、スプリット型変速機２００の内部に設けられるベルト式無段変速機１００（以下、単に「ＣＶＴ」とも称す）と、副変速機１１０と、を含む。

スプリット型無段変速機２００の入力軸は、図示しない動力伝達手段を介してエンジン２２０のクランクシャフトに接続され、上記スプリット型変速機２００の出力軸は、デファレンシャルギヤ２５０などを介して駆動輪１３０に接続される。エンジン２２０の回転がスプリット型変速機２００によって変速されて駆動輪１３０へ伝達されることにより、図示しない車両は走行する。

スプリット型無段変速機２００は、概ねベルト式無段変速機１００と、副変速機１１０と、油圧制御部１２０と、により構成される。エンジン２２０から入力された動力はベルト式無段変速機１００、及び／又は副変速機１１０とにより変速され、駆動輪１３０へ出力される。

上述したようにスプリット型変速機２００は、ＣＶＴ１００と、副変速機１１０と、を有し、走行状態によって、走行に使用する変速手段をＣＶＴ１００と、副変速機１１０と、のいずれかに切替える。走行状態は、図示しない検出手段、例えば車速センサ、エンジン回転数センサ等からの信号を受けたＥＣＵ１５０（油圧制御指示手段）により判定される。

上記信号を受けて走行状態を判定したＥＣＵ１５０は、無段変速機（ＣＶＴ）走行モードと、副変速機走行モードと、のいずれのモードで走行すればよいかを判断し、上記無段変速機走行モードを選択したときはＣＶＴクラッチ圧制御信号１５２を、上記副変速機走行モードを選択したときは副変速機クラッチ圧制御信号１５４を、それぞれスプリット型変速機２００が備える油圧制御部１２０へ出力する。

上記信号を受けた油圧制御部１２０は、ＣＶＴクラッチ圧制御信号１５２を受けた場合にはＣＶＴクラッチ圧の制御を開始する。また、副変速機クラッチ圧制御信号１５４を受けた場合には副変速機クラッチ圧の制御を開始する。

図２に、本発明の実施形態が適用される車両用スプリット型無段変速機の構造を示す略図を示し、これを参照しながらスプリット型無段変速機２００の構造と、変速方法について詳細に説明する。

前進走行する場合、前進クラッチ２を係合すると、エンジン２２０からスプリット型変速機２００の入力軸２３０へ入力された動力は、ギヤ３からギヤ４へ伝達される。また、スプリット型変速機２００では、発進時から巡航速度域での走行時にかけてはＣＶＴ１００により変速を行うため、図１のＥＣＵ１５０からＣＶＴクラッチ圧制御信号１５２が出力され、油圧制御部１２０により無段変速機走行モードに用いるＣＶＴモードクラッチ１０が油圧により係合される。

上記により、エンジン２２０からスプリット型変速機２００の入力軸２３０へ入力された動力は、ＣＶＴ１００のＣＶＴベルト１０２を介して出力軸２４０へ伝達され、さらにデファレンシャルギヤ２５０などを介して駆動輪１３０へ出力される。

上記ＣＶＴ１００は、入力側プーリ１０４と出力側プーリ１０６とを具備し、各プーリの溝幅を変化させ、ＣＶＴベルト１０２の有効径（巻き掛け径）を入力側プーリ１０４と出力側プーリ１０６とで互いに変化させることで、変速を行う。具体的には、発進時には入力側プーリ１０４の溝幅を最も広くし、出力側プーリ１０６の溝幅を最も狭くする。上記により、入力側プーリ１０４のＣＶＴベルト１０２の有効径（巻き掛け径）は最小となり、出力側プーリ１０６のＣＶＴベルト１０２の有効径は最大となり、減速比が最大となる。

