JP3700493B2 - Line pressure control device for continuously variable transmission - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、無段変速機の制御に必要なライン圧を、車両の運転状態に応じた必要圧となるようフィードバック制御するためのライン圧制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
トロイダル型無段変速機やＶベルト式無段変速機などの無段変速機は、マニュアルバルブを前進走行レンジまたは後退走行レンジにする時に該マニュアルバルブがライン圧を元圧として出力する前進走行レンジ圧または後退走行レンジ圧により前進用摩擦要素または後退用摩擦要素を選択的に締結させることで前後進切り換えが可能であり、かかる前後進切り換えや変速制御を含む無段変速機の制御はライン圧を元圧として行われる。
そして当該ライン圧は従来、例えば特開平６−２０７６５７号公報に記載のごとく、前進走行レンジや後退走行レンジを手動選択するためのマニュアルバルブの上流側における、つまりマニュアルバルブに向かっているライン圧の検出値が無段変速機の制御に必要な必要圧となるようフィードバック制御するのが普通である。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで無段変速機の制御に必要な必要圧は、無段変速機を前進走行レンジにしている割合が相当に高いことから主として、当該前進走行レンジで締結すべき前進用摩擦要素の締結作動に供される前進走行レンジ圧に係わる必要圧や、変速制御油圧回路内における必要圧である。
しかして、これらの箇所における油圧はマニュアルバルブの下流側における油圧であって、マニュアルバルブに向かっているライン圧よりも、管路抵抗やライン圧制御弁の動作特性に起因して低くなる傾向にある。
【０００４】
それにもかかわらず従来のように、マニュアルバルブの上流側におけるライン圧を検出し、この検出値が無段変速機の制御に必要な必要圧となるようフィードバック制御するのでは、ライン圧が要求値に対して不足状態に制御されることとなり、無段変速機の制御に支障をきたす懸念を払拭しきれない。
特に、ライン圧の制御を司るプレッシャーレギュレータ弁が図１０に示すように、エンジン回転数Ｎe の上昇（Ｎe ≧Ｎ1e）時にオイルポンプ吐出量の増大に伴うライン圧ＰL の上昇（ＰL ≧ＰL1）に応答したストロークで別途の第２ドレンポートを開いてドレン油を直接オイルポンプの吸入ポートに戻すことによりオイルポンプの吸入負圧を減ずる型式のものである場合、当該作用中にマニュアルバルブの下流側における前進走行レンジ圧ＰFWC がライン圧ＰL よりもかなり低くなるために上記の懸念が一層顕著になる。
【０００５】
従って、マニュアルバルブの下流側における前進走行レンジ圧や、同じくマニュアルバルブの下流側における変速制御油圧回路内の圧力を検出し、その検出値が上記の必要圧となるようフィードバック制御するのが良いが、後者の変速制御油圧回路内の圧力を検出する場合、変速制御油圧回路の近辺には変速比をフィードバックするリンク等が配置されていて、油圧センサを設置するスペースの確保が困難である。
【０００６】
請求項１に記載の第１発明はこの観点から先ず、前者の前進走行レンジ圧を検出し、その検出値が上記の必要圧となるようフィードバック制御する構成にすることで、ライン圧が要求値に対して不足するという上記の懸念をなくし得るようにした無段変速機のライン圧制御装置を提案することを目的とする。
【０００７】
しかしこの場合、前進走行レンジへの切り換え直後における前進用摩擦要素の締結過渡期において、この締結を司る前進走行レンジ圧の上昇がアキュムレータ等で過渡制御されて必要圧との間の偏差が大きくなる結果、ライン圧制御が不安定になるという新たな問題を生じたり、後退走行レンジや中立レンジにおいては前進走行レンジ圧そのものが発生しないことからライン圧のフィードバック制御自身が行えなくなるという新たな問題を生ずる。
【０００８】
そこで第１発明はこれらの観点から、上記の前進走行レンジ圧を検出して行うライン圧のフィードバック制御を前進用摩擦要素の締結後においてのみ行うこととし、これにより上記の新たな問題も発生することのないようにした無段変速機のライン圧制御装置を提案することを目的とする。
【０００９】
請求項２に記載の第２発明は、前進用摩擦要素が締結後であるのを、センサの付加によることなく簡単且つ安価に検知し得るようにした無段変速機のライン圧制御装置を提案することを目的とする
【００１０】
請求項３に記載の第３発明は、上記ライン圧のフィードバック制御を行わない間、フィードバック制御系をそのまま用いてライン圧を実質上フィードフォワード制御し得るようにすると共に、フィードバック制御量がため込まれて次のフィードバック制御開始時にライン圧の過大などによるショックが発生することのないようにした無段変速機のライン圧制御装置を提案することを目的とする。
【００１１】
請求項４に記載の第４明は、前進走行レンジ圧の検出値が油温の変化によってもバラツキを生ずることのないようにした無段変速機のライン圧制御装置を提案することを目的とする
【００１２】
【課題を解決するための手段】
これらの目的のため先ず第１発明は、マニュアルバルブを前進走行レンジまたは後退走行レンジにする時に該マニュアルバルブがライン圧を元圧として出力する前進走行レンジ圧または後退走行レンジ圧により前進用摩擦要素または後退用摩擦要素を選択的に締結させることで前後進切り換えが可能な無段変速機のライン圧をフィードバック制御する装置において、
前記マニュアルバルブおよび前進用摩擦要素間における前進走行レンジ圧の検出値と、車両の運転状態に応じた必要圧との間の圧力偏差を基に前記ライン圧制御のフィードバック制御量を求めるよう構成し、
該ライン圧のフィードバック制御を、前記前進用摩擦要素が締結した後でのみ実行するよう構成したことを特徴とするものである。
【００１３】
第２発明による無段変速機のライン圧制御装置は、第１発明において、
前進走行レンジへの切り換えから設定時間が経過した後をもって前進用摩擦要素が締結した後であると判断するよう構成したことを特徴とするものである。
【００１４】
第３発明による無段変速機のライン圧制御装置は、第１発明または第２発明において、
前記ライン圧のフィードバック制御を行わない間、前記フィードバック制御量を０にして前記ライン圧制御を継続するよう構成したことを特徴とするものである。
【００１５】
第４発明による無段変速機のライン圧制御装置は、第１発明乃至第３発明のいずれか１項において、
前記マニュアルバルブおよび前進用摩擦要素間における前進走行レンジ圧の検出値を、油温の変化によってもバラツキが生じないよう油温補正する構成にしたことを特徴とするものである。
【００１６】
【発明の効果】
マニュアルバルブはライン圧を元圧とし、前進走行レンジで前進走行レンジ圧を前進用摩擦要素に供給してこれを締結させ、後退走行レンジで後退走行レンジ圧を後退用摩擦要素に供給してこれを締結させることにより、無段変速機を前後進切り換えし得る。
そして第１発明においてはライン圧のフィードバック制御に際し、マニュアルバルブおよび前進用摩擦要素間における前進走行レンジ圧の検出値と、車両の運転状態に応じた必要圧との間の圧力偏差を基に上記ライン圧制御のフィードバック制御量を求め、結果として前進走行レンジ圧の検出値が上記の必要圧になるようライン圧をフィードバック制御し、当該ライン圧のフィードバック制御を、前進用摩擦要素が締結した後でのみ実行させるから、以下の作用効果を達成し得る。
【００１７】
つまり、前進走行レンジ圧の検出値が上記の必要圧になるようライン圧をフィードバック制御するために、ライン圧をモニタしてこれが上記の必要圧になるよう制御した場合に生ずる前記の問題、即ち前進走行レンジ圧が管路抵抗などに起因した圧力低下分だけ要求値に対し不足して無段変速機の制御に支障をきたすという問題を解消することができる。
【００１８】
また上記ライン圧のフィードバック制御を、前進用摩擦要素が締結した後でのみ実行させるから、
前記したごとく当該ライン圧制御が不安定になる前進走行レンジへの切り換え直後における前進用摩擦要素の締結過渡期にフィードバック制御がそのまま継続される弊害を回避し得ると共に、上記ライン圧のフィードバック制御自身が不能な後退走行レンジや中立レンジにおいて当該フィードバック制御がそのまま継続される弊害をも回避することができる。
【００１９】
第２発明においては、前進走行レンジへの切り換えから設定時間が経過した後をもって前進用摩擦要素が締結した後であると判断するから、当該判断をセンサの付加によることなく簡単且つ安価に行うことができる。
【００２０】
第３発明においては、上記ライン圧のフィードバック制御を行わない間、前記フィードバック制御量を０にしてライン圧制御を継続するから、
この間、フィードバック制御系をそのまま用いてライン圧を実質上フィードフォワード制御し得るし、更にフィードバック制御量がため込まれることがなくて次のフィードバック制御開始時にライン圧の過大などに起因したショックが発生するのを回避することができる。
【００２１】
第４発明においては、マニュアルバルブおよび前進用摩擦要素間における前進走行レンジ圧の検出値を、油温の変化によってもバラツキが生じないよう油温補正するから、前進走行レンジ圧の検出が正確で上記各発明の作用効果が油温の変化によってバラツクという問題を解消することができる。
【００２２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づき詳細に説明する。
