JP4799967B2 - Shift control device for continuously variable transmission - Google Patents
Shift control device for continuously variable transmission Download PDFInfo
- Publication number
- JP4799967B2 JP4799967B2 JP2005257705A JP2005257705A JP4799967B2 JP 4799967 B2 JP4799967 B2 JP 4799967B2 JP 2005257705 A JP2005257705 A JP 2005257705A JP 2005257705 A JP2005257705 A JP 2005257705A JP 4799967 B2 JP4799967 B2 JP 4799967B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- pressure
- valve
- line pressure
- pilot
- primary
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Images
Landscapes
- Control Of Transmission Device (AREA)
Description
本発明は、車両に搭載される無段変速機の変速制御装置に関する。 The present invention relates to a shift control device for a continuously variable transmission mounted on a vehicle.
車両の動力伝達系に搭載されるベルト式無段変速機(CVT)は、入力軸に設けられるプライマリプーリと、出力軸に設けられるセカンダリプーリと、これらのプーリに掛け渡される駆動ベルトとを備えており、プーリに対する駆動ベルトの巻き付け径を変化させて変速比を無段階に制御している。プライマリプーリやセカンダリプーリは、それぞれに固定シーブとこれに対面する可動シーブとを備えており、可動シーブを軸方向に移動させることによって駆動ベルトの巻き付け径や張力を制御することが可能となっている。 A belt type continuously variable transmission (CVT) mounted on a power transmission system of a vehicle includes a primary pulley provided on an input shaft, a secondary pulley provided on an output shaft, and a drive belt stretched around these pulleys. The transmission ratio is controlled steplessly by changing the winding diameter of the drive belt around the pulley. Each of the primary pulley and the secondary pulley includes a fixed sheave and a movable sheave facing the fixed sheave, and the winding diameter and tension of the drive belt can be controlled by moving the movable sheave in the axial direction. Yes.
たとえば、セカンダリプーリによって駆動ベルトの張力を制御する際には、目標変速比と入力トルクとに基づいて目標セカンダリ圧が算出され、この目標値に調圧されたセカンダリ圧がセカンダリプーリに供給される。また、プライマリプーリによって駆動ベルトの巻き付け径を制御する際には、スロットル開度や車速などに基づき目標変速比が設定された後に、目標変速比と目標セカンダリ圧とに基づき目標プライマリ圧が設定され、この目標値に調圧されたプライマリ圧がプライマリプーリに供給されることになる。 For example, when the tension of the drive belt is controlled by the secondary pulley, the target secondary pressure is calculated based on the target gear ratio and the input torque, and the secondary pressure regulated to the target value is supplied to the secondary pulley. . Further, when the winding diameter of the drive belt is controlled by the primary pulley, the target primary pressure is set based on the target speed ratio and the target secondary pressure after the target speed ratio is set based on the throttle opening, the vehicle speed, and the like. The primary pressure adjusted to the target value is supplied to the primary pulley.
このように、プライマリ圧やセカンダリ圧を調圧するため、オイルポンプの吐出口には基本油圧としてのライン圧を調圧するライン圧制御弁が接続され、プライマリプーリにはライン圧からプライマリ圧を調圧するプライマリ圧制御弁が接続され、セカンダリプーリにはライン圧からセカンダリ圧を調圧するセカンダリ圧制御弁が接続される(たとえば、特許文献1参照)。また、油圧制御回路には複数の油圧センサが組み込まれており、これらの油圧センサによって検出されるライン圧、プライマリ圧、セカンダリ圧に基づいて、ライン圧制御弁、プライマリ圧制御弁、セカンダリ圧制御弁の作動状態が制御されるようになっている。
しかしながら、基本油圧であるライン圧を検出するライン圧センサに故障が発生した場合には、ライン圧制御弁だけでなくプライマリ圧制御弁やセカンダリ圧制御弁に対しても影響が及ぶおそれがある。たとえば、プライマリ圧制御弁の駆動信号を算出するため、上流側のライン圧と下流側のプライマリ圧との圧力偏差を用いるようにした場合には、ライン圧センサの故障によってプライマリ圧制御弁を正常に制御することができずに、車両の走行性能を確保することが困難となる。 However, when a failure occurs in the line pressure sensor that detects the line pressure that is the basic hydraulic pressure, there is a possibility that not only the line pressure control valve but also the primary pressure control valve and the secondary pressure control valve are affected. For example, if the pressure deviation between the upstream line pressure and the downstream primary pressure is used to calculate the drive signal for the primary pressure control valve, the primary pressure control valve will be Therefore, it is difficult to ensure the running performance of the vehicle.
また、油圧制御回路にライン圧センサを組み込むことは、変速制御装置の高コスト化を招く要因となっており、ライン圧センサを削減して変速制御装置の製造コストを引き下げることが所望されている。 Incorporation of the line pressure sensor into the hydraulic control circuit is a factor that increases the cost of the transmission control device, and it is desired to reduce the manufacturing cost of the transmission control device by reducing the line pressure sensor. .
本発明の目的は、ライン圧センサに故障が発生した場合であっても、ライン圧を推定して走行性能を確保することにより、車両の安全性や信頼性を向上させることにある。 An object of the present invention is to improve the safety and reliability of a vehicle by estimating the line pressure and ensuring the running performance even when a failure occurs in the line pressure sensor.
本発明の目的は、ライン圧を推定することにより、ライン圧センサを削減して変速制御装置の低コスト化を達成することにある。 An object of the present invention is to estimate the line pressure, thereby reducing the number of line pressure sensors and achieving cost reduction of the speed change control device.
本発明の無段変速機の変速制御装置は、駆動ベルトが巻き付けられる変速プーリと締付プーリとを備え、前記変速プーリを用いて前記駆動ベルトの巻き付け径を制御する一方、前記締付プーリを用いて前駆駆動ベルトの張力を制御する無段変速機の変速制御装置であって、油圧供給源から吐出される作動油をライン圧に調圧するライン圧制御弁と、前記ライン圧制御弁と前記締付プーリとの間に設けられ、ライン圧を前記締付プーリのクランプ圧に調圧するクランプ圧制御弁と、前記ライン圧制御弁および前記クランプ圧制御弁に対して第1パイロット圧を供給し、ライン圧とクランプ圧とを増減させる第1パイロット弁と、前記ライン圧制御弁に対して第2パイロット圧を供給し、クランプ圧に対してライン圧を増加させる第2パイロット弁と、前記第2パイロット弁の駆動状態に基づいてライン圧推定値を算出するライン圧推定手段とを有することを特徴とする。 A transmission control apparatus for a continuously variable transmission according to the present invention includes a transmission pulley around which a drive belt is wound and a tightening pulley, and controls the winding diameter of the drive belt using the transmission pulley, while the tightening pulley is A transmission control device for a continuously variable transmission that controls the tension of a precursor drive belt using a line pressure control valve that adjusts hydraulic oil discharged from a hydraulic supply source to a line pressure, the line pressure control valve, A clamping pressure control valve that is provided between the clamping pulley and regulates the line pressure to the clamping pressure of the clamping pulley, and supplies a first pilot pressure to the line pressure control valve and the clamp pressure control valve. A first pilot valve that increases or decreases the line pressure and the clamp pressure, and a second pilot that supplies the second pilot pressure to the line pressure control valve and increases the line pressure with respect to the clamp pressure. When, and having a line pressure estimating means for calculating a line pressure estimated value based on the driving state of the second pilot valve.