上記で減速比が最大となった状態で、エンジン２２０からの入力回転を最小にまで減速して駆動輪１３０へ出力し、図示しない車両を発進させる。発進後は、図示しない運転者の所望する車両速度が、図示しないアクセルペダルにより図１のＥＣＵ１５０へ入力され、ＥＣＵ１５０からの制御に応じて入力側プーリ１０４の溝幅を徐々に狭めるとともに、出力側プーリ１０６の溝幅を徐々に広げ、減速比を連続的に無段階に変化させるよう制御を行うことにより、エンジン２２０を図１に示すＥＣＵ１５０からの燃料噴射制御信号１５８等により高効率回転領域で運転しながら、運転者の所望する車両速度で走行することを可能としている。

しかしながら、ベルト式無段変速機１００は高速走行時、即ち減速比が小さく、入力回転より出力回転が大となるオーバードライブ状態ではエネルギー効率が悪化する。詳述すると、図２において、オーバードライブ状態では入力側プーリ１０４の溝幅を最も狭くし、出力側プーリ１０６の溝幅を最も広くして走行する。

上記の場合、入力側プーリ１０４のＣＶＴベルト１０２の有効径（巻き掛け径）は最大となり、出力側プーリ１０６のＣＶＴベルト１０２の有効径は最小となり、出力側プーリの回転数が入力側プーリの回転数より大きくなって、エンジン２２０からの入力回転数よりも大きな出力回転を駆動輪１３０に付与することができ、高速走行が可能となる。

上述したように、オーバードライブ状態での高速走行時には入力側プーリ１０４の溝幅を最も狭くした状態を維持する必要がある。上記の状態を維持するためには、図示しない油圧ポンプで高圧の作動油を大量に発生させ、入力側プーリ１０４を押し付け、溝幅を狭くした状態を維持させなければならない。

上記の図示しない油圧ポンプはエンジン２２０により駆動される構造となっており、高圧の作動油を大量に発生させるとエンジン２２０が発生させたエネルギーのうち、油圧ポンプの駆動のために消費される割合が増加し、図示しない車両を走行させるために使用可能なエネルギーが減少する。このため、オーバードライブ状態での高速走行時にはエネルギー伝達効率が低下し、燃費が悪化してしまう。

また、高速走行時にはＣＶＴベルト１０２も高速で回転するが、ＣＶＴベルト１０２を構成する図示しないエレメント部材同士の摩擦によるエネルギー損失（熱ロス）が高速回転状態では大きくなり、これもエネルギー伝達効率の低下や燃費の悪化の一因となる。

上述した、高速走行時でのエネルギー効率の低下や燃費の悪化を防止するため、スプリット型無段変速機２００には副変速機１１０が備えられている。

図２の副変速機１１０は、スプリットモードクラッチ２０を係合することで、遊星ギヤ３０のリングギヤ３２の外周部に設けられた大径スプロケット３４から、小径スプロケット３６へ、チェーン３８を介して入力軸２３０からのエンジン回転を出力軸２５０へ、増速して出力するように構成されている。

かかる構成にしておくことにより、図示しない車両がベルト式無段変速機１００を用いて停車状態から発進、加速し高速走行状態に至った場合、動力の伝達手段を副変速機１１０に切り替えることが可能となる。

上記の方法により、停車状態から発進、加速し高速走行状態に至るまでの間は、ＣＶＴ１００により変速しエンジン２２０を高効率回転領域で運転させ、高速走行状態では副変速機１１０により増速状態を維持し、エンジン２２０の運転を高効率回転領域で継続させ
ることを実現し得る。

上記の無段変速機走行モード（以下、単に「ＣＶＴモード」とも称す）と、副変速機走行モード（以下、単に「スプリットモード」とも称す）と、の切替は、ＣＶＴモードクラッチ１０と、スプリットモードクラッチ２０と、を持ち替えることで行われる。

上記クラッチの持ち替えは、上記で説明したように高速走行中に行われる。クラッチの持ち替えの途中に、ＣＶＴモードクラッチ１０と、スプリットモードクラッチ２０とが同時に係合されると、スプリット型無段変速機２００はインターロック状態となり、急減速して車両の挙動が乱れ、事故に至ったり、プーリ１０４、１０６とＣＶＴベルト１００とが相対的に滑り、双方に損傷を受けたり、クラッチ１０、２０が滑って損傷を受けたり、動力伝達経路の最弱部分等が破損してしまうといった重大な問題が生じる。