図１乃至図５は、本発明の一実施の形態になるライン圧制御装置を適用したトロイダル型無段変速機を示し、このトロイダル型無段変速機は図１に示すごとく、車両用として伝動容量を倍化するために、変速機ケース１内に２個のトロイダル伝動ユニット、つまり、フロント側トロイダル伝動ユニット２、およびリヤ側トロイダル伝動ユニット３を同軸に配置して具えるダブルキャビティー式トロイダル型無段変速機とする。
これらトロイダル伝動ユニット２，３は同構造、同仕様のものとし、入力コーンディスク４，５と、出力コーンディスク６，７と、パワーローラ８ａ，８ｂ，９ａ，９ｂを主たる構成要素とする。そしてトロイダル伝動ユニット２，３を、出力コーンディスク６，７が背中合わせになるよう同軸に配置し、パワーローラ８ａ，８ｂ，９ａ，９ｂはそれぞれ、２個１組としてコーンディスク回転軸線の両側に対向配置する
【００２３】
トロイダル伝動ユニット２，３の配置に当たっては、変速機ケース１内に主軸１０を回転自在に支持し、この主軸１０上に両トロイダル伝動ユニット２，３の入出力コーンディスク４〜７を支持する。
フロント側入力コーンディスク４およびリヤ側入力コーンディスク５はそれぞれ、ボールスプライン１１により主軸１０に回転係合させるも、軸線方向にスライド可能とし、リヤ側入力コーンディスク５は主軸１０上のプリロード用の皿バネ１２により、対応する出力コーンディスク７に向け付勢する。
また出力コーンディスク６，７は中空出力軸１３を介して相互に一体結合し、この中空出力軸１３を主軸１０上に回転自在に支持する。
そして、パワーローラ８ａ，８ｂ，９ａ，９ｂは夫々、対応する入出力コーンディスク４，６間、および５，７間で、摩擦係合により動力の受渡しを行うよう配置して、図３に示すごとく個々のトラニオン１４ａ，１４ｂ，１５ａ，１５ｂ上に回転自在に支持する。
【００２４】
フロント側トロイダル伝動ユニット２の両トラニオン１４ａ，１４ｂを図３に示すようにして、対応するパワーローラの回転軸線Ｏ1 （図１参照）と直交するパワーローラ首振り軸線周りに回転可能とし、更に、図３に矢印で示すように当該首振り軸線方向へ同期して相互逆方向に同位相でストローク可能とする。
リヤ側トロイダル伝動ユニット３の両トラニオン１５ａ，１５ｂも同様に、パワーローラ傾転軸線周りに回転可能にし、且つ、当該傾転軸線方向へ同期して相互逆方向に（同位相で）ストローク可能とする。
【００２５】
図１に示すように、相互に背中合わせに配置した出力コーンディスク６，７間には出力歯車１６を配置し、これを中空出力軸１３に結合して設ける。出力歯車１６にはカウンターギヤ１７を噛合させ、このカウンターギヤ１７を、主軸１０から平行にオフセットしたカウンターシャフト１８上に結合し、カウンターギヤ１７から遠いカウンターシャフト１８の端部と、主軸１０に同軸に突き合わせて配置した変速機出力軸１９との間を歯車組２０により回転係合させる。
【００２６】
図１に示すごとく主軸１０に同軸突き合わせ関係に設けた変速機入力軸２１からの回転は、前後進切換え機構２２により可逆転下にローディングカム２３を介して主軸１０に、つまり両トロイダル伝動ユニット２，３の入力コーンディスク４，５へ入力するようになす。
【００２７】
この間ローディングカム２３は、フロント側トロイダル伝動ユニット２の入力コーンディスク４に、伝達トルクに応じたスラストで出力コーンディスク６に向け付勢し、この時のスラストの反力が、主軸１０および皿バネ１２を介しリヤ側入力コーンディスク５を出力コーンディスク７に向け付勢する。
従って、パワーローラ８ａ，８ｂ，９ａ，９ｂは対応する入出力コーンディスク間に、伝達トルクに応じた力で挟圧され、対応する入出力コーンディスク間での動力伝達を可能にする。
【００２８】
前後進切り換え機構２２はダブルピニオン型遊星歯車組２４と、前進用摩擦要素である前進（直結）クラッチ２５と、後退用摩擦要素である後退ブレーキ２６とで構成された周知のものとする。
そして前後進切り換え機構２２は、前進クラッチ２５を締結させるとき、トルクコンバータ２７からのエンジン回転をそのまま変速機入力軸２１に伝達して前進走行（前進回転伝動）を可能にし、後退ブレーキ２６を締結させるとき、トルクコンバータ２７からのエンジン回転を逆転下に変速機入力軸２１に伝達して後退走行（後進回転伝動）を可能にするものとする。
【００２９】
なおトルクコンバータ２７は、ロックアップクラッチ２７ａを有し、これが締結されたロックアップ状態で、トルク増大機能やトルク変動吸収機能を生じなくなるも、入出力要素間のスリップをなくして伝動効率を高めることができる周知のものとする。
【００３０】
上記した図１に示すトロイダル型無段変速機の動力伝達系は以下のように作用する。
トルクコンバータ２７からのエンジン回転は前後進切り換え機構２２に入力され、この前後進切り換え機構２２は前進クラッチ２５が締結されている時、当該エンジン回転をそのまま前進回転として変速機入力軸２１に伝達し、後退ブレーキ２６が締結されている時、エンジン回転を逆転させ、後進回転として変速機入力軸２１に伝達する。
【００３１】
変速機入力軸２１への可逆回転はその後、ローディングカム２３を介してフロント側入力コーンディスク４へ伝達される。この入力コーンディスク４への回転は同時に、ボールスプライン１１、主軸１０を経てリヤ側入力コーンディスク５にも同様に伝達される。
【００３２】
そして入力コーンディスク４，５の回転は、これらに摩擦係合するパワーローラ８ａ，８ｂ，９ａ，９ｂに伝達され、これらパワーローラを軸線Ｏ1 の周りに回転させる。そしてパワーローラ８ａ，８ｂ，９ａ，９ｂは、これらに摩擦係合する出力コーンディスク６，７に回転を伝達し、この回転が共通な出力ギヤ１６からカウンターギヤ１７を経てカウンターシャフト１８に至り、このカウンターシャフトから歯車組２０を経て変速機出力軸１９より動力を取り出すことができる。
【００３３】
ここで、パワーローラ８ａ，８ｂ，９ａ，９ｂをトラニオン１４ａ，１４ｂ，１５ａ，１５ｂ（図３参照）を介し同期させつつ、パワーローラ回転軸線Ｏ1 と直行する首振り軸線方向（図３の矢印方向）に同位相で、コーンディスク回転軸線からオフセットするようストロークさせると、パワーローラ８ａ，８ｂ，９ａ，９ｂが首振り軸線の周りに同期して同位相で傾転される。
これにより、入出力コーンディスク４，６および５，７に対するパワーローラ８ａ，８ｂ，９ａ，９ｂの接触軌跡円半径が連続的に変化し、入出力コーンディスク４，６間の伝動比、および入出力コーンディスク５，７間の伝動比を相互に同位相で無段階に変化させることができる。
【００３４】
なお、伝動比が所定の伝動比になったところで、パワーローラ８ａ，８ｂ，９ａ，９ｂをオフセット０の初期ストローク位置に戻すことにより、当該伝動比を維持することができる。
以上により、入力軸２１と出力軸１９との間の伝動比、つまりトロイダル型無段変速機の変速比を無段階に変化させて所定値にすることができる。
【００３５】
前記の後進回転伝動中を機械的に検知して後述の変速制御に資するために、図１に示すごとくカウンターシャフト１８に図示せざるワンウエイクラッチを介してリバースセンサ３１を設ける。
このリバースセンサ３１は図３に示す如くセンサアーム３７を有した、特開平２−１６３５６２号公報に記載されているものと同じものとし、カウンターシャフト１８の前進回転伝動中、上記ワンウェイクラッチの存在故にカウンターシャフト１８に対し空転し、カウンターシャフト１８の後進回転伝動中、ワンウェイクラッチを介して摩擦力によりカウンターシャフト１８に連れ廻され、センサアーム３７を図３の矢印方向へ回動付勢するものとする。
【００３６】
センサアーム３７は図３に示すように、その遊端を変速制御弁切換弁４０に当接させ、リバースセンサ３１が以下のように機能するようになす。
カウンターシャフト１８の前進回転伝動中、リバースセンサ３１は上記ワンウエイクラッチの空転を介して自由状態にあり、変速制御弁切換弁４０を常態位置である図３の左半部位置にする。しかして、カウンターシャフト１８の後進回転伝動中、リバースセンサ３１は上記ワンウエイクラッチを介して摩擦力によりカウンターシャフト１８に連れ廻され、センサアーム３７を介して変速制御弁切換弁４０を図３の左半部位置から右半部位置にストロークさせる。
【００３７】
ここで上記トロイダル型無段変速機の変速制御油圧回路を説明するに、これは図２および図３に示すような回路構成とする。この変速制御油圧回路は、基本的には特開平４−７８３６６号公報に記載されたと同じ構成により、パワーローラ８ａ，８ｂ，９ａ，９ｂの前記オフセット（図３に矢印で示す）を生起させて変速を行わせ、変速の進行につれてこのオフセットが０となる原位置にパワーローラを戻すにすることで、要求変速比への無段変速を自動的に行わせるものとするが、図面の都合上、当該変速制御油圧回路をＡ〜Ｈの箇所で分断して図２および図３に示した。
【００３８】
この変速制御油圧回路は、前記した前進クラッチ２５（図２参照）、後退ブレーキ２６（図３参照）、リバースセンサ３１（図３参照）、変速制御弁切換弁４０（図３参照）、該リバースセンサへの潤滑油噴出孔４２（図３参照）の他に、図２に示すごとくオイルポンプ４１を有すると共に、図３に示すようにパワーローラ８ａ，８ｂ，９ａ，９ｂをオフセットさせるためのサーボピストン５１ａ，５１ｂ，５２ａ，５２ｂを有し、これらサーボピストンのストローク制御と、前進クラッチ２５および後退ブレーキ２６の締結、解放制御を行うための作動油圧を、以下により作りだすものとする。
【００３９】
即ち図２に示すように、エンジン駆動されるオイルポンプ４１の吐出ポートから回路５３への作動油を、プレッシャーレギュレータ弁５４により所定のライン圧ＰL に調圧し、これを変速制御の全ての元圧として使用する。