本発明の無段変速機の変速制御装置は、クランプ圧を検出するクランプ圧センサを有し、前記ライン圧推定手段はクランプ圧センサからのクランプ圧と前記第2パイロット弁の駆動状態とに基づいてライン圧推定値を算出することを特徴とする。 The transmission control apparatus for a continuously variable transmission according to the present invention has a clamp pressure sensor for detecting a clamp pressure, and the line pressure estimating means is based on the clamp pressure from the clamp pressure sensor and the driving state of the second pilot valve. Then, an estimated line pressure value is calculated.
本発明の無段変速機の変速制御装置は、前記第2パイロット弁の駆動状態は目標ライン圧と目標クランプ圧とに基づいて算出されることを特徴とする。 The transmission control apparatus for a continuously variable transmission according to the present invention is characterized in that the driving state of the second pilot valve is calculated based on a target line pressure and a target clamp pressure.
本発明によれば、ライン圧制御弁に第2パイロット圧を供給することによりクランプ圧に対してライン圧を増加させる第2パイロット弁を備え、第2パイロット弁の駆動状態に基づいてライン圧推定値を算出するようにしたので、このライン圧推定値を用いて変速制御を実行することが可能となる。これにより、ライン圧センサを組み込むようにした変速制御装置にあっては、ライン圧センサに異常が発生した場合であっても、車両の走行性能を確保することができるため、車両の安全性や信頼性を向上させることが可能となる。また、ライン圧推定値を算出して変速制御に用いることにより、変速制御装置からライン圧センサを削減することできるため、変速制御装置の製造コストを引き下げることが可能となる。 According to the present invention, the second pilot valve that increases the line pressure with respect to the clamp pressure by supplying the second pilot pressure to the line pressure control valve is provided, and the line pressure is estimated based on the driving state of the second pilot valve. Since the value is calculated, the shift control can be executed using the estimated line pressure value. As a result, in the transmission control device in which the line pressure sensor is incorporated, the vehicle performance can be ensured even when an abnormality occurs in the line pressure sensor. Reliability can be improved. Further, by calculating the line pressure estimated value and using it for the shift control, it is possible to reduce the line pressure sensor from the shift control device, and thus it is possible to reduce the manufacturing cost of the shift control device.
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
図1は本発明の一実施の形態である変速制御装置によって制御される無段変速機10を示すスケルトン図である。図1に示すように、この無段変速機10はベルト式無段変速機であり、エンジン11に駆動されるプライマリ軸12と、これに平行となるセカンダリ軸13とを有している。プライマリ軸12とセカンダリ軸13との間には変速機構14が設けられており、プライマリ軸12の回転は変速機構14を介してセカンダリ軸13に伝達され、セカンダリ軸13の回転は減速機構15およびディファレンシャル機構16を介して左右の駆動輪17,18に伝達される。
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a continuously
プライマリ軸12には変速プーリとしてのプライマリプーリ20が設けられており、このプライマリプーリ20はプライマリ軸12に一体となった固定シーブ20aと、これに対向してプライマリ軸12に軸方向に摺動自在となって装着される可動シーブ20bとを有している。また、セカンダリ軸13には締付プーリとしてのセカンダリプーリ21が設けられており、このセカンダリプーリ21はセカンダリ軸13に一体となった固定シーブ21aと、これに対向してセカンダリ軸13に軸方向に摺動自在となって装着される可動シーブ21bとを有している。プライマリプーリ20とセカンダリプーリ21には駆動ベルト22が巻き付けられており、プライマリプーリ20とセカンダリプーリ21とのプーリ溝幅を変化させることにより、駆動ベルト22の巻き付け径を無段階に変化させることが可能となっている。駆動ベルト22のプライマリプーリ20に対する巻き付け径をRpとし、セカンダリプーリ21に対する巻き付け径をRsとすると、無段変速機10の変速比はRs/Rpとなる。
The
プライマリプーリ20のプーリ溝幅を変化させるため、プライマリ軸12にはプランジャ23が固定されるとともに、可動シーブ20bにはプランジャ23の外周面に摺動自在に接触するシリンダ24が固定されており、プランジャ23とシリンダ24とによって作動油室25が区画されている。同様に、セカンダリプーリ21のプーリ溝幅を変化させるため、セカンダリ軸13にはプランジャ26が固定されるとともに、可動シーブ21bにはプランジャ26の外周面に摺動自在に接触するシリンダ27が固定されており、プランジャ26とシリンダ27とによって作動油室28が区画されている。それぞれのプーリ溝幅は、プライマリ側の作動油室25に供給されるプライマリ圧Ppと、セカンダリ側の作動油室28に供給されるセカンダリ圧Psとを調圧することによって制御されている。
In order to change the pulley groove width of the
また、プライマリプーリ20にエンジン動力を伝達するため、クランク軸11aとプライマリ軸12との間にはトルクコンバータ30および前後進切換機構31が設けられている。トルクコンバータ30はクランク軸11aに連結されるポンプシェル30aとこれに対面するタービンランナ30bとを備えており、タービンランナ30bにはタービン軸32が連結されている。さらに、トルクコンバータ30内には、走行状態に応じてクランク軸11aとタービン軸32とを締結するためのロックアップクラッチ33が組み込まれている。
A
前後進切換機構31は、ダブルピニオン式の遊星歯車列34、前進用クラッチ35および後退用ブレーキ36を備えており、前進用クラッチ35や後退用ブレーキ36を作動させることによってエンジン動力の伝達経路が切り換えられるようになっている。前進用クラッチ35および後退用ブレーキ36を共に開放すると、タービン軸32とプライマリ軸12とは切り離され、前後進切換機構31はプライマリ軸12に動力を伝達しないニュートラル状態に切り換えられる。また、後退用ブレーキ36を開放した状態のもとで前進用クラッチ35を締結すると、タービン軸32の回転がそのままプライマリプーリ20に伝達されることになり、前進用クラッチ35を開放した状態のもとで後退用ブレーキ36を締結すると、逆転されたタービン軸32の回転がプライマリプーリ20に伝達されることになる。
The forward /
図2は無段変速機10の油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。図2に示すように、プライマリプーリ20やセカンダリプーリ21に作動油を供給するため、無段変速機10にはエンジン11に駆動される油圧供給源としてのオイルポンプ40が設けられている。このオイルポンプ40の吐出口に接続されるライン圧路41にはライン圧制御弁42が接続されており、ライン圧制御弁42によって油圧制御回路の基本油圧となるライン圧PLが調圧されている。また、ライン圧路41は分岐するようになっており、セカンダリプーリ21に向けて延びる一方のライン圧路41aはセカンダリ圧制御弁43に接続され、プライマリプーリ20に向けて延びる他方のライン圧路41bはアップシフト弁44に接続されている。さらに、アップシフト弁44から作動油室25に向けて延びるプライマリ圧路45には分岐油路46が形成されており、この分岐油路46にはダウンシフト弁47が接続されている。