本発明における油圧制御装置は、ＣＶＴモードクラッチ１０と、スプリットモードクラッチ２０とが同時に係合されることが生じ得ない油圧回路構成とするため、受圧面積が大小のランド部を１つずつ有するスプールバルブとバネ部材と、の２組からなる簡易なインターロック防止機構を備える。

図３〜図６を参照して、上記のインターロック防止機構を備えた油圧制御装置について詳細に説明する。上記の無段変速機走行モードと、副変速機走行モードと、の切替えは、図３〜図５に示すＣＶＴモードクラッチ１０と、スプリットモードクラッチ２０と、を持ち替えることで行われる。

また、上記したインターロックを防止するため、受圧面積Ａの大径ランド部１４と受圧面積Ａ’の小径ランド部１３とを有する無段変速機用の第一スプールバルブ１５と、受圧面積Ｂの大径ランド部２４と受圧面積Ｂ’の小径ランド部２３とを有する副変速機用の第二スプールバルブ２５と、を備える。

上記第一スプールバルブ１５と、第二スプールバルブ２５と、はそれぞれ小径ランド部から大径ランド部に向けた付勢力Ｆ、Ｆ’を付与するバネ部材１８、２８を具備する。

また、ＣＶＴモードクラッチ１０の係合制御圧は、第一スプールバルブへの制御圧Ｐ１を送出する第一リニアソレノイドバルブ１２により、スプリットモードクラッチ２０の係合制御圧は第二スプールバルブへの制御圧Ｐ２を送出する第二リニアソレノイドバルブ２２により、それぞれ出力される。

上記制御圧Ｐ１は、第一スプールバルブ１５の大径ランド部１４と小径ランド部１３との連結部側と、第二スプールバルブ２５の大径ランド部２４の端部側と、に供給される。また、上記制御圧Ｐ２は、第一スプールバルブ１５の大径ランド部１４の端部側と、第二スプールバルブ２５の大径ランド部２４と小径ランド部２３との連結部側と、に供給される。上記制御圧Ｐ１および制御圧Ｐ２の元圧となるライン圧Ｐｃは、上記制御圧Ｐ１および制御圧Ｐ２の最大値と略同一であり、第一スプールバルブ１５、および第二スプールバルブ２５の小径ランド部１３、２３の端部側に供給される油圧回路構成となっている。

ここで、無段変速機用の第一スプールバルブ１５と副変速機用の第二スプールバルブ２５の動作について、上記第一スプールバルブ１５と、第二スプールバルブ２５と、バネ部材１８、２８と、制御圧Ｐ１と、制御圧Ｐ２と、制御圧の元圧となるライン圧Ｐｃと、バネ部材１８、２８のバネ力Ｆ、Ｆ’と、を示した略図である図７を参照して詳細に説明する。尚、図７に示す第一・第二スプールバルブは、大径ランド部１４、２４と小径ランド部１３、１４との連結部を省略して図示したものである。

まず、第一スプールバルブ１４を本図において下方向、即ち小径部１３方向へ押す力Ｆ1dは、Ｆ1d＝Ｐ２×Ａの式で表される。また、上記第一スプールバルブ１４を本図において上方向、即ち大径部１４方向へ押す力Ｆ1uは、Ｆ1u＝Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆと表される。

上記において、Ｆ1d＞Ｆ1uの関係が成立する場合は、第一スプールバルブ１５が本図の下方向、即ち小径部１３方向へ移動させられる。図５に示すように、第一スプールバルブ１５が小径部１３方向へ移動させられた状態では、制御圧Ｐ１がＣＶＴモードクラッチ１０へ導入される油路は大径部１４で遮断される。

このとき、上記制御圧Ｐ１は図示しないドレーンポートへ導かれ、大気圧に解放されるため、Ｐ１≒０となる。よって、Ｆ1u＝Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆ＝（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆとなり、第一スプールバルブ１５はＰ１に依存せず大径部１４方向へ移動させられた状態に維持される。