回路５３へのライン圧ＰL は、一方で運転者が手動操作するマニュアルバルブ５５に入力し、このマニュアルバルブ５５は停車を希望して中立（Ｎ）レンジにされるとき、回路５３のライン圧ＰL をどの回路にも出力せず、前進走行を希望して前進走行（Ｄ）レンジにされるとき、回路５３のライン圧ＰL をＤレンジ圧（前進走行レンジ圧）ＰFWC として回路５６に出力し、後退走行を希望して後退走行（Ｒ）レンジにされるとき、回路５３のライン圧ＰL をＲレンジ圧（後退走行レンジ圧）として回路５７に出力するものとする。
【００４０】
回路５６へのＤレンジ圧ＰFWC はワンウエイオリフィス５８を経て前進クラッチ２５に達し、これを締結することにより前記したように前進回転伝動を可能にし、回路５７へのＲレンジ圧はワンウエイオリフィス５９を経て図３の後退ブレーキ２６に達し、これを締結することにより前記したように後進回転伝動を可能にする。
回路５６へのＤレンジ圧は他方で、回路６０を経て前進クラッチ用アキュムレータ６１に達し、該アキュムレータはワンウエイオリフィス５８とで前進クラッチ２５の締結圧上昇速度を制限して当該クラッチの締結ショック、所謂Ｎ→Ｄセレクトショックを軽減する。
また回路５７へのＲレンジ圧は他方で、回路６２を経て後退ブレーキ用アキュムレータ６３に達し、該アキュムレータはワンウエイオリフィス５９とで後退ブレーキ２６の締結圧上昇速度を制限して当該ブレーキの締結ショック、所謂Ｎ→Ｒセレクトショックを軽減する。
【００４１】
なお、これらＮ→Ｄセレクトショックの軽減およびＮ→Ｒセレクトショックの軽減を効果的に行うために、アキュムレータ６１，６３にそれぞれ回路６４から共通なアキュムレータ背圧を供給し、このアキュムレータ背圧はアキュムレータ制御弁６５により以下の如くに作りだすものとする。
アキュムレータ制御弁６５は回路５３のライン圧を入力され、これを元圧としてアキュムレータ背圧を作りだすと共に、アキュムレータ背圧制御用デューティソレノイド６６から回路６７を経て供給されるソレノイド圧に応じてアキュムレータ背圧を決定するものとする。
【００４２】
ここでアキュムレータ背圧制御用デューティソレノイド６６は、回路６８のパイロット圧ＰP を元圧とし、ソレノイド駆動デューティに応じたソレノイド圧を回路６７に出力するもので、結果としてソレノイド６６の駆動デューティによって回路６４のアキュムレータ背圧を任意の好適値に制御することができる。
なお回路６８のパイロット圧ＰP は、パイロット弁６９が回路５３のライン圧を減圧して回路６８に出力する一定圧とし、かようにパイロット圧ＰP が一定であることによって上記のデューティ制御を可能ならしめる。
【００４３】
回路６８のパイロット圧ＰP は、ロックアップソレノイド７０によるトルクコンバータ２７（図１参照）のロックアップ制御にも用い、該ロックアップソレノイド７０が回路７１にロックアップ制御圧を出力せず、ロックアップ制御弁７２を図２の右半部位置にするとき、トルクコンバータ２７をロックアップクラッチ２７ａの締結によりロックアップ状態にし、ロックアップソレノイド７０が回路７１にロックアップ制御圧を出力して、ロックアップ制御弁７２を図２の左半部位置にするとき、トルクコンバータ２７をロックアップクラッチ２７ａの解放によりコンバータ状態にするものとする。
【００４４】
回路６８の一定のパイロット圧ＰP はライン圧ソレノイド４３によるライン圧制御にも用い、該ライン圧ソレノイド４３はパイロット圧ＰP を元圧とし、駆動デューティＤｕｔｙの増大につれてプレッシャーレギュレータ弁５４へのデューティ圧ＰD を上昇させるものとする。
かようにして決定されるデューティ圧ＰD は、プレッシャーレギュレータ弁５４の内蔵ばね５４ａを助勢するように作用して、トルクコンバータに通じた第１ドレンポート５４ｂからのドレン量を減じることにより回路５３のライン圧ＰLを高めるため、このライン圧ＰL をライン圧ソレノイド４３の駆動デューティＤｕｔｙにより加減することができる。
【００４５】
なおプレッシャーレギュレータ弁５４は更に図１０に示すように、エンジン回転数Ｎe の上昇（Ｎe ≧Ｎe1）でオイルポンプ４１の吐出量が増えてライン圧ＰL が高くなった時（ＰL ≧ＰL1）、当該ライン圧上昇で図２の上方にストロークされて第２ドレンポート５４ｃを開き、当該第２ドレンポート５４ｃからのドレン油を直接オイルストレーナ４４を経てオイルポンプ４１の吸入ポートに戻すことでオイルポンプ４１の吸入負圧を減ずる機能も合わせ持つものとする。
ところで、プレッシャーレギュレータ弁５４がかようにしてオイルポンプ４１の吸入負圧を減ずる高エンジン回転数域のもとでは図１０に示すように、マニュアルバルブ５５から回路５６への前進走行レンジ圧ＰFWC が、第２ドレンポート５４ｃからのドレン量だけライン圧ＰL よりもかなり低くなる傾向となる。
【００４６】
図３に示すように、サーボピストン５１ａ，５１ｂ，５２ａ，５２ｂに関連して前進用変速制御弁７３と、後退用変速制御弁７４とを設け、これらと、前記した変速制御弁切換弁４０とで、前進時および後退時における変速制御を周知の所定通りに行い得るようにする。
ここで前進用変速制御弁７３はステップモータ４５により変速比指令ｉに対応した位置にストロークされる時、回路５３のライン圧ＰL を回路７５または７６に出力し、これを変速制御圧としてサーボピストン５１ａ，５１ｂ，５２ａ，５２ｂに向かわせることで前進時の変速制御を遂行可能にし、
また後退用変速制御弁７４は変速時、回路５３のライン圧を回路７７または７８に出力し、これを変速制御圧としてサーボピストン５１ａ，５１ｂ，５２ａ，５２ｂに向かわせることで後退時の変速制御を遂行可能にするものとする。
【００４７】
ここで変速制御弁切換弁４０は前記したように、前進回転伝動時リバースセンサ３１が後進回転の伝動を検知しないことから、図３の左半部位置にされる。この時変速制御弁切換弁４０は、前進用変速制御弁７３に係わる変速制御圧回路７５，７６をサーボピストン５１ａ，５１ｂ，５２ａ，５２ｂに通じさせて、要求通り前進用変速制御弁７３による変速制御を行わせる。
【００４８】
他方、後進回転伝動時は変速制御弁切換弁４０が前記したように、後進回転の伝動を検知したリバースセンサ３１のセンサアーム３７を介して、図３の右半部位置にされる。この時変速制御弁切換弁４０は、後退用変速制御弁７４に係わる変速制御圧回路７７，７８をサーボピストン５１ａ，５１ｂ，５２ａ，５２ｂに通じさせて、要求通り後退用変速制御弁７４による変速制御を行わせる。
【００４９】
変速制御弁切換弁４０は更に、リバースセンサ３１が作用している後進回転伝動時に回路５３から回路７９へのライン圧ＰL を前記のリバースセンサ潤滑油噴出孔４２供給してリバースセンサ３１の潤滑を行う機能も果たすものとする。
【００５０】
図４は、ライン圧制御用にライン圧ソレノイド４３の駆動デューティＤｕｔｙを決定するとともに、変速制御用にステップモータ４５への変速比指令ｉを決定するための制御システムを示し、該システムはコントローラ８１により上記の決定を行うものとする。
これがためコントローラ８１には、エンジンスロットル開度ＴＶＯ（エンジン負荷を表す）を検出するスロットル開度センサ８２からの信号と、エンジン回転数Ｎe を検出するエンジン回転センサ８３からの信号と、車速ＶＳＰを検出する車速センサ２０からの信号と、トルクコンバータ２７（図１参照）から無段変速機に向かう変速機入力回転数Ｎi を検出する変速機入力回転センサ８５からの信号と、無段変速機の選択レンジを検出するレンジセンサ８６からの信号と、図２に示す如くマニュアルバルブ５５および前進クラッチ２５間における前進クラッチ作動圧回路５６に接続されてＤレンジ圧ＰFWC を検出する油圧センサ８７からの電圧信号ＳFWC と、オイルパン内の油温ＴＥＭＰを検出する油温センサ８８からの電圧信号ＳTEMPとをそれぞれ入力する。
【００５１】
変速制御に際しコントローラ８１は、センサ８２，８４で検出したスロットル開度ＴＶＯおよび車速ＶＳＰから、予定の変速制御マップをもとに目標とすべき変速機入力回転数を求め、これに対応した変速比指令ｉをステップモータ４５に発する。
これによりステップモータ４５は指令通りの回転位置となり、前進用変速制御弁７３（図３参照）を変速比指令ｉに対応した位置にストロークさせて無段変速機を当該指令ｉに対応した変速比に変速させるものとする。
【００５２】
一方で、ライン圧ＰL の制御に際しコントローラ８１は、図５の機能別概略ブロック線図で示すような制御により指令ライン圧ＰL * を決定し、これが達成されるようなデューティＤｕｔｙをライン圧ソレノイド４３に出力するものとする。
つまり、先ず車両の運転状態に応じた必要圧ＰREQ を、詳しくは後述するようにして求め、これを減算器９１に入力する。
そして前記油圧センサ８７からの電圧信号ＳFWC は乗算器９２に入力する。
前記油温センサ８８からの電圧信号ＳTEMPを電圧−油温変換器９３に通してオイルパン内油温ＴＥＭＰを算出し、温度補正係数演算部９４では、図６に対応したマップを基に油温ＴＥＭＰから温度補正係数αを求める。
【００５３】
ここで温度補正係数αは、油圧センサ８７による油圧検出値が油温ＴＥＭＰの変化によってバラツキを生じても、このバラツキによる油圧検出値の誤差を補正して全ての油温域で油圧検出値が正確になるようにするためのものとし、予め実験などによりマップ化しておく。
従って温度補正係数αは、例えば図６に示すように油温ＴＥＭＰが低いほど大きなものとなる。
【００５４】
乗算器９２では、油圧センサ８７からの電圧信号ＳFWC に上記の温度補正係数αを掛けてこの電圧信号ＳFWC を温度補正し、補正済み電圧信号を電圧−油圧変換器９５に通して温度補正済みＤレンジ圧ＰFWCTを求める。