FIG. 2 is a schematic diagram showing a hydraulic control system and an electronic control system of the continuously
セカンダリ側の作動油室28に供給されるセカンダリ圧Psはセカンダリ圧制御弁43を介して調圧されており、このセカンダリ圧制御弁43は後述する目標変速比や入力トルクに基づいて制御されている。このようなセカンダリ圧Psをセカンダリプーリ21に供給することにより、セカンダリプーリ21は駆動ベルト22の滑りを抑制するように締め付け動作を行うようになっている。つまり、クランプ圧制御弁として機能するセカンダリ圧制御弁43により、セカンダリ圧Psは駆動ベルト22の張力を制御するクランプ圧として調圧されることになる。また、プライマリ側の作動油室25に供給されるプライマリ圧Ppは、アップシフト弁44によって引き上げられる一方、ダウンシフト弁47によって引き下げられており、アップシフト弁44やダウンシフト弁47は目標変速比に基づいて制御される。このようなプライマリ圧Ppをプライマリプーリ20に供給することにより、プライマリプーリ20は駆動ベルト22の巻き付け径を変化させるようにプーリ溝幅を制御することになる。
The secondary pressure Ps supplied to the secondary
また、ライン圧制御弁42とセカンダリ圧制御弁43とは、ライン圧PLやセカンダリ圧Psの上限圧力を設定する減圧弁となっており、ライン圧PLやセカンダリ圧Psの上限圧力は、ライン圧制御弁42やセカンダリ圧制御弁43に供給されるパイロット圧P1,P2の大きさに応じて制御されている。パイロット弁51から出力される第1パイロット圧P1は、ライン圧制御弁42とセカンダリ圧制御弁43との双方に供給されており、このパイロット圧P1によってライン圧PLとセカンダリ圧Psとを共に調圧することが可能となる。また、パイロット弁52から出力される第2パイロット圧P2は、ライン圧制御弁42にのみ供給されており、このパイロット圧P2によってライン圧PLを調圧することが可能となっている。
The line
さらに、アップシフト弁44とダウンシフト弁47とは、ポート間の連通状態を制御する流量制御弁となっており、ポート間の連通状態はパイロット圧P3,P4の大きさに応じて制御されている。つまり、パイロット弁53からアップシフト弁44に入力されるパイロット圧P3を調圧することにより、ライン圧路41bとプライマリ圧路45との連通状態を制御することができ、プライマリ圧Ppを引き上げることが可能となる。一方、パイロット弁54からダウンシフト弁47に入力されるパイロット圧P4を調圧することにより、プライマリ圧路45と排出油路55との連通状態を制御することができ、プライマリ圧Ppを引き下げることが可能となっている。
Further, the
なお、ライン圧制御弁42、アップシフト弁44、ダウンシフト弁47を制御するパイロット弁52〜54は、ソレノイドに対するデューティ比を制御することによってパイロット圧P2〜P4を調圧するデューティソレノイドバルブとなっている。また、ライン圧制御弁42およびセカンダリ圧制御弁43を制御するパイロット弁51は、ソレノイドに対する電流値を制御することによってパイロット圧P1を調圧するリニアソレノイドバルブとなっている。さらに、パイロット弁52〜54は非通電時に遮断される常閉式のパイロット弁であり、パイロット弁51は非通電時に連通する常開式のパイロット弁である。
The
これらのパイロット弁51〜54に向けて制御信号を出力し、無段変速機10の変速制御を実行するCVT制御ユニット60は、図示しないマイクロプロセッサ(CPU)を備えており、このCPUにはバスラインを介してROM、RAMおよびI/Oポートが接続される。ROMには制御プログラムや各種マップデータなどが格納されており、RAMにはCPUで演算処理したデータが一時的に格納されるようになっている。また、I/Oポートを介してCPUには各種センサから車両の走行状態を示す検出信号が入力される。
The
CVT制御ユニット60に検出信号を入力する各種センサとしては、プライマリプーリ20の回転数を検出するプライマリ回転数センサ61、セカンダリプーリ21の回転数を検出するセカンダリ回転数センサ62、ライン圧路41bに設けられてライン圧PLを検出するライン圧センサ63、プライマリ圧路45に設けられてプライマリ圧Ppを検出するプライマリ圧センサ64、セカンダリ圧路48に設けられてセカンダリ圧Psを検出するクランプ圧センサとしてのセカンダリ圧センサ65、アクセルペダルの踏み込み量を検出するアクセルペダルセンサ66、車速を検出する車速センサ67などがある。また、CVT制御ユニット60にはエンジン制御ユニット68が接続されており、このエンジン制御ユニット68から、エンジン種別、スロットル開度、エンジン回転数などのエンジン制御情報が入力されるようになっている。
Various sensors for inputting a detection signal to the
続いて、CVT制御ユニット60による無段変速機10の変速制御について説明する。図3はCVT制御ユニット60の変速制御系を示すブロック図である。図3に示すように、CVT制御ユニット60は、目標プライマリ圧Pptを算出するため、目標プライマリ回転数算出部70、目標変速比算出部71、油圧比算出部72、目標プライマリ圧算出部73を備えている。目標プライマリ回転数算出部70は、車速Vとスロットル開度Toに基づいて変速特性マップを参照することにより目標プライマリ回転数Npを算出し、目標変速比算出部71は、目標プライマリ回転数Npと実セカンダリ回転数Ns’とに基づいて目標変速比iを算出する。次いで、油圧比算出部72は、目標変速比iに対応する目標プライマリ圧Pptと目標セカンダリ圧Pstとの油圧比(Ppt/Pst)を算出し、目標プライマリ圧算出部73は、この油圧比に目標セカンダリ圧Pstを乗算することにより目標プライマリ圧Pptを算出する。
Subsequently, the shift control of the continuously
また、CVT制御ユニット60は、目標プライマリ圧Pptをフィードバック制御するため、実変速比算出部74、フィードバック値算出部75、加算部76を備えている。実変速比算出部74は、実プライマリ回転数Np’と実セカンダリ回転数Ns’とに基づいて実変速比i’を算出し、フィードバック値算出部75は、実変速比i’と目標変速比iとに基づいてフィードバック値を算出する。次いで、加算部76において目標プライマリ圧Pptにフィードバック値が加算され、目標プライマリ圧Pptはフィードバック制御される。そして、フィードバック制御された目標プライマリ圧Pptに基づきパイロット弁52〜54に対して制御信号が出力され、プライマリプーリ20は目標変速比に向けてプーリ溝幅を調整することになる。
In addition, the
さらに、CVT制御ユニット60は、目標クランプ圧としての目標セカンダリ圧Pstを算出するため、入力トルク算出部77、必要セカンダリ圧算出部78、目標セカンダリ圧算出部79を備えている。入力トルク算出部77は、エンジン回転数Neとスロットル開度Toとに基づいて、エンジン11からプライマリ軸12に入力される入力トルクTiを算出し、必要セカンダリ圧算出部78は、目標変速比iに基づいて必要セカンダリ圧Psnを算出する。これらの入力トルクTiと必要セカンダリ圧Psnとは目標セカンダリ圧算出部79に入力され、目標セカンダリ圧算出部79により目標セカンダリ圧Pstが算出される。そして、目標セカンダリ圧Pstに基づきパイロット弁51,52に対して制御信号が出力され、セカンダリプーリ21は伝達トルクに見合った締付力によって締め付け動作を行うことになる。
Furthermore, the
図4は目標プライマリ回転数Npを算出する際に参照される変速特性マップの一例を示す線図である。図4に示すように、変速特性マップには、ロー状態を示す特性線Lowとオーバードライブ状態を示す特性線ODとが設定されており、これら特性線Low,ODの間にはスロットル開度Toに対応した複数の特性線T1〜T8が設定されている。スロットル開度Toが低い場合には特性線T1に従って目標プライマリ回転数Npが算出され、スロットル開度Toが高くなるにつれて目標プライマリ回転数Npは特性線T2〜T7に従って算出される。そして、スロットル開度Toが全開となった場合には、特性線T8に従って目標プライマリ回転数Npが算出されるようになっている。また、低車速域でスロットル開度Toが増大した場合には、特性線Lowに沿って目標プライマリ回転数Npが設定される一方、高車速域でスロットル開度Toが減少した場合には、特性線ODに沿って目標プライマリ回転数Npが設定されることになる。 