また、上記において、Ｆ1d＜Ｆ1uの関係が成立する場合は、第一スプールバルブ１５が本図の上方向、即ち大径部１４方向へ移動させられる。図３に示すように、第一スプールバルブ１５が大径部１４方向へ移動させられた状態では、制御圧Ｐ１がＣＶＴモードクラッチ１０へ導入される油路が連通される。

このとき、上記制御圧Ｐ１はＣＶＴモードクラッチ１０の係合を制御し、係合後は制御圧の元圧となるライン圧Ｐｃと同一となる。Ｐ１＝Ｐｃとすると、Ｆ1u＝Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆ＝Ｐ１×Ａ＋Ｆとなり、仮に制御圧Ｐ２が最大出力＝Ｐｃとなった場合も、Ｐ１＝Ｐ２＝Ｐｃであるため、Ｆ1d：Ｆ1u＝Ｐ２×Ａ：Ｐ１×Ａ＋Ｆ＝Ｐｃ×Ａ：Ｐｃ×Ａ＋Ｆの関係となり、バネ力Ｆの付勢によってＦ1d＜Ｆ1uとなり、第一スプールバルブ１５は大径部１４方向へ移動させられた状態に維持される。即ち、制御圧Ｐ１がＣＶＴモードクラッチ１０へ導入される油路が連通された状態が継続される。

次に、第二スプールバルブ２４を本図において下方向、即ち小径部２３方向へ押す力Ｆ2dは、Ｆ2d＝Ｐ１×Ｂの式で表される。また、上記第二スプールバルブを本図において上方向、即ち大径部２４方向へ押す力Ｆ2uは、Ｆ2u＝Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’と表される。

上記において、Ｆ2d＞Ｆ2uの関係が成立する場合は、第二スプールバルブ２５が本図の下方向、即ち小径部２３方向へ移動させられる。図３の第二スプールバルブ２５の図の左半分に示すように、第二スプールバルブ２５が小径部２３方向へ移動させられた状態では、制御圧Ｐ２がスプリットモードクラッチ２０へ導入される油路は大径部２４で遮断される。

このとき、上記制御圧Ｐ２は図示しないドレーンポートへ導かれ、大気圧に解放されるため、Ｐ２≒０となる。よって、Ｆ2u＝Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’＝（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆとなり、第二スプールバルブ２５はＰ２に依存せず大径部２４方向へ移動させられた状態に維持される。

また、上記において、Ｆ2d＜Ｆ2uの関係が成立する場合は、第二スプールバルブ２５が本図の上方向、即ち大径部２４方向へ移動させられる。図５に示すように、第二スプールバルブ２５が大径部２４方向へ移動させられた状態では、制御圧Ｐ２がスプリットモードモードクラッチ２０へ導入される油路が連通される。

このとき、上記制御圧Ｐ２はスプリットモードクラッチ２０の係合を制御し、係合後は制御圧の元圧となるライン圧Ｐｃと同一となる。Ｐ２＝Ｐｃとすると、Ｆ2u＝Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’＝Ｐ２×Ａ＋Ｆとなり、仮に制御圧Ｐ１が最大出力＝Ｐｃとなった場合も、Ｐ１＝Ｐ２＝Ｐｃであるため、Ｆ2d：Ｆ2u＝Ｐ１×Ｂ：Ｐ２×Ａ＋Ｆ＝Ｐｃ×Ｂ：Ｐｃ×Ａ＋Ｆの関係となり、バネ力Ｆの付勢によってＦ2d＜Ｆ2uとなり、第二スプールバルブ２５は大径部２４方向へ移動させられた状態に維持される。即ち、制御圧Ｐ２がスプリットモードモードクラッチ２０へ導入される油路が連通された状態が継続される。

停止状態から発進・加速状態へ移行はＣＶＴモードで行われる。無段変速機走行モードとスプリット走行モードとの切替えを行う時の、上記制御圧Ｐ１と制御圧Ｐ２のタイミングチャートである図６において、ＣＶＴモード時に係合されるＣＶＴモードクラッチ１０の係合制御圧Ｐ１は、時間ｔ１で、第一リニアソレノイドバルブ１２により出力される。無段変速機（ＣＶＴ）走行モードのときの、油圧回路構成の一例を示す略図である図３において、上記制御圧Ｐ１は、第一スプールバルブ１５の大径ランド部１４と小径ランド部１３との連結部側と、第二スプールバルブ２５の大径ランド部２４の端部側と、に供給される。