減算器９１では、前記した必要圧ＰREQ から温度補正済みＤレンジ圧ＰFWCTを差し引いて両者間における油圧偏差ΔＰerr （＝ＰREQ −ＰFWCT）を算出し、ＰＩ制御部９６では、油圧偏差ΔＰerr を基に周知のＰＩ演算（Ｐは比例制御、Ｉは積分制御）を行って油圧偏差ΔＰerr に応じたＰＩ制御量（フィードバック制御量）ΔＰPIを求める。
【００５５】
切換器９７は、ライン圧のフィードバック制御許可（ＯＮ）信号が存在する時スイッチが実線位置となって上記のＰＩ制御量ΔＰPIをフィードバック制御量ΔＰFBとして出力し、フィードバック制御許可（ＯＮ）信号が存在しないフィードバック制御禁止状態の基ではスイッチが破線位置となってフィードバック制御量ΔＰFBを０にするものとする。
ここでフィードバック制御を禁止すべき状態とは、当該フィードバック制御に当たって上記のごとくにモニタする温度補正済みＤレンジ圧ＰFWCT（前進クラッチ作動圧回路５６内のＤレンジ圧ＰFWC ）が前記したように過渡制御されてフィードバック制御が不安定になる期間中、つまり、前進走行（Ｄ）レンジへの切り換え直後における前進クラッチ２５の締結過渡期や、
当該モニタすべき圧力そのものが発生しないためにフィードバック制御が不能になる後退走行（Ｒ）レンジや中立（Ｎ）レンジの選択中を指すものとする。
従って本実施の形態においては、前進走行（Ｄ）レンジへの切り換えから前進クラッチ２５の締結が完了する設定時間が経過した後（前進クラッチ２５の締結後）においてのみライン圧のフィードバック制御を行うものとし、当該設定時間経過後Ｄレンジである間にのみ上記フィードバック制御許可（ＯＮ）信号を出力することとする。
【００５６】
加算器９８では、上記のようにして定めたフィードバック制御量ΔＰFBを前記の必要圧ＰREQ に加算して指令ライン圧ＰL * を求め、ライン圧ソレノイド駆動デューティ演算部９９では、指令ライン圧ＰL * が達成されるようにライン圧制御指令であるデューティＤｕｔｙを決定し、これを図２および図４のライン圧ソレノイド４３に出力する。
【００５７】
図５はコントローラ８１を機能別概略ブロック線図で示したものであるが、コントローラ８１をマイクロコンピュータで構成する場合、これが実行するライン圧制御プログラムは図７に示すごときものとなる。
ステップ１１１，１１２においては、図８にｔ1 で示すＤレンジへのセレクト瞬時から、前進クラッチ２５の締結完了を示す設定時間ＴS1が経過して同図の瞬時ｔ2 に至った後か否かをチェックする。
【００５８】
ステップ１１１でＤレンジ以外（ＲレンジまたはＮレンジ）と判定する間、つまり図８のセレクト瞬時ｔ1 より以前であると判定する間、ステップ１１３においてライン圧のフィードバック制御を禁止するよう前記のフィードバック制御量ΔＰFBを０にセットする。
ステップ１１１，１１２で図８のセレクト瞬時ｔ1 以後であっても前進クラッチ２５が締結を未だ完了していない瞬時ｔ2 の前であると判定する間は、ステップ１１４において前記の必要圧ＰREQ をセレクト時ライン圧にセットし、合わせてライン圧のフィードバック制御を禁止するよう前記のフィードバック制御量ΔＰFBを０にセットする。
ここでセレクト時ライン圧と称するは、当該セレクト時はアクセルペダルの釈放によりスロットル開度ＴＶＯが０であることからこれに応じたライン圧では前進クラッチ２５の締結を遂行し得ないため、当該セレクト時において前進クラッチ２５の締結を可能にするために設定したライン圧を指すものとする。
【００５９】
ステップ１１１，１１２で図８のセレクト瞬時ｔ1 から設定時間ＴS1が経過して前進クラッチ２５が締結した瞬時ｔ2 以後であると判定する間は、ステップ１１５において前進クラッチ２５の締結保持に必要なクラッチ必要圧ＰCLU 、無段変速を遂行させるのに必要な変速必要圧ＰCVT 、変速機を所定通り潤滑するのに必要な潤滑必要圧ＰLUB をそれぞれ算出し、次いでステップ１１６において上記三者の圧力のうちの最も大きな値ｍａｘ（ＰCLU ，ＰCVT ，ＰLUB ）を前記の必要圧ＰREQ にセットする。
【００６０】
これら必要圧はそれぞれ周知のごとくにして求めることができる。
例えばクラッチ必要圧ＰCLU を求める場合、先ずエンジン回転数Ｎe および変速機入力回転数Ｎi をもとにトルクコンバータ２７（図１参照）の速度比ｅをｅ＝Ｎe ／Ｎi により算出し、この速度比ｅをもとにトルクコンバータ性能線図からトルク比ｔを検索し、エンジン性能線図をもとにエンジン回転数Ｎe およびスロットル開度ＴＶＯから求めたエンジントルクＴe と上記トルク比ｔとの乗算により変速機入力トルクＴi （＝Ｔe ×ｔ）を求め、この変速機入力トルクＴi によっても前進クラッチ２５が滑ることのない最低限の圧力をクラッチ必要圧ＰCLU とする。
また変速必要圧ＰCVT を求める場合、変速機入力回転数Ｎi および車速ＶＳＰ（変速機出力回転数）から無段変速機の入出力回転比（変速比）を求め、上記変速機入力トルクＴi 毎に当該変速比ｉに対応した圧力を変速必要圧ＰCVT とする。
【００６１】
ステップ１１７においては、ステップ１１６で求めた必要圧ＰREQ がライン圧制御下限値ＰLmin以上であるか否かをチェックし、当該下限値未満である場合はライン圧ソレノイド４３の無駄なデューティ駆動を回避するためにステップ１１８でライン圧ソレノイド４３をＯＦＦ状態に保つ。
【００６２】
ステップ１１７で必要圧ＰREQ がライン圧制御下限値ＰLmin以上であると判定する場合、ステップ１１９，１２０において上記ステップ１１１，１１２と同様の判定により、Ｄレンジ以外（ＲレンジまたはＮレンジ）であるのか、Ｄレンジセレクト直後における前進クラッチ２５の締結過渡期であるのか、前進クラッチ２５が締結を完了したＤレンジ状態であるのかをチェックする。
前二者の場合はステップ１２１において、ステップ１１３，１１４につき前述したように前記のフィードバック制御量ΔＰFBを０にし、後者の場合ステップ１２２において、図５の減算器９１、ＰＩ制御部９６および切り換え器９７について前述したと同様な処理を行う。
【００６３】
つまり、上記ステップ１１４または１１６で決定した必要圧ＰREQ と温度補正済みＤレンジ圧ＰFWCTとの間の油圧偏差ΔＰerr （＝ＰREQ −ＰFWCT）を算出し、当該油圧偏差ΔＰerr を基に周知のＰＩ演算（Ｐは比例制御、Ｉは積分制御）を行って油圧偏差ΔＰerr に応じたＰＩ制御量ΔＰPIを求め、このＰＩ制御量ΔＰPIをフィードバック制御量ΔＰFBにセットする。
【００６４】
次のステップ１２３においては、図５のブロック９８につき前述したと同様の処理を行う。
つまり、前記ステップ１１４または１１６で決定した必要圧ＰREQ に前記ステップ１２１または１２２で定めたフィードバック制御量ΔＰFBを加算して指令ライン圧ＰL * を求める。
次のステップ１２４においては、図５のライン圧ソレノイド駆動デューティ演算部９９におけると同様の処理を行い、指令ライン圧ＰL * が達成されるようにライン圧制御指令であるデューティＤｕｔｙを決定し、これを図２および図４のライン圧ソレノイド４３に出力する。
【００６５】
以上のようなライン圧制御によれば、マニュアルバルブ５５および前進クラッチ２５間における前進走行（Ｄ）レンジ圧の検出値ＰFWC （実際はこれを温度補正した補正済みＤレンジ圧ＰFWCT）と、車両の運転状態に応じた必要圧ＰREQ との間の圧力偏差ΔＰerr を基にライン圧制御のフィードバック制御量ΔＰFB（＝ΔＰPI）を求め、結果として前進クラッチ２５の締結を直接司る前進走行レンジ（Ｄ）圧の検出値ＰFWC （温度補正済みＤレンジ圧ＰFWCT）が上記の必要圧ＰREQ になるようライン圧ＰL をフィードバック制御するから、
従来のようにマニュアルバルブ５５よりも上流側におけるライン圧ＰL を検出してこれが上記の必要圧ＰREQ になるようフィードバック制御した場合に生ずる前記の問題、即ち前進走行レンジ（Ｄ）圧ＰFWC が管路抵抗や図１０につき前述したプレッシャーレギュレータ弁５４の動作特性に起因した圧力低下分だけ要求値ＰREQ に対し不足して無段変速機の制御に支障をきたすという問題を解消することができる。
【００６６】
なお、かようにマニュアルバルブ５５の上流側におけるライン圧ＰL ではなく、下流側における前進走行レンジ（Ｄ）圧ＰFWC を検出してライン圧ＰL をフィードバック制御する場合、従来通りに常時ライン圧ＰL をフィードバック制御しようとすると以下に説明するような問題を生ずる。
つまり、選択レンジを図８の瞬時ｔ1 にＮレンジからＤレンジに切り換えるセレクト操作を行い、瞬時ｔ3 にアクセルペダルを踏み込む発進操作により車速ＶＳＰを上昇させ始める場合につき説明すると、ライン圧フィードバック制御を１点鎖線で示すように常時行うと、瞬時ｔ1 までのＮレンジ選択中は（Ｒレンジでも同じ）前進走行レンジ（Ｄ）圧ＰFWC が発生しないことからフィードバック制御不能で、フィードバック制御量ΔＰFB（＝ΔＰPI）が同じく１点鎖線で示すように著しく増大してして指令ライン圧ＰL * （ライン圧ＰL ）が同じく１点鎖線で示すように上昇する。
これがため、ＮレンジからＤレンジへのセレクト瞬時ｔ1 から瞬時ｔ2 までにおける前進クラッチ２５の締結過渡期において、当該締結を司る前進走行レンジ（Ｄ）圧ＰFWC が１点鎖線で示すように急上昇して大きなＮ→Ｄセレクトショックが発生するという問題を生ずる。
【００６７】
また瞬時ｔ1 から設定時間ＴS1が経過する瞬時ｔ2 までにおける前進クラッチ２５の締結過渡期においても、前進走行レンジ（Ｄ）圧ＰFWC の上昇がアキュムレータ６１（図２参照）により制限されることからフィードバック制御が不安定で、フィードバック制御量ΔＰFB（＝ΔＰPI）が同じく１点鎖線で示すように速やかに収束し得なくて指令ライン圧ＰL * （ライン圧ＰL ）を同じく１点鎖線で示すように速やかに低下させ得ない。
これがため、ＮレンジからＤレンジへのセレクト瞬時ｔ1 から瞬時ｔ2 までにおける前進クラッチ２５の締結過渡期において、当該締結を司る前進走行レンジ（Ｄ）圧ＰFWC が１点鎖線で示すように急上昇して大きなＮ→Ｄセレクトショックが発生するという問題を生ずる。
【００６８】
ところで本実施の形態になるライン圧のフィードバック制御によれば、当該ライン圧のフィードバック制御を図８に実線で示すように、前進クラッチ２５が締結を完了した瞬時ｔ2 以後にのみ実行させ、当該瞬時ｔ2 まではフィードバック制御量ΔＰFB（＝ΔＰPI）を同じく実線で示すように０にするから、指令ライン圧ＰL * （ライン圧ＰL ）を同じく実線で示すように不必要に高くすることがない。
これがため、ＮレンジからＤレンジへのセレクト瞬時ｔ1 から瞬時ｔ2 までにおける前進クラッチ２５の締結過渡期において、当該締結を司る前進走行レンジ（Ｄ）圧ＰFWC が１点鎖線で示すように急上昇するのを回避して実線で示すように滑らかに上昇させることができ、常時フィードバック制御を行う場合における上記の問題、つまりＮ→Ｄセレクトショックが大きなるという問題を回避することができる。
【００６９】
なお図８の場合と同じ条件での動作タイムチャートである図９に示すように、ライン圧のフィードバック制御を本実施の形態におけると同様に前進クラッチ２５が締結し終えた瞬時ｔ2 以後にのみ実行させ、それ以外でフィードバック制御を禁止するにしても、フィードバック制御の禁止直前におけるフィードバック制御量ΔＰFB（＝ΔＰPI）を保持する場合、
ＮレンジからＤレンジへのセレクト瞬時ｔ1 から瞬時ｔ2 までにおける前進クラッチ２５の締結過渡期において、図９に１点鎖線で示す当該保持したフィードバック制御量ΔＰFB（＝ΔＰPI）が、セレクト時ライン圧（図７のステップ１１４参照）にすべき指令ライン圧ＰL * （ライン圧ＰL ）を、同じく１点鎖線で示すように不必要に高くすることになる。
この場合、瞬時ｔ1 から瞬時ｔ2 までにおける前進クラッチ２５の締結過渡期において、当該締結を司る前進走行レンジ（Ｄ）圧ＰFWC が１点鎖線で示すように急上昇するのを避けられず、前進クラッチ２５の締結ショック、つまり大きなＮ→Ｄセレクトショックを生ずる。
【００７０】
ところで本実施の形態においては、フィードバック制御の禁止中はフィードバック制御量ΔＰFB＝０にするから（図５切り換え器９７および図７のステップ１２１参照）、図８および図９に実線で示すような制御が得られ、前進クラッチ２５の締結を司る前進走行レンジ（Ｄ）圧ＰFWC が１点鎖線で示すように急上昇するのを回避して実線で示すように滑らかに上昇させることができ、フィードバック制御量ΔＰFB（＝ΔＰPI）を保持する場合における上記Ｎ→Ｄセレクトショックの問題を回避することができる。
【００７１】
更に加えて本実施の形態においては、ライン圧ＰL のフィードバック制御に当たってモニタすることとした前進走行レンジ（Ｄ）圧ＰFWC に係わる油圧センサ８７の検出信号（電圧信号ＳFWC ）をそのままフィードバック制御に用いず、図５につき詳述したように、オイルパン内油温ＴＥＭＰに応じた温度補正係数αを油圧センサ８７からの電圧信号ＳFWC に掛けて当該信号を補正し、これを基に算出した温度補正済みＤレンジ圧ＰFWCTをライン圧ＰL のフィードバック制御に用いることから、
油圧センサ８７による前進走行レンジ（Ｄ）圧ＰFWC の検出値がオイルパン内油温ＴＥＭＰの変化によってバラツキを生じても、このバラツキによる油圧検出値の誤差を補正して全ての油温域で油圧検出値を正確なものにすることができ、オイルパン内油温ＴＥＭＰの如何にかかわらず前記したライン圧ＰL のフィードバック制御を狙い通りに遂行することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明の一実施の形態になるライン圧制御装置を適用したトロイダル型無段変速機の伝動系を示す模式図である。
【図２】 同トロイダル型無段変速機の変速制御油圧回路を半分だけ示す油圧回路図である。
【図３】 同変速制御油圧回路の他の半分を示す油圧回路図である。
【図４】 同実施の形態におけるトロイダル型無段変速機のライン圧制御系を変速制御系とともに示す電子制御システム図である。
【図５】 同実施の形態におけるコントローラのライン圧制御部に係わる機能別ブロック線図である。
【図６】 同ライン圧制御部において用いる、油圧検出信号の温度補正係数に関した変化特性図である。
【図７】 同実施の形態におけるコントローラをマイクロコンピュータで構成した場合に、これが実行すべきライン圧制御プログラムを示すフローチャートである。
【図８】 本発明装置によるライン圧制御動作の一例を、常時フィードバック制御する場合の動作と比較して示す動作タイムチャートである。
【図９】 図８と同じライン圧制御動作を、フィードバック制御禁止時においてフィードバック制御量をリセットしない場合の動作と比較して示す動作タイムチャートである。
【図１０】 図２に示すプレッシャーレギュレータ弁の動作特性を示す線図である。
【符号の説明】
１ 変速機ケース
２ フロント側トロイダル伝動ユニット
３ リヤ側トロイダル伝動ユニット
４ 入力コーンディスク
５ 入力コーンディスク
６ 出力コーンディスク
７ 出力コーンディスク
8a パワーローラ
8b パワーローラ
9a パワーローラ
9b パワーローラ
10 主軸
13 中空出力軸
14a トラニオン
14b トラニオン
15a トラニオン
15b トラニオン
16 出力歯車
17 カウンターギヤ
18 カウンターシャフト
19 変速機出力軸
20 歯車組
21 変速機入力軸
22 前後進切り換え機構
23 ローディングカム
25 前進クラッチ（前進用摩擦要素）
26 後退ブレーキ（後退用摩擦要素）
27 トルクコンバータ
31 リバースセンサ
37 センサアーム
40 変速制御弁切換弁
41 オイルポンプ
43 ライン圧ソレノイド
44 オイルストレーナ
45 ステップモータ
51a サーボピストン
51b サーボピストン
52a サーボピストン
52b サーボピストン
53 ライン圧回路
54 プレッシャーレギュレータ弁
55 マニュアルバルブ
61 前進クラッチ用アキュムレータ
63 後退ブレーキ用アキュムレータ
65 アキュムレータ制御弁
66 アキュムレータ背圧制御用デューティソレノイド
68 パイロット圧回路
69 パイロット弁
70 ロックアップソレノイド
72 ロックアップ制御弁
73 前進用変速制御弁
74 後退用変速制御弁
81 コントローラ
82 スロットル開度センサ
83 エンジン回転センサ
84 車速センサ
85 変速機入力回転センサ
86 レンジセンサ
87 油圧センサ
88 油温センサ
91 減算器
92 乗算器
93 電圧−油温変換器
94 温度補正係数演算部
95 電圧−油圧変換器
96 ＰＩ制御部
97 切り換え器
98 加算器
99 ライン圧ソレノイド駆動デューティ演算部[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a line pressure control device for performing feedback control of a line pressure necessary for controlling a continuously variable transmission so as to become a necessary pressure corresponding to a driving state of a vehicle.
[0002]
[Prior art]
A continuously variable transmission such as a toroidal type continuously variable transmission or a V-belt type continuously variable transmission has a forward travel range in which the manual valve outputs the line pressure as a source pressure when the manual valve is set to the forward travel range or the reverse travel range. The forward / reverse switching can be performed by selectively engaging the forward friction element or the reverse friction element by the pressure or the reverse travel range pressure, and the control of the continuously variable transmission including the forward / reverse switching and the shift control is the line pressure. Is used as a source pressure.
Conventionally, as described in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. Hei 6-207657, the line pressure is the upstream of the manual valve for manually selecting the forward travel range and the reverse travel range, that is, the line pressure toward the manual valve. Usually, feedback control is performed so that the detected value becomes a necessary pressure necessary for controlling the continuously variable transmission.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, the necessary pressure required for the control of the continuously variable transmission is mainly due to the fastening operation of the forward friction element to be fastened in the forward travel range since the ratio of the continuously variable transmission being in the forward travel range is considerably high. These are the required pressure related to the forward travel range pressure provided and the required pressure in the shift control hydraulic circuit.
Therefore, the oil pressure at these locations is the oil pressure downstream of the manual valve, and tends to be lower than the line pressure toward the manual valve due to the line resistance and the operating characteristics of the line pressure control valve. is there.
[0004]
Nevertheless, if the line pressure on the upstream side of the manual valve is detected and feedback control is performed so that this detected value becomes the necessary pressure necessary for control of the continuously variable transmission, the line pressure is the required value. Therefore, the control of the continuously variable transmission cannot be eliminated.
In particular, as shown in FIG. 10, the pressure regulator valve for controlling the line pressure has an engine speed Ne Rise (Ne ≧ N1e) Line pressure P accompanying oil pump discharge increaseL Rise (PL ≧ PL1) In the case of a type that reduces the negative suction pressure of the oil pump by opening a separate second drain port and returning the drain oil directly to the suction port of the oil pump with a stroke in response to Forward travel range pressure P on the downstream sideFWC Is line pressure PL The above concerns become even more noticeable.
[0005]
Therefore, it is preferable to detect the forward travel range pressure downstream of the manual valve and the pressure in the shift control hydraulic circuit downstream of the manual valve, and perform feedback control so that the detected value becomes the above required pressure. When detecting the pressure in the latter transmission control hydraulic circuit, a link or the like for feeding back the transmission ratio is disposed in the vicinity of the transmission control hydraulic circuit, and it is difficult to secure a space for installing the hydraulic sensor.
[0006]
From this point of view, the first invention according to claim 1 first detects the former forward travel range pressure and performs feedback control so that the detected value becomes the above-mentioned required pressure, so that the line pressure is the required value. It is an object of the present invention to propose a line pressure control device for a continuously variable transmission that can eliminate the above-mentioned concern of being insufficient.
[0007]
However, in this case, in the transitional transition period of the forward friction element immediately after switching to the forward travel range, the increase in the forward travel range pressure governing this engagement is transiently controlled by an accumulator or the like, and the deviation from the required pressure increases. As a result, there is a new problem that the line pressure control becomes unstable, and there is no new problem that the line pressure feedback control itself cannot be performed because the forward travel range pressure itself does not occur in the reverse travel range and neutral range. Arise.
[0008]
Therefore, the first invention performs the feedback control of the line pressure performed by detecting the forward traveling range pressure only after the forward friction element is engaged from these viewpoints, and this also causes the above new problem. An object of the present invention is to propose a line pressure control device for a continuously variable transmission that is designed to prevent this.
[0009]
A second aspect of the present invention proposes a line pressure control device for a continuously variable transmission that can easily and inexpensively detect that the forward friction element is after being fastened without adding a sensor. Aims to
[0010]
According to a third aspect of the present invention, while the feedback control of the line pressure is not performed, the feedback control system is used as it is so that the line pressure can be substantially feedforward controlled and the feedback control amount is accumulated. It is an object of the present invention to propose a line pressure control device for a continuously variable transmission that prevents a shock due to an excessive line pressure at the start of the next feedback control.
[0011]
The fourth aspect of the present invention is to propose a line pressure control device for a continuously variable transmission in which the detected value of the forward travel range pressure does not vary even when the oil temperature changes. Do
[0012]
[Means for Solving the Problems]
For these purposes, the first aspect of the present invention is based on the forward travel range pressure or the reverse travel range pressure that the manual valve outputs as a source pressure when the manual valve is set to the forward travel range or the reverse travel range. Alternatively, in a device that feedback-controls the line pressure of a continuously variable transmission that can be switched forward and backward by selectively engaging a reverse friction element,
The feedback control amount of the line pressure control is obtained based on a pressure deviation between a detected value of the forward travel range pressure between the manual valve and the forward friction element and a required pressure according to the driving state of the vehicle. ,
The feedback control of the line pressure is executed only after the forward friction element is engaged.
[0013]
A line pressure control device for a continuously variable transmission according to a second invention is the first invention,
The present invention is characterized in that it is determined that the forward friction element has been engaged after the set time has elapsed since switching to the forward travel range.
[0014]
A line pressure control device for a continuously variable transmission according to a third invention is the first invention or the second invention,
While the feedback control of the line pressure is not performed, the feedback control amount is set to 0 and the line pressure control is continued.
[0015]
A line pressure control device for a continuously variable transmission according to a fourth aspect of the invention is any one of the first to third aspects of the invention.
The detection value of the forward travel range pressure between the manual valve and the forward friction element is configured to correct the oil temperature so that the variation does not occur even if the oil temperature changes.
[0016]
【The invention's effect】
The manual valve uses the line pressure as the source pressure, supplies the forward travel range pressure to the forward friction element in the forward travel range and fastens it, and supplies the reverse travel range pressure to the reverse friction element in the reverse travel range. By fastening the, the continuously variable transmission can be switched forward and backward.
In the first aspect of the invention, the feedback control of the line pressure is based on the pressure deviation between the detected value of the forward travel range pressure between the manual valve and the forward friction element and the required pressure according to the driving state of the vehicle. After obtaining the feedback control amount of the line pressure control, feedback control of the line pressure is performed so that the detected value of the forward travel range pressure becomes the above required pressure, and the feedback control of the line pressure is performed after the forward friction element is engaged. Therefore, the following effects can be achieved.
[0017]
That is, in order to feedback control the line pressure so that the detected value of the forward travel range pressure becomes the above required pressure, the above-described problem that occurs when the line pressure is monitored and controlled to become the above required pressure, that is, It is possible to solve the problem that the forward travel range pressure is insufficient with respect to the required value by the pressure drop caused by the pipe resistance or the like, thereby hindering the control of the continuously variable transmission.
[0018]
Also, since the feedback control of the line pressure is executed only after the forward friction element is engaged,
As described above, it is possible to avoid the adverse effect that the feedback control continues as it is in the transitional transition period of the forward friction element immediately after switching to the forward travel range where the line pressure control becomes unstable, and the line pressure feedback control itself It is also possible to avoid the adverse effect that the feedback control is continued as it is in the reverse running range and the neutral range where it is impossible.
[0019]
In the second aspect of the invention, since it is determined that the forward friction element has been engaged after the set time has elapsed since switching to the forward travel range, the determination can be performed easily and inexpensively without adding a sensor. Can do.
[0020]
In the third invention, while the feedback control of the line pressure is not performed, the feedback control amount is set to 0 and the line pressure control is continued.
During this time, the line pressure can be virtually feedforward controlled using the feedback control system as it is, and further, the feedback control amount is not accumulated, and a shock due to excessive line pressure occurs at the start of the next feedback control. Can be avoided.
[0021]
In the fourth aspect of the invention, the detection value of the forward travel range pressure between the manual valve and the forward friction element is corrected so that the variation in the oil temperature does not cause a variation, so that the forward travel range pressure is accurately detected. The problem that the operational effects of the above inventions vary due to changes in the oil temperature can be solved.
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
1 to 5 show a toroidal continuously variable transmission to which a line pressure control device according to an embodiment of the present invention is applied. This toroidal continuously variable transmission is used for transmission as a vehicle as shown in FIG. In order to double the capacity, a double cavity toroid which comprises two toroidal transmission units in the transmission case 1, that is, a front side
These
[0023]
In arranging the
Each of the front side
The
The
[0024]
The two
Similarly, both
[0025]
As shown in FIG. 1, an
[0026]
As shown in FIG. 1, the rotation from the
[0027]
During this time, the
Accordingly, the
[0028]
The forward /
When the forward /
[0029]
The
[0030]
The power transmission system of the toroidal-type continuously variable transmission shown in FIG. 1 operates as follows.
The engine rotation from the
[0031]
The reversible rotation to the
[0032]
The rotations of the
[0033]
Here, while synchronizing the
As a result, the contact locus circle radius of the
[0034]
When the transmission ratio reaches a predetermined transmission ratio, the transmission ratio can be maintained by returning the
As described above, the transmission ratio between the
[0035]
A
This
[0036]
As shown in FIG. 3, the sensor arm 37 abuts its free end against the shift control valve switching valve 40 so that the
During the forward rotation transmission of the
[0037]
Here, the shift control hydraulic circuit of the toroidal type continuously variable transmission will be described. The circuit configuration is as shown in FIGS. This shift control hydraulic circuit basically has the same configuration as described in Japanese Patent Laid-Open No. 4-78366, and causes the offset (indicated by arrows in FIG. 3) of the
[0038]
This shift control hydraulic circuit includes the aforementioned forward clutch 25 (see FIG. 2), reverse brake 26 (see FIG. 3), reverse sensor 31 (see FIG. 3), shift control valve switching valve 40 (see FIG. 3), and reverse In addition to the lubricating oil injection hole 42 (see FIG. 3) to the sensor, it has an oil pump 41 as shown in FIG. 2, and a servo for offsetting the
[0039]
That is, as shown in FIG. 2, the hydraulic oil from the discharge port of the oil pump 41 driven by the engine to the
Line pressure P to
[0040]
D range pressure P to
On the other hand, the D-range pressure to the
On the other hand, the R range pressure to the
[0041]
In order to effectively reduce the N → D select shock and the N → R select shock, a common accumulator back pressure is supplied from the
The
[0042]
Here, the accumulator back pressure
The pilot pressure P of the
[0043]
Pilot pressure P of
[0044]
Constant pilot pressure P of
Duty pressure P determined in this wayD Acts to assist the built-in
[0045]
As shown in FIG. 10, the
By the way, under the high engine speed range in which the
[0046]
As shown in FIG. 3, a forward
Here, when the forward
Further, the reverse
[0047]
Here, as described above, the shift control valve switching valve 40 is set to the left half position of FIG. 3 because the
[0048]
On the other hand, at the time of reverse rotation transmission, the shift control valve switching valve 40 is set to the right half position in FIG. 3 via the sensor arm 37 of the
[0049]
The shift control valve switching valve 40 further has a line pressure P from the
[0050]
FIG. 4 shows a control system for determining the drive duty Duty of the
Therefore, the
[0051]
In the shift control, the
As a result, the
[0052]
On the other hand, line pressure PL The
That is, first, the required pressure P according to the driving state of the vehicle.REQ Is obtained as will be described in detail later, and this is input to the
And the voltage signal S from the
Voltage signal S from the
[0053]
Here, even if the detected oil pressure value by the
Accordingly, the temperature correction coefficient α becomes larger as the oil temperature TEMP is lower, for example, as shown in FIG.
[0054]
In the
In the
[0055]
When the line pressure feedback control permission (ON) signal is present, the
Here, the state in which the feedback control should be prohibited is the temperature-corrected D-range pressure P monitored as described above in the feedback control.FWCT(D range pressure P in forward clutch operating pressure circuit 56FWC ) During the period in which the feedback control is unstable due to the transient control as described above, that is, the engagement transition period of the forward clutch 25 immediately after switching to the forward travel (D) range,
It is assumed that the reverse running (R) range or neutral (N) range is selected in which feedback control is not possible because the pressure to be monitored itself is not generated.
Therefore, in the present embodiment, the feedback control of the line pressure is performed only after the set time for completing the engagement of the
[0056]
In the
[0057]
FIG. 5 is a schematic block diagram of the
In
[0058]
While it is determined in
In
Here, the line pressure at the time of selection is referred to as the throttle opening TVO is 0 due to the release of the accelerator pedal at the time of selection, and therefore the forward clutch 25 cannot be engaged with the corresponding line pressure. At this time, the line pressure set to enable the forward clutch 25 to be engaged is indicated.
[0059]
In
[0060]
Each of these necessary pressures can be determined in a known manner.
For example, clutch required pressure PCLU First, the engine speed Ne And transmission input speed Ni Based on the above, the speed ratio e of the torque converter 27 (see FIG. 1) is set to e = Ne / Ni The torque ratio t is retrieved from the torque converter performance diagram based on the speed ratio e, and the engine speed N is retrieved from the engine performance diagram.e And engine torque T obtained from throttle opening TVOe And the torque ratio t multiplied by the transmission input torque Ti (= Te Xt), and this transmission input torque Ti The minimum pressure at which the
The required pressure P for shiftingCVT For the transmission input speed Ni And the input / output rotation ratio (transmission ratio) of the continuously variable transmission from the vehicle speed VSP (transmission output rotation speed), and the transmission input torque Ti Every time the pressure corresponding to the gear ratio i is changed to the required pressure PCVT And
[0061]
In
[0062]
Required pressure P in
In the former two cases, in
[0063]
That is, the necessary pressure P determined in the
[0064]
In the
That is, the necessary pressure P determined in the
In the
[0065]
According to the above line pressure control, the forward travel (D) range pressure detection value P between the
As before, the line pressure P on the upstream side of the
[0066]
The line pressure P on the upstream side of the
That is, the selected range is set to the instant t in FIG.1 Select operation to switch from N range to D range atThree In the case where the vehicle speed VSP is started to be increased by the start operation of depressing the accelerator pedal at the same time, if the line pressure feedback control is always performed as shown by the one-dot chain line, the instant t1 While the N range is selected (the same applies to the R range), the forward travel range (D) pressure PFWC Does not occur, feedback control is impossible, and feedback control amount ΔPFB(= ΔPPI) Also increases significantly as indicated by the alternate long and short dash line, and the command line pressure PL * (Line pressure PL ) Rises as indicated by the alternate long and short dash line.
Because of this, select instant t from N range to D range1 To instant t2 The forward travel range (D) pressure P governing the engagement during the engagement transition period of the forward clutch 25FWC As shown by a one-dot chain line, a problem arises that a large N → D select shock occurs due to a rapid rise.
[0067]
Instantaneous t1 To set time TS1The instant t when2 Even in the transitional period of the forward clutch 25 until the forward travel range (D) pressure PFWC Is limited by the accumulator 61 (see FIG. 2), the feedback control is unstable, and the feedback control amount ΔPFB(= ΔPPI) Cannot be quickly converged as indicated by the alternate long and short dash line, and the command line pressure PL * (Line pressure PL ) Cannot be rapidly reduced as indicated by the alternate long and short dash line.
Because of this, select instant t from N range to D range1 To instant t2 The forward travel range (D) pressure P governing the engagement during the engagement transition period of the forward clutch 25FWC As shown by a one-dot chain line, a problem arises that a large N → D select shock occurs due to a rapid rise.
[0068]
By the way, according to the feedback control of the line pressure according to the present embodiment, the instant t when the
Because of this, select instant t from N range to D range1 To instant t2 The forward travel range (D) pressure P governing the engagement during the engagement transition period of the forward clutch 25FWC Can be raised smoothly as shown by a solid line while avoiding a sudden rise as shown by a one-dot chain line, and the above problem in the case of always performing feedback control, that is, the problem of a large N → D select shock Can be avoided.
[0069]
In addition, as shown in FIG. 9 which is an operation time chart under the same conditions as in FIG. 8, the instant t when the forward clutch 25 finishes engaging in the feedback control of the line pressure as in the present embodiment.2 Even if it is executed only after that and the feedback control is prohibited otherwise, the feedback control amount ΔP immediately before the feedback control is prohibitedFB(= ΔPPI)
Select instant t from N range to D range1 To instant t2 In the transitional period of engagement of the
In this case, instant t1 To instant t2 The forward travel range (D) pressure P governing the engagement during the engagement transition period of the forward clutch 25FWC As shown by the one-dot chain line, it is unavoidable that it suddenly rises, and an engagement shock of the
[0070]
By the way, in the present embodiment, while the feedback control is prohibited, the feedback control amount ΔPFB(See the
[0071]
In addition, in this embodiment, the line pressure PL Forward travel range (D) pressure P to be monitored during feedback controlFWC Detection signal (voltage signal S) of the
Forward travel range (D) pressure P by
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a transmission system of a toroidal continuously variable transmission to which a line pressure control device according to an embodiment of the present invention is applied.
FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram showing only half of a shift control hydraulic circuit of the toroidal continuously variable transmission.
FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing another half of the transmission control hydraulic circuit.
FIG. 4 is an electronic control system diagram showing a line pressure control system of the toroidal-type continuously variable transmission together with the speed change control system in the same embodiment.
FIG. 5 is a functional block diagram relating to a line pressure control unit of the controller according to the embodiment;
FIG. 6 is a change characteristic diagram regarding a temperature correction coefficient of a hydraulic pressure detection signal used in the line pressure control unit.
FIG. 7 is a flowchart showing a line pressure control program to be executed when the controller in the embodiment is configured by a microcomputer;
FIG. 8 is an operation time chart showing an example of the line pressure control operation by the apparatus of the present invention in comparison with the operation in the case of constant feedback control.
FIG. 9 is an operation time chart showing the same line pressure control operation as in FIG. 8 in comparison with an operation when the feedback control amount is not reset when feedback control is prohibited.
FIG. 10 is a diagram showing operating characteristics of the pressure regulator valve shown in FIG.
[Explanation of symbols]
1 Transmission case
2 Front side toroidal transmission unit
3 Rear side toroidal transmission unit
4 Input cone disk
5 Input cone disk
6 Output cone disk
7 Output cone disk
8a Power roller
8b power roller
9a Power roller
9b Power roller
10 Spindle
13 Hollow output shaft
14a trunnion
14b trunnion
15a trunnion
15b trunnion
16 Output gear
17 Counter gear
18 Counter shaft
19 Transmission output shaft
20 Gear set
21 Transmission input shaft
22 Forward / reverse switching mechanism
23 Loading cam
25 Forward clutch (Forward friction element)
26 Reverse brake (reverse friction element)
27 Torque converter
31 Reverse sensor
37 Sensor arm
40 Shift control valve switching valve
41 Oil pump
43 Line pressure solenoid
44 Oil strainer
45 step motor
51a Servo piston
51b Servo piston
52a Servo piston
52b Servo piston
53 Line pressure circuit
54 Pressure regulator valve
55 Manual valve
61 Forward clutch accumulator
63 Reverse brake accumulator
65 Accumulator control valve
66 Duty solenoid for accumulator back pressure control
68 Pilot pressure circuit
69 Pilot valve
70 Lock-up solenoid
72 Lock-up control valve
73 Forward shift control valve
74 Reverse shift control valve
81 Controller
82 Throttle opening sensor
83 Engine rotation sensor
84 Vehicle speed sensor
85 Transmission input rotation sensor
86 Range sensor
87 Hydraulic sensor
88 Oil temperature sensor
91 Subtractor
92 multiplier
93 Voltage-oil temperature converter
94 Temperature correction coefficient calculator
95 Voltage-hydraulic converter
96 PI controller
97 switch
98 adder
99 Line pressure solenoid drive duty calculator
Claims (4)
前記マニュアルバルブおよび前進用摩擦要素間における前進走行レンジ圧の検出値と、車両の運転状態に応じた必要圧との間の圧力偏差を基に前記ライン圧制御のフィードバック制御量を求めるよう構成し、
該ライン圧のフィードバック制御を、前記前進用摩擦要素が締結した後でのみ実行するよう構成したことを特徴とする無段変速機のライン圧制御装置。When the manual valve is set to the forward travel range or the reverse travel range, the forward friction element or the reverse friction element is selectively engaged by the forward travel range pressure or the reverse travel range pressure that the manual valve outputs the line pressure as a source pressure. In a device for feedback control of the line pressure of a continuously variable transmission that can be switched forward and backward,
The feedback control amount of the line pressure control is obtained based on a pressure deviation between a detected value of the forward travel range pressure between the manual valve and the forward friction element and a required pressure according to the driving state of the vehicle. ,
A line pressure control device for a continuously variable transmission, wherein the feedback control of the line pressure is executed only after the forward friction element is engaged.
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