FIG. 4 is a diagram showing an example of a speed change characteristic map referred to when the target primary rotation speed Np is calculated. As shown in FIG. 4, a characteristic line Low indicating a low state and a characteristic line OD indicating an overdrive state are set in the shift characteristic map, and the throttle opening To is between these characteristic lines Low and OD. A plurality of characteristic lines T1 to T8 corresponding to are set. When the throttle opening degree To is low, the target primary rotation speed Np is calculated according to the characteristic line T1, and as the throttle opening degree To increases, the target primary rotation speed Np is calculated according to the characteristic lines T2 to T7. When the throttle opening To is fully opened, the target primary rotational speed Np is calculated according to the characteristic line T8. Further, when the throttle opening To increases in the low vehicle speed range, the target primary rotational speed Np is set along the characteristic line Low, while when the throttle opening To decreases in the high vehicle speed range, the characteristic The target primary rotational speed Np is set along the line OD.
以下、プライマリプーリ20およびセカンダリプーリ21に対して作動油を供給制御する油圧制御回路について説明する。図5は油圧制御回路の一部を示す回路図であり、図2に示す部材と同一の部材については同一の符号を付してその説明を省略する。図5に示すように、オイルポンプ40から延びるライン圧路41にはパイロット減圧弁80の入力ポート80aが接続されており、オイルポンプ40からの吐出圧はパイロット減圧弁80を介して所定圧力まで引き下げられる。このパイロット減圧弁80の出力ポート80bには分配油路81が接続されており、パイロット減圧弁80を経て減圧された作動油は分配油路81を介してパイロット弁51〜54に供給される。また、ライン圧路41にはクラッチ圧路82が接続されており、このクラッチ圧路82を介してクラッチ回路83に供給される作動油は、クラッチ回路83から前進用クラッチ35や後退用ブレーキ36に供給される。
Hereinafter, a hydraulic control circuit that controls supply of hydraulic oil to the
また、ライン圧路41にはライン圧制御弁42が接続されており、このライン圧制御弁42によってライン圧路41を流れるライン圧PLが調圧される。ライン圧制御弁42は、弁収容孔が形成されたハウジング85と、弁収容孔に移動自在に収容されるスプール弁軸84とを備えており、ハウジング85には、ライン圧路41に連通する調圧ポート42a、ライン圧PLを減圧する際にライン圧路41から作動油が案内される減圧ポート42b、後述するバイパス弁90に向けて作動油を案内するバイパスポート42cが形成されている。さらに、スプール弁軸84を軸方向に移動させるため、ハウジング85には、ライン圧路41に連通するパイロット圧室42d、パイロット圧路86aに連通するとともにバネ部材42eが組み込まれるパイロット圧室42f、パイロット圧路87に連通するパイロット圧室42gが形成されている。
A line
つまり、パイロット圧室42dに供給されるライン圧PLにより、スプール弁軸84は調圧ポート42aと減圧ポート42bとを連通する減圧位置に向けて付勢される一方、パイロット圧室42f,42gに供給されるパイロット圧P1,P2とバネ部材42eからのバネ力とにより、スプール弁軸84は調圧ポート42aと減圧ポート42bとを遮断する増圧位置に向けて付勢される。したがって、パイロット圧P1やパイロット圧P2を引き下げた場合には、調圧ポート42aと減圧ポート42bとが連通することになり、減圧ポート42bからの排出油量が増加してライン圧PLが引き下げられる一方、パイロット圧P1やパイロット圧P2を引き上げた場合には、調圧ポート42aと減圧ポート42bとが遮断されることになり、減圧ポート42bからの排出油量が減少してライン圧PLが引き上げられることになる。
In other words, the
なお、スプール弁軸84を減圧位置に移動させた場合に、ライン圧路41から減圧ポート42bを経て排出される作動油は、図5に示すように、潤滑減圧弁98を介して所定圧力に減圧された後に、潤滑油路88から潤滑回路89を経て駆動ベルト22などの各摺動部に供給される。また、スプール弁軸84を増圧位置に移動させた場合には、調圧ポート42aからバイパスポート42cに作動油が案内されることになるが、このバイパスポート42cに接続されるバイパス弁90を介して潤滑油路88に作動油が供給されるようになっている。
When the
また、図5に示すように、ライン圧制御弁42を介して調圧されたライン圧PLは、ライン圧路41aを介してセカンダリ圧制御弁43に供給され、セカンダリ圧制御弁43によってセカンダリ圧Psに調圧される。このセカンダリ圧制御弁43は、弁収容孔が形成されたハウジング91と、弁収容孔に移動自在に収容されるスプール弁軸92とを備えており、ハウジング91には、ライン圧路41aが接続される入力ポート43aと、セカンダリ圧路48が接続される出力ポート43bと、オイルパンに開口する排出ポート43cとが形成されている。また、スプール弁軸92を軸方向に移動させるため、ハウジング91には、セカンダリ圧路48に連通するパイロット圧室43dと、パイロット圧路86bに連通するとともにバネ部材93が組み込まれるパイロット圧室43eとが形成されている。
Further, as shown in FIG. 5, the line pressure PL adjusted via the line
つまり、パイロット圧室43eに供給されるパイロット圧P1とバネ部材93からのバネ力とにより、スプール弁軸92は出力ポート43bを入力ポート43aに連通させる増圧位置に向けて付勢される一方、パイロット圧室43dに供給されるセカンダリ圧Psにより、スプール弁軸92は出力ポート43bを排出ポート43cに連通させる減圧位置に向けて付勢される。したがって、パイロット圧P1を引き上げた場合には、ライン圧路41bから出力ポート43bを介してセカンダリ圧路48に作動油が供給され、セカンダリ圧Psが引き上げられる一方、パイロット圧P1を引き下げた場合には、セカンダリ圧路48から排出ポート43cを介してオイルパンに作動油が排出され、セカンダリ圧Psが引き下げられることになる。
That is, the
ここで、セカンダリ圧制御弁43に接続されるパイロット圧路86bと、ライン圧制御弁42に接続されるパイロット圧路86aとは相互に接続されており、ライン圧制御弁42とセカンダリ圧制御弁43とのパイロット圧室42f,43eには同じパイロット圧P1が供給されている。つまり、パイロット弁51によってパイロット圧P1を引き上げることにより、ライン圧PLとセカンダリ圧Psとは共に引き上げられる一方、パイロット弁51によってパイロット圧P1を引き下げることにより、ライン圧PLとセカンダリ圧Psとは共に引き下げられることになる。なお、後述するように、パイロット圧P2の供給遮断によってライン圧制御弁42をローモードに切り換えた場合には、パイロット圧P1に基づきライン圧制御弁42によって調圧されるライン圧PLと、パイロット圧P1に基づきセカンダリ圧制御弁43によって調圧されるセカンダリ圧Psとが、ほぼ一致するようになっている。
Here, the
続いて、プライマリ圧Ppを調圧するアップシフト弁44およびダウンシフト弁47について説明する。まず、アップシフト弁44は、弁収容孔が形成されたハウジング94と、弁収容孔に移動自在に収容されるスプール弁軸95とを備えており、ハウジング94には、ライン圧路41bが接続される入力ポート44aと、プライマリ圧路45が接続される出力ポート44bとが形成されている。また、入力ポート44aと出力ポート44bとを連通する連通位置と遮断する遮断位置とにスプール弁軸95を移動させるため、ハウジング94には、パイロット圧路96に連通するパイロット圧室44cと、バネ部材97が組み込まれるバネ室44dとが形成されている。つまり、パイロット圧P3を引き上げることにより、スプール弁軸95はバネ力に抗して連通位置に移動する一方、パイロット圧P3を引き下げることにより、スプール弁軸95はバネ力によって遮断位置に移動するようになっている。
Next, the
同様に、ダウンシフト弁47は、弁収容孔が形成されたハウジング100と、弁収容孔に移動自在に収容されるスプール弁軸101とを備えており、ハウジング100には、分岐油路46が接続される入力ポート47aと、下流側のフェイルセーフ弁102に接続される排出ポート47bとが形成されている。また、入力ポート47aと排出ポート47bとを連通する連通位置と遮断する遮断位置とにスプール弁軸101を移動させるため、ハウジング100には、パイロット圧路103に連通するパイロット圧室47cと、バネ部材104が組み込まれるバネ室47dとが形成されている。つまり、パイロット圧P4を引き上げることにより、スプール弁軸101はバネ力に抗して連通位置に移動する一方、パイロット圧P4を引き下げることにより、スプール弁軸101はバネ力によって遮断位置に移動するようになっている。
Similarly, the
つまり、プライマリ圧Ppを引き上げてアップシフトを実行する際には、アップシフト弁44に対するパイロット圧P3が引き上げられる一方、ダウンシフト弁47に対するパイロット圧P4が引き下げられる。また、プライマリ圧Ppを引き下げてダウンシフトを実行する際には、アップシフト弁44に対するパイロット圧P3が引き下げられる一方、ダウンシフト弁47に対するパイロット圧P4が引き上げられることになる。