ＣＶＴモードでの発進時は、図６に示すように時間ｔ１からｔ２にかけて、第一リニアソレノイドバルブ１２により制御圧Ｐ１が増大され、Ｐ１×Ｂ＞Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’ かつ Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆ＞Ｐ２×Ａの関係が成立すると、第二スプールバルブ２５が小径ランド部２３側に移動して（図３の第二スプールバルブ２５の左側の状態）制御圧Ｐ２の油圧経路を遮断し、第一スプールバルブ１５が大径ランド部１４側に留まって（図３の第一スプールバルブ１５の状態）ＣＶＴモードクラッチ１０へ係合制御圧（≒Ｐ１）が供給され、ＣＶＴモードでの発進・走行が可能となり、図示しない車両は停止状態から発進し、走行を開始する。

このとき、図１に示すＥＣＵ１５０等の異常により、第二リニアソレノイドバルブ２２から制御圧Ｐ２が誤出力された場合、上述したように制御圧Ｐ２の油圧経路は、図３の第二スプールバルブ２５の左側の状態において、大径ランド部２４で遮断され、制御圧Ｐ２は図示しないドレーンポートへ導かれ、大気圧に解放されるため、Ｐ２≒０となる。よって、Ｆ2u＝Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’＝（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆとなり、第二スプールバルブ２５はＰ２に依存せず小径部２３方向へ移動させられた状態に維持されるため、スプリットモードクラッチ２０へ係合圧が供給されることはない。よって、インターロック状態は確実に防止され、また、無段変速機モードからスプリットモードへの急激な切替えによる変速ショックや減速感等が生じることもない。

さらに、ＣＶＴモードクラッチ１０と、スプリットモードクラッチ２０と、の双方が解放状態になることも防止され、変速機による負荷が減少することによるエンジンの吹け上がりも防止し得る。

ＣＶＴモードからスプリットモードへの切替え時は、図６のｔ３からｔ４の間に、第一リニアソレノイドバルブ１２により制御圧Ｐ１が最大値ＰmaxからＰ１×Ｂ＜Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’の関係が成立するまで減少されて切替準備圧Ｐpを維持し、第二スプールバルブ２５が大径ランド部２４側に移動（図４の第二スプールバルブ２５の右側の状態）することで第二スプールバルブ２２からスプリットモードクラッチ２０への油圧経路が連通された後、図６の時間ｔ５で第二リニアソレノイドバルブ２２により制御圧Ｐ２が供給開始され、増大されて上記スプリットモードクラッチ２０の係合が開始される。

同時に図６の時間ｔ５で、第一リニアソレノイドバルブ１２により制御圧Ｐ１がさらに低減され始め、第一スプールバルブ１５が小径ランド部１３側に移動する（図４の第一スプールバルブ１５の右側の状態）。その結果、図６の時間ｔ６においてＰ２×Ａ＞Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が成立し、ＣＶＴモードクラッチ１０への係合圧を遮断する（図５に示す第一スプールバルブ１５の状態）。

上述したように、図６の時間ｔ３からｔ６の間に、インターロック状態を防止しつつ、ＣＶＴモードクラッチ１０から上記スプリットモードクラッチ２０への持ち替えが完了され、図示しない車両は副変速機１１０を用いたスプリットモードでの高速走行が可能となる。

スプリットモードでの高速走行時は、図６に示すように時間ｔ６以降、第一リニアソレノイドバルブ１２により制御圧Ｐ１が低減された状態が継続され、Ｐ１×Ｂ＜Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’の関係が維持され、第二スプールバルブ２５が大径ランド部２４側に移動した状態（図５の第二スプールバルブ２５の状態）を維持するため、第二リニアソレノイドバルブ２２による制御圧Ｐ２の上記スプリットモードクラッチ２０への係合圧の供給が継続される。

また、Ｐ２×Ａ＞Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が成立することで、第一スプールバルブ１５が小径ランド部１３側に移動した状態（図５の第一スプールバルブ１５の状態）を維持し、第一リニアソレノイドバルブ１２からＣＶＴモードクラッチ１０への油圧経路は、第一スプールバルブ１５の大径ランド部１４で遮断された状態を維持する。

このとき、図１に示すＥＣＵ１５０等の異常により、第一リニアソレノイドバルブ１２から制御圧Ｐ１が誤出力された場合、上述したように制御圧Ｐ１の油圧経路は、図５の第一スプールバルブ１５において、大径ランド部１４で遮断され、制御圧Ｐ１は図示しないドレーンポートへ導かれ、大気圧に解放されるため、Ｐ１≒０となる。よって、Ｆ1u＝Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆ＝（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆとなり、第一スプールバルブ１５はＰ１に依存せず大径部１４方向へ移動させられた状態に維持されるため、ＣＶＴモードクラッチ１０へ係合圧が供給されることはない。よって、インターロック状態は確実に防止され、また、スプリットモードから無段変速機モードへの急激な切替えによる車両の挙動の乱れが生じることもない。

車速が低下し、スプリットモードからＣＶＴモードへの切替えを行う場合は、図６に示し上記で説明した如く、ＣＶＴモードからスプリットモードへの切替えを行った時にＰ１圧を低減させながらＰ２圧を増加させるよう制御した手順と同様に、時間ｔ７よりＰ２圧を低減させながら時間ｔ９よりＰ１圧を増加させるよう制御すれば時間ｔ１０で切替えが完了する。手順は同じであるため詳しい説明は省略する。

上述したように、無段変速機走行モード用第一リニアソレノイドバルブ１２と、副変速機走行モード用第二リニアソレノイドバルブ２２と、からなる油圧回路に、受圧面積が大小のランド径を有するスプールバルブ１５、２５と、バネ部材１８、２８と、を２セットのみ追加配設する簡易な機構により、コストや容積の増大を抑制しつつ複数の入力クラッチが同時に係合することを確実に防止し得る。

本実施形態においては、ベルト式無段変速機１００を用いることとしたが、無段変速機であれば形式を問わない。また、副変速機の伝達手段としてチェーンを用いることとしたが、動力伝達が可能であれば良く、一例として歯車を用いても良い。

尚、図７に示すような、遊星ギヤ４０を追加し、副変速機１１０を用いてスプリットモードで走行中に、遊星ギヤ４０によりさらに増速比を増加させるタイプのスプリット型無段変速機においても、ＣＶＴ走行モード時、ＣＶＴ走行モードからスプリット走行モードへの切替え時、およびスプリット走行モード時のクラッチの持ち替え制御は上述した実施形態と同様であり、本発明によりインターロック状態の発生を同様に防止し得る。

以上、本発明の油圧制御装置についての実施形態について説明してきたが、本発明はこれに限定されるものではなく特許請求の範囲および明細書等に記載の精神や教示を逸脱しない範囲で他の変形例、改良例が得られることが当業者は理解できるであろう。