That is, when the primary pressure Pp is increased and the upshift is executed, the pilot pressure P3 for the
また、ダウンシフト弁47の下流側にはフェイルセーフ弁102が設けられており、パイロット弁54に故障が発生したとしても急激なダウンシフトを回避することが可能となっている。このフェイルセーフ弁102は、弁収容孔が形成されたハウジング105と、弁収容孔に移動自在に収容されるスプール弁軸106とを備えており、ハウジング105には、ダウンシフト弁47の排出ポート47bに接続される入力ポート102aと、オイルパンに作動油を案内する排出ポート102bとが形成されている。そして、入力ポート102aと排出ポート102bとを連通する連通位置と遮断する遮断位置とにスプール弁軸106を移動させるため、ハウジング105には、パイロット圧路96に連通するパイロット圧室102cと、バネ部材107が組み込まれるバネ室102dとが形成されている。
Further, a fail-
フェイルセーフ弁102のパイロット圧室102cには、アップシフト弁44に供給されるパイロット圧P3と同じパイロット圧P3が入力されるため、パイロット圧P3の供給によってアップシフト弁44のスプール弁軸95が連通位置に移動するときには、パイロット圧P3の供給によってフェイルセーフ弁102のスプール弁軸106は遮断位置に移動することになる。つまり、変速比がオーバードライブ側に制御された状態のもとで、パイロット弁54がフェイル状態に陥ることにより、ダウンシフト弁47に対するパイロット圧P4が上昇した場合であっても、遮断されたフェイルセーフ弁102を介して作動油の排出を回避することができ、プライマリ圧Ppの低下による急激なダウンシフトを回避することが可能となる。
Since the same pilot pressure P3 as the pilot pressure P3 supplied to the
また、プライマリプーリ20に向けてプライマリ圧Ppを案内するプライマリ圧路45にはプライマリ減圧弁108が組み込まれており、このプライマリ減圧弁108によってプライマリ圧Ppの上限圧力が設定されている。このプライマリ減圧弁108を設けることにより、プライマリプーリ20に対して過大なプライマリ圧Ppが供給されることはなく、プライマリプーリ20を保護することが可能となっている。
In addition, a primary
以下、前述したライン圧制御弁42の作動状態について詳細に説明する。図6(A)および(B)はローモードに切り換えられたライン圧制御弁42の作動状態を示す説明図であり、図7(A)および(B)はハイモードに切り換えられたライン圧制御弁42の作動状態を示す説明図である。また、図8はライン圧制御弁42によって調圧されるライン圧PLの調圧領域を示す説明図である。
Hereinafter, the operation state of the above-described line
まず、図6(A)および(B)に示すように、ライン圧制御弁42に対するパイロット圧P2の供給を遮断すると、スプール弁軸84を増圧方向に付勢する推力が低下するため、ライン圧制御弁42によるライン圧PLの調圧領域は、図8に破線で示す低圧側のローモード領域に引き下げられる。つまり、パイロット圧P2の供給遮断によってライン圧制御弁42はローモードに切り換えられ、ライン圧PLはパイロット圧P1に基づき低圧側のローモード領域内で調圧されることになる。
First, as shown in FIGS. 6A and 6B, when the supply of the pilot pressure P2 to the line
図6(A)に示すように、パイロット圧P1を引き下げたときには、スプール弁軸84を増圧方向に付勢する推力が低下するため、調圧ポート42aと減圧ポート42bとが大きく連通するのに対し、図6(B)に示すように、パイロット圧P1を引き上げたときには、スプール弁軸84を増圧方向に付勢する推力が増加するため、調圧ポート42aと減圧ポート42bとが小さく連通することになる。つまり、パイロット圧P1の引き下げによって、ライン圧路41から潤滑回路89に流れる作動油が増加するため、ライン圧PLはローモード領域の下限値L1まで引き下げられる一方、パイロット圧P1の引き上げによって、ライン圧路41から潤滑回路89に流れる作動油が減少するため、ライン圧PLはローモード領域の上限値L2まで引き上げられることになる。
As shown in FIG. 6 (A), when the pilot pressure P1 is lowered, the thrust force that urges the
また、図7(A)および(B)に示すように、ライン圧制御弁42に対してパイロット圧P2を供給すると、スプール弁軸84を増圧方向に付勢する推力が増加するため、ライン圧制御弁42によるライン圧PLの調圧領域は、図8に実線で示す高圧側のハイモード領域に引き上げられる。つまり、パイロット圧P2の供給によってライン圧制御弁42はハイモードに切り換えられ、ライン圧PLはパイロット圧P1に基づき高圧側のハイモード領域内で調圧されることになる。
Further, as shown in FIGS. 7A and 7B, when the pilot pressure P2 is supplied to the line
図7(A)に示すように、パイロット圧P1を引き下げたときには、スプール弁軸84を増圧方向に付勢する推力が低下するため、調圧ポート42aと減圧ポート42bとが大きく連通するのに対し、図7(B)に示すように、パイロット圧P1を引き上げたときには、スプール弁軸84を増圧方向に付勢する推力が増加するため、調圧ポート42aと減圧ポート42bとが小さく連通することになる。つまり、パイロット圧P1の引き下げによって、ライン圧路41から潤滑回路89に流れる作動油が増加するため、ライン圧PLはハイモード領域の下限値H1まで引き下げられる一方、パイロット圧P1の引き上げによって、ライン圧路41から潤滑回路89に流れる作動油が減少するため、ライン圧PLはハイモード領域の上限値H2まで引き上げられることになる。
As shown in FIG. 7 (A), when the pilot pressure P1 is reduced, the thrust force that urges the
このように、パイロット圧P2によってライン圧制御弁42のモードを切り換えることにより、ライン圧PLの調圧領域をローモード領域とハイモード領域との間で自在に設定することが可能となる。ここで、図9はライン圧制御弁42をローモードからハイモードに切り換える際におけるライン圧PL、セカンダリ圧Ps、パイロット圧P2の各調圧状況を示す線図である。なお、図示する場合にはパイロット圧P1が一定に保たれるようになっている。図9に示すように、パイロット圧P2の供給遮断によって、ライン圧制御弁42をローモードに切り換えた場合には、ライン圧PLとセカンダリ圧Psとがほぼ一致するように出力されているが、パイロット圧P2の供給開始によって、ライン圧制御弁42をハイモードに切り換えた場合には、セカンダリ圧Psを維持したままライン圧PLが引き上げられることになる。このように、セカンダリ圧Psよりもライン圧PLを高く調圧することができるため、アップシフト変速を実行する際にセカンダリ圧Psよりもプライマリ圧Ppを高く調圧することができ、プライマリ側の受圧面積を縮小して無段変速機10の小型化を図ることや、変速速度を向上させて変速時間の短縮を図ることが可能となる。なお、図9に示す場合には、パイロット圧P2を0から最大値まで引き上げるようにしているが、パイロット圧P2を所定圧力に保持しても良いことはいうまでもない。
Thus, by switching the mode of the line
また、図10はアップシフト変速におけるライン圧PL、プライマリ圧Pp、セカンダリ圧Psの各調圧状況を示す線図である。図10に示すように、プライマリ圧Ppよりもセカンダリ圧Psを高く調圧することが望ましいロー状態にあっては、パイロット圧P2の供給を遮断してライン圧制御弁42をローモードに切り換えることにより、ライン圧PLとセカンダリ圧Psとをほぼ一致させるようにしている。一方、セカンダリ圧Psよりもプライマリ圧Ppを高く調圧することが望ましいオーバードライブ状態にあっては、パイロット圧P2を供給してライン圧制御弁42をハイモードに切り換えることにより、セカンダリ圧Psに対してライン圧PLを引き上げることができるため、このライン圧PLから調圧されるプライマリ圧Ppをセカンダリ圧Psよりも高く調圧することが可能となる。つまり、目標セカンダリ圧Pstに応じてパイロット圧P1を引き下げることにより、ライン圧PLとセカンダリ圧Psとを低下させる場合であっても(符号x)、目標プライマリ圧Pptに応じてパイロット圧P2を引き上げることにより、ライン圧PLのみを上昇させることが可能となっている(符号y)。
FIG. 10 is a diagram showing the pressure regulation status of the line pressure PL, primary pressure Pp, and secondary pressure Ps in the upshift. As shown in FIG. 10, in the low state where it is desirable to adjust the secondary pressure Ps higher than the primary pressure Pp, the supply of the pilot pressure P2 is cut off and the line
続いて、無段変速機10の変速制御を実行する際に要求される必要流量Qとライン圧推定値PLeとの算出処理について説明した後に、変速制御を実行する際に駆動制御されるパイロット弁53,54に対する制御信号S3,S4の算出処理について説明する。図11はプライマリプーリ20の作動油室25に流れ込む必要流量Qを算出する際の手順を示すフローチャートであり、図12はライン圧推定値PLeを算出する際の手順を示すフローチャートである。
Subsequently, after describing the calculation process of the required flow rate Q and the line pressure estimation value PLe required when executing the shift control of the continuously
まず、図11のフローチャートに従って、作動油室25に供給される必要流量Qの算出手順について説明する。目標変速比iに向けてプライマリプーリ20のプーリ溝幅を制御するため、CVT制御ユニット60はプライマリプーリ20に供給すべき必要流量Qを算出する。図11に示すように、ステップS1では目標変速比iが算出され、続くステップS2ではプライマリプーリ20の目標プーリ位置Wが算出される。そして、ステップS3では、可動シーブ20bの移動量を示す目標プーリ位置変化量ΔWaが算出され、続くステップS4では、目標プーリ位置変化量ΔWaに基づき指示流量Qaが算出される。
First, a procedure for calculating the required flow rate Q supplied to the
また、図11に示すように、指示流量Qaの算出処理に並行してフィードバック項である補正流量Qbの算出処理が実行される。この補正流量Qbを算出する際には、ステップS5において実変速比i’が算出され、続くステップS6においてプライマリプーリ20の実プーリ位置W’が算出される。続いてステップS7に進み、目標プーリ位置Wから実プーリ位置W’を減算することによってプーリ位置偏差ΔWbが算出され、続くステップS8では、プーリ位置偏差ΔWbに基づき補正流量Qbが算出される。そして、ステップS9では、指示流量Qaと補正流量Qbとを加算することによってプライマリプーリ20に供給される必要流量Qが算出される。
Further, as shown in FIG. 11, a calculation process of a corrected flow rate Qb which is a feedback term is executed in parallel with the calculation process of the command flow rate Qa. When calculating the corrected flow rate Qb, the actual speed ratio i 'is calculated in step S5, and the actual pulley position W' of the
続いて、ライン圧推定手段としてのCVT制御ユニット60によって実行されるライン圧推定値PLeの算出手順について説明する。図12に示すように、ステップS11ではセカンダリ圧センサ43から実セカンダリ圧Ps’が読み込まれ、ステップS12では目標セカンダリ圧Pstが算出され、ステップS13では目標ライン圧PLtが算出される。続くステップS14では、目標ライン圧PLtから目標セカンダリ圧Pstを減算することにより、実ライン圧PL’と実セカンダリ圧Ps’との差圧に相当する目標モード圧Pmが算出される。そして、ステップS15において、目標モード圧Pmと実セカンダリ圧Ps’とを加算することにより、実ライン圧PL’に相当するライン圧推定値PLeが算出されることになる。なお、図9に示すように、目標モード圧Pmはパイロット圧P2の出力状態に応じて変化する値であり、パイロット圧P2を調圧するパイロット弁52の駆動状態を示す値となっている。また、ステップS13において算出される目標ライン圧PLtは、目標セカンダリ圧Pst等の各種目標圧力の中で最大となる目標圧力を満たすように算出されている。
Subsequently, a calculation procedure of the line pressure estimated value PLe executed by the
続いて、パイロット弁53,54に対する制御信号S3,S4の算出処理について説明する。図13はパイロット弁53,54に対する制御信号S3,S4を算出する際の手順を示すフローチャートである。図13に示すように、まずステップS21では、ライン圧センサ63に故障が発生しているか否かが判定される。ライン圧センサ63が正常に作動していると判定された場合には、ステップS22に進み、プライマリプーリ20の作動油室25に供給される必要流量Qが算出され、続くステップS23において、正常なライン圧センサ63から実ライン圧PL’が読み込まれる。続いて、ステップS24では、必要流量Qが0以上であるか否かが判定され、必要流量Qが正の値であると判定された場合、つまり作動油室25に対して作動油が供給されると判定された場合には、ステップS25に進み、実ライン圧PL’から実プライマリ圧Pp’を減算することにより、アップシフト弁44のバルブ圧力偏差ΔPが算出される。一方、ステップS24において、必要流量Qが負の値であると判定された場合、つまり作動油室25から作動油が排出されると判定された場合には、ステップS26に進み、0から実プライマリ圧Pp’を減算することにより、ダウンシフト弁47のバルブ圧力偏差ΔPが算出される。このように、アップシフト弁44またはダウンシフト弁47のバルブ圧力偏差ΔPが算出された後には、ステップS27において、必要流量Qとバルブ圧力偏差ΔPとに基づき所定のデータマップが参照され、パイロット弁53またはパイロット弁54に対する制御信号(デューティ比)S3,S4が設定されることになる。
Next, the calculation process of the control signals S3 and S4 for the
一方、ステップS21において、ライン圧センサ63に異常が発生していると判定された場合には、ステップS28に進み、プライマリプーリ20の作動油室25に供給される必要流量Qが算出され、続くステップS29において、CVT制御ユニット60によってライン圧推定値PLeが算出される。続いて、ステップS30では、必要流量Qが0以上であるか否かが判定され、必要流量Qが正の値であると判定された場合、つまり作動油室25に対して作動油が供給されると判定された場合には、ステップS31に進み、ライン圧推定値PLeから実プライマリ圧Pp’を減算することにより、アップシフト弁44のバルブ圧力偏差ΔPが算出される。一方、ステップS30において、必要流量Qが負の値であると判定された場合、つまり作動油室25から作動油が排出されると判定された場合には、前述したステップS26に進み、0から実プライマリ圧Pp’を減算することにより、ダウンシフト弁47のバルブ圧力偏差ΔPが算出される。このように、アップシフト弁44またはダウンシフト弁47のバルブ圧力偏差ΔPが算出された後には、前述したステップS27において、必要流量Qとバルブ圧力偏差ΔPとに基づき所定のデータマップが参照され、パイロット弁53またはパイロット弁54に対する制御信号(デューティ比)S3,S4が設定されることになる。
On the other hand, if it is determined in step S21 that an abnormality has occurred in the
これまで説明したように、ライン圧センサ63の故障に伴って正確な実ライン圧PL’を得ることができない場合であっても、目標モード圧Pmを用いて実ライン圧PL’に相当するライン圧推定値PLeを算出することができるため、パイロット弁53,54に対する制御信号S3,S4を適切に算出することができ、アップシフト弁44やダウンシフト弁47を正常に駆動することが可能となる。これにより、無段変速機10の変速性能を確保することができるため、ライン圧センサ63が故障した場合であっても、車両の走行性能を確保することができ、車両の安全性や信頼性を向上させることが可能となる。
As described above, even if the actual line pressure PL ′ cannot be obtained accurately due to the failure of the
また、図13に示すフローチャートにあっては、ライン圧センサ63に異常が発生していると判定されたときに、ライン圧推定値PLeを算出するフェイルセーフ制御が実行されることになるが、これに限られることはなく、常にライン圧推定値PLeを算出するようにしても良い。ここで、図14は本発明の他の実施の形態である変速制御装置によって実行されるフローチャートであり、パイロット弁53,54に対する制御信号S3,S4を算出する際の手順を示している。なお、図13のフローチャートに示すステップと同一のステップについては同一の符号を付してその説明を省略する。図14に示すように、常にライン圧推定値PLeを算出した場合には、ライン圧センサ63によって検出される実ライン圧PL’が不要になるため、油圧制御回路からライン圧センサ63を削減することができ、無段変速機10の低コスト化を達成することが可能となる。
Further, in the flowchart shown in FIG. 13, when it is determined that an abnormality has occurred in the