２ 前進クラッチ
３ ギヤ
４ ギヤ
１０ ＣＶＴモードクラッチ
１２ 第一リニアソレノイドバルブ
１３ 第一スプールバルブの受圧面積Ａ’の小径ランド部
１４ 第一スプールバルブの受圧面積Ａの大径ランド部
１５ 無段変速機用の第一スプールバルブ
１８ 第一スプールバルブ用バネ部材
２０ スプリットモードクラッチ
２２ 第二リニアソレノイドバルブ
２３ 第二スプールバルブの受圧面積Ｂ’の小径ランド部
２４ 第二スプールバルブの受圧面積Ｂの大径ランド部
２５ 副変速機用の第二スプールバルブ
２８ 第二スプールバルブ用バネ部材
３０ 遊星ギヤ
３２ リングギヤ
３４ 大径スプロケット
３６ 小径スプロケット
３８ チェーン
４０ 副変速機用遊星ギヤ
１００ ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）
１０２ ＣＶＴベルト
１０４ 入力側プーリ
１０６ 出力側プーリ
１１０ 副変速機
１２０ 油圧制御部
１３０ 駆動輪
１５０ ＥＣＵ
１５２ ＣＶＴクラッチ圧制御信号
１５４ 副変速機クラッチ圧制御信号
１５８ 燃料噴射制御信号
２００ スプリット型無段変速機（スプリット型変速機）
２２０ エンジン
２３０ 入力軸
２４０ 出力軸
Ｐ１ 第一スプールバルブへの制御圧
Ｐ２ 第二スプールバルブへの制御圧
Ｐｃ ライン圧（Ｐ１、Ｐ２の元圧）
Ｆ 第一スプールバルブへ付勢されるバネ力
Ｆ’ 第二スプールバルブへ付勢されるバネ力
Ｆ1d 第一スプールバルブ小径部方向へ押す力
Ｆ1u 第一スプールバルブ大径部方向へ押す力
Ｆ2d 第二スプールバルブ小径部方向へ押す力
Ｆ2u 第二スプールバルブ大径部方向へ押す力

Claims (1)

1. 受圧面積Ａの大径ランド部と受圧面積Ａ’の小径ランド部とを有する無段変速機用の第一スプールバルブと、
   受圧面積Ｂの大径ランド部と受圧面積Ｂ’の小径ランド部とを有する前記無段変速機の変速を補助する副変速機用の第二スプールバルブと、前記第一スプールバルブへの制御圧Ｐ１を送出する第一リニアソレノイドバルブと、
   前記第二スプールバルブへの制御圧Ｐ２を送出する第二リニアソレノイドバルブと、を備え、
   それぞれの前記第一スプールバルブおよび第二スプールバルブは、小径ランド部から大径ランド部に向けた付勢力Ｆ、Ｆ’を付与するバネ部材を有する油圧制御装置であって、
   前記制御圧Ｐ１が、第一スプールバルブの大径ランド部と小径ランド部との連結部側に供給され、第二スプールバルブの大径ランド部の端部側に供給され、
   前記制御圧Ｐ２が、第一スプールバルブの大径ランド部の端部側に供給され、第二スプールバルブの大径ランド部と小径ランド部との連結部側に供給され、
   前記制御圧Ｐ１および制御圧Ｐ２の元圧となるライン圧Ｐｃは、前記制御圧Ｐ１および制御圧Ｐ２の最大値と略同一であり、第一スプールバルブおよび第二スプールバルブの小径ランド部の端部側に供給され、
   無段変速機走行モードのときには、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１が増大され、Ｐ１×Ｂ＞Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’ かつ Ｐ２×Ａ＜Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が成立すると、第二スプールバルブが小径ランド部側に移動して制御圧Ｐ２の油圧経路を遮断し、第一スプールバルブが大径ランド部側に留まって無段変速機への係合圧を供給する油圧回路構成と、
   無段変速機から副変速機への過渡モードのときには、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１が最大値からＰ１×Ｂ＜Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’の関係が成立するまで減少され、第二スプールバルブが大径ランド部側に移動することで第二スプールバルブから副変速機への油圧経路が連通された後、第二リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ２が増大されて前記副変速機への係合圧を供給開始するするとともに、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１がさらに低減され、第一スプールバルブが小径ランド部側に移動し、その結果、Ｐ２×Ａ＞Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が成立し、無段変速機への係合圧を遮断する油圧回路構成と、
   副変速機走行モードのときには、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１が低減され、第二リニアソレノイドバルブによる制御圧Ｐ２の前記副変速機への係合圧の供給が継続されることで、Ｐ１×Ｂ＜Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’の関係が維持され、第二スプールバルブが大径ランド部側に移動した状態を維持し、Ｐ２×Ａ＞Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が維持され、第一スプールバルブが小径ランド部側に移動した状態を継続し、無段変速機への係合圧を遮断する油圧回路構成と、を備える、
   ことを特徴とする油圧制御装置。