本発明は前記実施の形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能であることはいうまでもない。たとえば、図示する場合には、プライマリ圧Ppを調圧することによって変速比を制御し、セカンダリ圧Psを調圧することによって駆動ベルト22の張力を制御しているが、これに限られることはなく、プライマリ圧Ppを調圧することによって駆動ベルト22の張力を制御し、セカンダリ圧Psを調圧することによって変速比を制御しても良い。
It goes without saying that the present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications can be made without departing from the scope of the invention. For example, in the illustrated case, the transmission ratio is controlled by adjusting the primary pressure Pp, and the tension of the
また、パイロット弁51としてリニアソレノイドバルブを採用し、パイロット弁52としてデューティソレノイドバルブを採用しているが、これに限られることはなく、パイロット弁51としてデューティソレノイドバルブを採用し、パイロット弁52としてリニアレノイドバルブを採用しても良い。
In addition, a linear solenoid valve is employed as the
さらに、アップシフト弁44やダウンシフト弁47は、一義的に作動油の流量を制御することによってプライマリ圧Ppを制御するようにした流量制御弁であるが、これに限られることはなく、一義的に作動油の圧力を制御するようにした圧力制御弁を採用しても良い。
Further, the
10 無段変速機
20 プライマリプーリ(変速プーリ)
21 セカンダリプーリ(締付プーリ)
22 駆動ベルト
40 オイルポンプ(油圧供給源)
42 ライン圧制御弁
43 セカンダリ圧制御弁(クランプ圧制御弁)
51 パイロット弁(第1パイロット弁)
52 パイロット弁(第2パイロット弁)
60 CVT制御ユニット(ライン圧推定手段)
65 セカンダリ圧センサ(クランプ圧センサ)
PL ライン圧
PLt 目標ライン圧
Ps セカンダリ圧(クランプ圧)
Pst 目標セカンダリ圧(目標クランプ圧)
P1 パイロット圧(第1パイロット圧)
P2 パイロット圧(第2パイロット圧)
10 continuously
21 Secondary pulley (clamping pulley)
22
42 Line
51 Pilot valve (first pilot valve)
52 Pilot valve (second pilot valve)
60 CVT control unit (line pressure estimation means)
65 Secondary pressure sensor (Clamp pressure sensor)
PL Line pressure PLt Target line pressure Ps Secondary pressure (clamping pressure)
Pst Target secondary pressure (Target clamp pressure)
P1 Pilot pressure (first pilot pressure)
P2 Pilot pressure (second pilot pressure)
Claims (3)
油圧供給源から吐出される作動油をライン圧に調圧するライン圧制御弁と、
前記ライン圧制御弁と前記締付プーリとの間に設けられ、ライン圧を前記締付プーリのクランプ圧に調圧するクランプ圧制御弁と、
前記ライン圧制御弁および前記クランプ圧制御弁に対して第1パイロット圧を供給し、ライン圧とクランプ圧とを増減させる第1パイロット弁と、
前記ライン圧制御弁に対して第2パイロット圧を供給し、クランプ圧に対してライン圧を増加させる第2パイロット弁と、
前記第2パイロット弁の駆動状態に基づいてライン圧推定値を算出するライン圧推定手段とを有することを特徴とする無段変速機の変速制御装置。 A continuously variable transmission that includes a transmission pulley and a tightening pulley around which the drive belt is wound, and that controls the winding diameter of the drive belt using the transmission pulley and controls the tension of the precursor drive belt using the tightening pulley. A shift control device for a machine,
A line pressure control valve that regulates hydraulic oil discharged from a hydraulic supply source to a line pressure;
A clamp pressure control valve that is provided between the line pressure control valve and the tightening pulley and adjusts the line pressure to the clamp pressure of the tightening pulley;
A first pilot valve that supplies a first pilot pressure to the line pressure control valve and the clamp pressure control valve to increase or decrease the line pressure and the clamp pressure;
A second pilot valve for supplying a second pilot pressure to the line pressure control valve and increasing the line pressure with respect to the clamp pressure;
A transmission control device for a continuously variable transmission, comprising: a line pressure estimation unit that calculates a line pressure estimation value based on a driving state of the second pilot valve.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2005257705A JP4799967B2 (en) | 2005-09-06 | 2005-09-06 | Shift control device for continuously variable transmission |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2005257705A JP4799967B2 (en) | 2005-09-06 | 2005-09-06 | Shift control device for continuously variable transmission |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2007071272A JP2007071272A (en) | 2007-03-22 |
JP4799967B2 true JP4799967B2 (en) | 2011-10-26 |
Family
ID=37932908
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2005257705A Expired - Fee Related JP4799967B2 (en) | 2005-09-06 | 2005-09-06 | Shift control device for continuously variable transmission |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP4799967B2 (en) |
Families Citing this family (5)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
WO2010021218A1 (en) * | 2008-08-20 | 2010-02-25 | トヨタ自動車株式会社 | Hydraulic control device |
DE102010063121A1 (en) * | 2010-12-15 | 2012-06-21 | Robert Bosch Gmbh | Apparatus for operating continuously variable transmission, has hydraulically actuated gear sections and control circuit with directional valves that affects hydraulic actuating pressures for gear sections |
JP5588531B1 (en) * | 2013-03-12 | 2014-09-10 | 富士重工業株式会社 | Shift control actuator diagnostic device |
JP2017067270A (en) * | 2015-10-02 | 2017-04-06 | ジヤトコ株式会社 | Oil pump driving system |
JP6670332B2 (en) | 2018-03-07 | 2020-03-18 | 株式会社Subaru | Transmission, transmission control device, and transmission control method |
Family Cites Families (7)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2956333B2 (en) * | 1991-12-26 | 1999-10-04 | 三菱自動車工業株式会社 | Transmission control device for continuously variable transmission |
JPH0719304A (en) * | 1993-07-02 | 1995-01-20 | Suzuki Motor Corp | Line pressure control device of continuously variable transmission for vehicle |
JP3640477B2 (en) * | 1996-10-11 | 2005-04-20 | 本田技研工業株式会社 | Hydraulic control device for continuously variable transmission |
JPH11182662A (en) * | 1997-12-19 | 1999-07-06 | Toyota Motor Corp | Hydraulic control device of belt type continuously variable transmission |
JPH11182658A (en) * | 1997-12-19 | 1999-07-06 | Toyota Motor Corp | Hydraulic control device of belt type continuously variable transmission |
JP3489003B2 (en) * | 1999-05-26 | 2004-01-19 | 日産自動車株式会社 | Hydraulic control device for automatic transmission |
JP2002118901A (en) * | 2000-10-05 | 2002-04-19 | Aisin Aw Co Ltd | Controller device for hybrid vehicle |
-
2005
- 2005-09-06 JP JP2005257705A patent/JP4799967B2/en not_active Expired - Fee Related
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JP2007071272A (en) | 2007-03-22 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP4690255B2 (en) | Control device for belt type continuously variable transmission | |
JP4857004B2 (en) | Control device for continuously variable transmission | |
US8825318B2 (en) | Control device and control method for automatic transmission | |
JP4939915B2 (en) | Control device for continuously variable transmission | |
JP4678435B2 (en) | Hydraulic supply device for continuously variable transmission | |
JP4277882B2 (en) | Shift control device for continuously variable transmission | |
JP5212542B2 (en) | Hydraulic device for continuously variable transmission | |
JPH04357357A (en) | Hydraulic controller of continuously variable transmission with lock-up torque converter | |
JP4289407B2 (en) | Hydraulic supply device | |
JP4799967B2 (en) | Shift control device for continuously variable transmission | |
JP5125030B2 (en) | Hydraulic control device for continuously variable transmission for vehicle | |
EP2538120A2 (en) | Control device for automatic transmission and control method therefor | |
JP4671750B2 (en) | Shift control device for continuously variable transmission | |
JP4680615B2 (en) | Shift control device for continuously variable transmission | |
JP2006307927A (en) | Control valve and shift control device for continuously variable transmission using same | |
KR20150102078A (en) | Continuously variable transmission control device and control method | |
JP4745765B2 (en) | Shift control device for continuously variable transmission | |
JP4882609B2 (en) | Shift control device for belt type continuously variable transmission | |
JP4890881B2 (en) | Shift control device for continuously variable transmission | |
JP4735225B2 (en) | Hydraulic control device for continuously variable transmission | |
JP5125668B2 (en) | Shift control device for continuously variable transmission for vehicle | |
JP4811151B2 (en) | Shift control device for continuously variable transmission for vehicle | |
JP2009287781A (en) | Oil pressure control device | |
JP2016191407A (en) | Hydraulic control device of belt-type continuously variable transmission | |
WO2010064307A1 (en) | Hydraulic device of stepless transmission |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20080806 |
|
A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20110428 |
|
TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20110712 |
|
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 |
|
A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20110803 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20140812 Year of fee payment: 3 |
|
R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
S531 | Written request for registration of change of domicile |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R313531 |
|
R350 | Written notification of registration of transfer |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R350 |
|
R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |