JP4890881B2 - Shift control device for continuously variable transmission - Google Patents

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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。たとえば、目標変速比と入力トルクとに基づき設定されたセカンダリ圧をセカンダリプーリに供給することによって、セカンダリプーリのプーリ溝幅を調整して駆動ベルトの張力を制御することが可能となり、目標変速比とセカンダリ圧とに基づき算出されたプライマリ圧をプライマリプーリに供給することによって、プライマリプーリのプーリ溝幅を調整して駆動ベルトの巻き付け径を制御することが可能となっている。   A 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 over these pulleys. The gear ratio is continuously controlled by changing the winding diameter of the drive belt around the pulley. Each of the primary pulley and the secondary pulley has a fixed sheave and a movable sheave facing the fixed sheave, and it is possible to control the winding diameter and tension of the drive belt by moving the movable sheave in the axial direction. . For example, by supplying a secondary pressure set based on the target gear ratio and the input torque to the secondary pulley, the pulley groove width of the secondary pulley can be adjusted to control the tension of the drive belt. By supplying the primary pressure calculated based on the secondary pressure to the primary pulley, it is possible to adjust the pulley groove width of the primary pulley and control the winding diameter of the drive belt.

ところで、プライマリプーリに供給されるプライマリ圧を調圧するため、オイルポンプとプライマリプーリとの間に変速制御弁を組み込むようにした変速制御装置が提案されている (たとえば、特許文献１参照)。この特許文献１に記載される変速制御弁にあっては、弁収容孔が形成されるハウジングと、このハウジングに収容されるスプール弁軸とを備えており、ハウジングには、オイルポンプに連通する入力ポートと、プライマリプーリに連通する出力ポートと、オイルパンに連通する排出ポートとが形成されている。また、スプール弁軸を駆動して各ポートの連通状態を制御するため、スプール弁軸の一端側にはソレノイドが組み付けられる一方、スプール弁軸の他端側にはバネ部材が組み付けられるようになっている。そして、ソレノイドに対して通電制御を施すことにより、スプール弁軸をバネ力に抗して移動させることができ、各ポートの連通状態を制御することが可能となっている。
特開平１０−２３８６１６号公報 By the way, a shift control device has been proposed in which a shift control valve is incorporated between the oil pump and the primary pulley in order to regulate the primary pressure supplied to the primary pulley (see, for example, Patent Document 1). The shift control valve described in Patent Document 1 includes a housing in which a valve accommodating hole is formed and a spool valve shaft accommodated in the housing, and the housing communicates with an oil pump. An input port, an output port communicating with the primary pulley, and a discharge port communicating with the oil pan are formed. Further, in order to control the communication state of each port by driving the spool valve shaft, a solenoid is assembled on one end side of the spool valve shaft, and a spring member is assembled on the other end side of the spool valve shaft. ing. By applying energization control to the solenoid, the spool valve shaft can be moved against the spring force, and the communication state of each port can be controlled.
JP-A-10-238616

また、特許文献１の変速制御弁にあっては、スプール弁軸を一端側のアップシフト位置に移動させて入力ポートと出力ポートを連通させることにより、プライマリプーリに作動油を供給してアップシフト変速を実行する一方、スプール弁軸を他端側のダウンシフト位置に移動させて出力ポートと排出ポートを連通させることにより、プライマリプーリから作動油を排出してダウンシフト変速を実行するようにしている。そして、アップシフト位置とダウンシフト位置との間に設定される中立位置に対してスプール弁軸を移動させることにより、全てのポートを遮断することができ、プライマリプーリ内の作動油を保持して変速比を維持することが可能となっている。しかしながら、スプール弁軸を中間位置に保持するためには、電磁力とバネ力とのバランス状態を保つように狭い範囲内で通電量を制御する必要があり、スプール弁軸を中間位置に保持して変速比を一定に保つことが困難となっていた。   In the shift control valve of Patent Document 1, the spool valve shaft is moved to the upshift position on one end side to connect the input port and the output port, thereby supplying hydraulic oil to the primary pulley and upshifting. While performing the shift, the spool valve shaft is moved to the downshift position on the other end side to connect the output port and the discharge port, thereby discharging the hydraulic oil from the primary pulley and executing the downshift. Yes. And by moving the spool valve shaft to the neutral position set between the upshift position and the downshift position, all the ports can be shut off and the hydraulic oil in the primary pulley is held. The gear ratio can be maintained. However, in order to hold the spool valve shaft at the intermediate position, it is necessary to control the energization amount within a narrow range so as to maintain a balanced state between the electromagnetic force and the spring force, and the spool valve shaft is held at the intermediate position. This makes it difficult to keep the transmission ratio constant.

本発明の目的は、変速比を一定に保つことが容易となる変速制御装置を提供することにある。   An object of the present invention is to provide a speed change control device that makes it easy to keep the speed ratio constant.

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し、前記締付プーリを用いて前記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、油圧供給源と前記変速プーリとの間に設けられ、前記変速プーリに作動油を供給する連通状態と供給を停止する遮断状態とに作動する第１シフト弁と、前記変速プーリとオイルパンとの間に設けられ、前記変速プーリから作動油を排出する連通状態と排出を停止する遮断状態とに作動する第２シフト弁と、前記第１シフト弁と前記第２シフト弁とを同じ駆動電流に基づいて制御する電子制御手段とを有し、前記電子制御手段は、駆動電流を第１所定値とこれよりも高い第２所定値との間に制御することにより、前記第１シフト弁と前記第２シフト弁との双方を遮断状態に作動させ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 and a tightening pulley around which a drive belt is wound, controls a winding diameter of the drive belt using the transmission pulley, and uses the tightening pulley. A transmission control device for a continuously variable transmission that controls the tension of the drive belt, and is provided between a hydraulic pressure supply source and the transmission pulley, and stops communication and supply of hydraulic oil to the transmission pulley. A first shift valve that operates in a shut-off state, and a second shift valve that is provided between the speed change pulley and the oil pan and operates in a communication state that discharges hydraulic oil from the speed change pulley and a shut-off state that stops discharge . a shift valve, possess an electronic control unit for controlling based on the said first shift valve and the second shift valves on the same drive current, the electronic control unit, first predetermined value the driving current and than this High second predetermined It is controlled between the features a Rukoto actuates both the second shift valve and the first shift valve to the blocking state.

本発明の無段変速機の変速制御装置は、前記第１シフト弁は、前記油圧供給源と前記変速プーリとを連通する油圧供給位置と、前記油圧供給源と前記変速プーリとを遮断する油圧遮断位置との間で移動自在となる第１スプール弁軸を備え、前記第２シフト弁は、前記変速プーリと前記オイルパンとを連通する油圧排出位置と、前記変速プーリと前記オイルパンとを遮断する油圧保持位置との間で移動自在となる第２スプール弁軸を備え、前記第１スプール弁軸が油圧供給位置に向けて移動するときには、前記第２スプール弁軸は油圧保持位置に向けて移動し、前記第１スプール弁軸が油圧遮断位置に向けて移動するときには、前記第２スプール弁軸は油圧排出位置に向けて移動することを特徴とする。   In the transmission control device for a continuously variable transmission according to the present invention, the first shift valve includes a hydraulic pressure supply position that connects the hydraulic pressure supply source and the transmission pulley, and a hydraulic pressure that blocks the hydraulic pressure supply source and the transmission pulley. A first spool valve shaft that is movable between a shut-off position, and the second shift valve includes a hydraulic discharge position that communicates the transmission pulley and the oil pan, and the transmission pulley and the oil pan. A second spool valve shaft that is movable between a hydraulic pressure holding position to be shut off and when the first spool valve shaft moves toward the hydraulic pressure supply position, the second spool valve shaft is directed toward the hydraulic pressure holding position; When the first spool valve shaft moves toward the hydraulic pressure cut-off position, the second spool valve shaft moves toward the hydraulic pressure discharge position.

本発明の無段変速機の変速制御装置は、前記第１シフト弁および前記第２シフト弁は前記電子制御手段に電気的に接続されるソレノイド部を備えることを特徴とする。   The shift control device for a continuously variable transmission according to the present invention is characterized in that the first shift valve and the second shift valve include a solenoid portion that is electrically connected to the electronic control means.

本発明の無段変速機の変速制御装置は、前記電子制御手段に電気的に接続され、前記電気信号に基づくパイロット圧を前記第１シフト弁に供給する第１パイロット弁と、前記電子制御手段に電気的に接続され、前記電気信号に基づくパイロット圧を前記第２シフト弁に供給する第２パイロット弁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 first pilot valve that is electrically connected to the electronic control means and supplies a pilot pressure based on the electrical signal to the first shift valve, and the electronic control means. And a second pilot valve that supplies a pilot pressure based on the electrical signal to the second shift valve.

本発明によれば、変速プーリに作動油を供給する第１シフト弁と、変速プーリから作動油を排出する第２シフト弁とを別個に設けるようにしたので、変速プーリに作動油を保持して変速比を一定に保つことが容易となる。しかも、第１シフト弁と第２シフト弁とを同じ駆動電流に基づいて制御するようにしたので、駆動電流に対する第１シフト弁および第２シフト弁の作動特性を設定する際の調整作業が容易となる。 According to the present invention, the first shift valve that supplies hydraulic oil to the transmission pulley and the second shift valve that discharges hydraulic oil from the transmission pulley are separately provided. This makes it easy to keep the gear ratio constant. Moreover, since the first shift valve and the second shift valve are controlled based on the same drive current , the adjustment work when setting the operating characteristics of the first shift valve and the second shift valve with respect to the drive current is easy. It becomes.

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

図１は無段変速機１０を示すスケルトン図であり、この無段変速機１０は本発明の一実施の形態である変速制御装置によって制御される。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 variable transmission 10, and this continuously variable transmission 10 is controlled by a shift control apparatus according to an embodiment of the present invention. As shown in FIG. 1, the continuously variable transmission 10 is a belt-type continuously variable transmission, and includes a primary shaft 12 driven by an engine 11 and a secondary shaft 13 parallel to the primary shaft 12. A transmission mechanism 14 is provided between the primary shaft 12 and the secondary shaft 13. The rotation of the primary shaft 12 is transmitted to the secondary shaft 13 via the transmission mechanism 14, and the rotation of the secondary shaft 13 is transmitted to the speed reduction mechanism 15 and the secondary shaft 13. It is transmitted to the left and right drive wheels 17 and 18 through the differential mechanism 16.

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に一体となる固定シーブ２０ａと、これに対向してプライマリ軸１２に軸方向に摺動自在となる可動シーブ２０ｂとを有している。また、セカンダリ軸１３には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に一体となる固定シーブ２１ａと、これに対向してセカンダリ軸１３に軸方向に摺動自在となる可動シーブ２１ｂとを有している。プライマリプーリ２０とセカンダリプーリ２１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 primary shaft 12 is provided with a primary pulley 20 as a speed change pulley. The primary pulley 20 is slidable in the axial direction on the primary shaft 12 opposite to the fixed sheave 20a integrated with the primary shaft 12. And a movable sheave 20b. The secondary shaft 13 is provided with a secondary pulley 21 as a tightening pulley. The secondary pulley 21 has a fixed sheave 21a integrated with the secondary shaft 13 and an axially opposite to the secondary shaft 13 in the axial direction. The movable sheave 21b is slidable. A driving belt 22 is wound around the primary pulley 20 and the secondary pulley 21, and the winding diameter of the driving belt 22 can be changed steplessly by changing the pulley groove width between the primary pulley 20 and the secondary pulley 21. It is possible. If the winding diameter of the drive belt 22 around the primary pulley 20 is Rp and the winding diameter around the secondary pulley 21 is Rs, the transmission ratio of the continuously variable transmission 10 is Rs / Rp.

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 primary pulley 20, the plunger 23 is fixed to the primary shaft 12, and the movable sheave 20 b is fixed to the cylinder 24 slidably contacting the outer peripheral surface of the plunger 23, A hydraulic oil chamber 25 is defined by the plunger 23 and the cylinder 24. Similarly, in order to change the pulley groove width of the secondary pulley 21, a plunger 26 is fixed to the secondary shaft 13, and a cylinder 27 that slidably contacts the outer peripheral surface of the plunger 26 is fixed to the movable sheave 21b. The hydraulic oil chamber 28 is partitioned by the plunger 26 and the cylinder 27. Each pulley groove width is controlled by adjusting the primary pressure Pp supplied to the primary hydraulic fluid chamber 25 and the secondary pressure Ps supplied to the secondary hydraulic fluid chamber 28.

また、プライマリプーリ２０にエンジン動力を伝達するため、クランク軸１１ａとプライマリ軸１２との間にはトルクコンバータ３０および前後進切換機構３１が設けられている。トルクコンバータ３０はクランク軸１１ａに連結されるポンプシェル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 torque converter 30 and a forward / reverse switching mechanism 31 are provided between the crankshaft 11 a and the primary shaft 12 to transmit engine power to the primary pulley 20. The torque converter 30 includes a pump shell 30a connected to the crankshaft 11a and a turbine runner 30b facing the pump shell 30a. A turbine shaft 32 is connected to the turbine runner 30b. Furthermore, a lock-up clutch 33 for fastening the crankshaft 11a and the turbine shaft 32 is incorporated in the torque converter 30 according to the running state.

前後進切換機構３１は、ダブルピニオン式の遊星歯車列３４、前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６を備えており、前進用クラッチ３５や後退用ブレーキ３６を作動させ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を開放して前進用クラッチ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に伝達される一方、前進用クラッチ３５を開放して後退用ブレーキ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 / reverse switching mechanism 31 includes a double pinion planetary gear train 34, a forward clutch 35, and a reverse brake 36. By operating the forward clutch 35 and the reverse brake 36, the transmission path of engine power is changed. It can be switched. When both the forward clutch 35 and the reverse brake 36 are released, the turbine shaft 32 and the primary shaft 12 are disconnected, and the forward / reverse switching mechanism 31 is switched to a neutral state in which power is not transmitted to the primary shaft 12. When the reverse brake 36 is released and the forward clutch 35 is engaged, the rotation of the turbine shaft 32 is transmitted to the primary pulley 20 as it is, and when the forward clutch 35 is released and the reverse brake 36 is engaged, The rotated rotation of the turbine shaft 32 is transmitted to the primary pulley 20.

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に対して作動油を供給するため、無段変速機１０には油圧供給源であるオイルポンプ４０が設けられている。このオイルポンプ４０の吐出口に接続されるライン圧路４１にはライン圧制御弁４２が接続されており、ライン圧制御弁４２によって油圧制御回路の基本油圧となるライン圧ＰＬが調圧される。また、ライン圧路４１は分岐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にはセカンダリ圧制御弁４３が接続され、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には、プライマリプーリ２０に対して作動油を供給する第１シフト弁としてのアップシフト弁４４が接続されている。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が設けられ、この分岐油路４６にはプライマリプーリ２０からオイルパン４７に対して作動油を排出する第２シフト弁としてのダウンシフト弁４８が接続されている。セカンダリプーリ２１にセカンダリ圧路４９を介して接続される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駆動制御されるようになっており、セカンダリ圧Ｐｓを調圧して駆動ベルト２２の張力を制御することが可能となっている。また、プライマリプーリ２０に接続されるアップシフト弁４４とダウンシフト弁４８とは、目標変速比に基づいて駆動制御されるようになっており、プライマリ圧Ｐｐを調圧して駆動ベルト２２の巻き付け径を制御することが可能となっている。   FIG. 2 is a schematic diagram showing a hydraulic control system and an electronic control system of the continuously variable transmission 10. As shown in FIG. 2, in order to supply hydraulic oil to the primary pulley 20 and the secondary pulley 21, the continuously variable transmission 10 is provided with an oil pump 40 that is a hydraulic pressure supply source. A line pressure control valve 42 is connected to the line pressure path 41 connected to the discharge port of the oil pump 40, and the line pressure control valve 42 regulates the line pressure PL that is the basic hydraulic pressure of the hydraulic control circuit. . Further, the line pressure path 41 is branched, and the secondary pressure control valve 43 is connected to one line pressure path 41 a extending toward the secondary pulley 21, and the other line pressure extending toward the primary pulley 20. An upshift valve 44 as a first shift valve that supplies hydraulic oil to the primary pulley 20 is connected to the path 41b. Further, a branch oil passage 46 is provided in the primary pressure passage 45 extending from the upshift valve 44 toward the hydraulic oil chamber 25, and hydraulic oil is discharged from the primary pulley 20 to the oil pan 47 in the branch oil passage 46. A downshift valve 48 as a second shift valve is connected. The secondary pressure control valve 43 connected to the secondary pulley 21 via the secondary pressure path 49 is driven and controlled based on a target gear ratio and input torque, which will be described later, and is driven by adjusting the secondary pressure Ps. The tension of the belt 22 can be controlled. Further, the upshift valve 44 and the downshift valve 48 connected to the primary pulley 20 are driven and controlled based on the target gear ratio, and the winding diameter of the drive belt 22 is adjusted by adjusting the primary pressure Pp. Can be controlled.

このようなライン圧制御弁４２、セカンダリ圧制御弁４３、アップシフト弁４４、ダウンシフト弁４８は、それぞれにソレノイド部４２ａ，４３ａ，４４ａ，４８ａを備えた電磁流量制御弁となっており、各ソレノイド部４２ａ，４３ａ，４４ａ，４８ａには電子制御手段であるＣＶＴ制御ユニット５０から駆動電流(電気信号)が供給されるようになっている。また、ＣＶＴ制御ユニット５０は、図示しないマイクロプロセッサ(ＣＰＵ)を備えており、このＣＰＵにはバスラインを介してＲＯＭ、ＲＡＭおよびＩ／Ｏポートが接続される。ＲＯＭには制御プログラムや各種マップデータなどが格納され、ＲＡＭにはＣＰＵで演算処理したデータが一時的に格納される。さらに、Ｉ／Ｏポートを介してＣＰＵには各種センサから車両の走行状態を示す検出信号が入力されている。   Such a line pressure control valve 42, a secondary pressure control valve 43, an upshift valve 44, and a downshift valve 48 are electromagnetic flow control valves each having a solenoid portion 42a, 43a, 44a, 48a. A drive current (electrical signal) is supplied to the solenoid parts 42a, 43a, 44a and 48a from a CVT control unit 50 which is an electronic control means. The CVT control unit 50 includes a microprocessor (CPU) (not shown), and a ROM, a RAM, and an I / O port are connected to the CPU via a bus line. The ROM stores control programs, various map data, and the like, and the RAM temporarily stores data processed by the CPU. Further, detection signals indicating the running state of the vehicle are input from various sensors to the CPU via the I / O port.

ＣＶＴ制御ユニット５０に検出信号を入力する各種センサとしては、プライマリプーリ２０の回転数を検出するプライマリ回転数センサ５１、セカンダリプーリ２１の回転数を検出するセカンダリ回転数センサ５２、ライン圧路４１に設けられてライン圧ＰＬを検出するライン圧センサ５３、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５４、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５５、車速を検出する車速センサ５６などがある。また、ＣＶＴ制御ユニット５０にはエンジン制御ユニット５７が接続されており、このエンジン制御ユニット５７からスロットル開度や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 CVT control unit 50 include a primary rotational speed sensor 51 for detecting the rotational speed of the primary pulley 20, a secondary rotational speed sensor 52 for detecting the rotational speed of the secondary pulley 21, and the line pressure path 41. A line pressure sensor 53 provided to detect the line pressure PL, a primary pressure sensor 54 provided to the primary pressure passage 45 to detect the primary pressure Pp, an accelerator pedal sensor 55 to detect the depression amount of the accelerator pedal, and a vehicle speed are detected. There is a vehicle speed sensor 56 and the like. An engine control unit 57 is connected to the CVT control unit 50, and engine control information such as the throttle opening and the engine speed is input from the engine control unit 57.

続いて、ＣＶＴ制御ユニット５０による目標プライマリ圧Ｐｐと目標セカンダリ圧Ｐｓとの算出手順について説明する。図３はＣＶＴ制御ユニット５０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、目標プライマリ回転数算出部６０は、車速Ｖとスロットル開度Ｔｏに基づき所定の変速特性マップを参照して目標プライマリ回転数Ｎｐを算出し、目標変速比算出部６１は、目標プライマリ回転数Ｎｐと実セカンダリ回転数Ｎｓ’とに基づき目標変速比ｉを算出する。次いで、油圧比算出部６２は、目標変速比ｉに対応する目標プライマリ圧Ｐｐと目標セカンダリ圧Ｐｓとの油圧比(Ｐｐ／Ｐｓ)を算出し、目標プライマリ圧算出部６３は、この油圧比に後述する目標セカンダリ圧Ｐｓを乗算して目標プライマリ圧Ｐｐを算出する。また、実変速比算出部６４は、実プライマリ回転数Ｎｐ’と実セカンダリ回転数Ｎｓ’とに基づき実変速比ｉ’を算出し、フィードバック値算出部６５は、実変速比ｉ’と目標変速比ｉとに基づきフィードバック値ｆを算出する。そして、バルブ駆動部６６は、フィードバック制御された目標プライマリ圧Ｐｐに基づいて駆動電流を設定した後に、この駆動電流をアップシフト弁４４およびダウンシフト弁４８に対して出力し、プライマリプーリ２０のプーリ溝幅を目標変速比に向けて制御することになる。   Subsequently, a calculation procedure of the target primary pressure Pp and the target secondary pressure Ps by the CVT control unit 50 will be described. FIG. 3 is a block diagram showing a shift control system of the CVT control unit 50. As shown in FIG. 3, the target primary rotational speed calculation unit 60 calculates a target primary rotational speed Np with reference to a predetermined speed change characteristic map based on the vehicle speed V and the throttle opening degree To, and the target speed ratio calculation unit 61 The target gear ratio i is calculated based on the target primary rotation speed Np and the actual secondary rotation speed Ns ′. Next, the hydraulic ratio calculation unit 62 calculates the hydraulic ratio (Pp / Ps) between the target primary pressure Pp and the target secondary pressure Ps corresponding to the target speed ratio i, and the target primary pressure calculation unit 63 calculates the hydraulic ratio. A target primary pressure Pp is calculated by multiplying a target secondary pressure Ps described later. Further, the actual speed ratio calculating unit 64 calculates the actual speed ratio i ′ based on the actual primary speed Np ′ and the actual secondary speed Ns ′, and the feedback value calculating unit 65 determines the actual speed ratio i ′ and the target speed change. A feedback value f is calculated based on the ratio i. Then, the valve drive unit 66 sets the drive current based on the target primary pressure Pp subjected to feedback control, and then outputs this drive current to the upshift valve 44 and the downshift valve 48, and the pulley of the primary pulley 20. The groove width is controlled toward the target gear ratio.

さらに、目標セカンダリ圧Ｐｓを算出するため、入力トルク算出部６７は、エンジン回転数Ｎｅとスロットル開度Ｔｏとに基づきエンジン１１からの入力トルクＴｉを算出し、必要セカンダリ圧算出部６８は、目標変速比ｉに基づき必要セカンダリ圧Ｐｓｎを算出する。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６９に入力され、目標セカンダリ圧算出部６９は入力トルクＴｉと必要セカンダリ圧Ｐｓｎとに基づいて目標セカンダリ圧Ｐｓを算出する。そして、バルブ駆動部６６は、目標セカンダリ圧Ｐｓに基づき駆動電流を設定した後に、この駆動電流をセカンダリ圧制御弁４３に対して出力し、セカンダリプーリ２１の締め付け力を伝達トルクに応じて制御するようになっている。   Further, in order to calculate the target secondary pressure Ps, the input torque calculation unit 67 calculates the input torque Ti from the engine 11 based on the engine speed Ne and the throttle opening degree To, and the necessary secondary pressure calculation unit 68 The required secondary pressure Psn is calculated based on the speed ratio i. The input torque Ti and the required secondary pressure Psn are input to the target secondary pressure calculation unit 69, and the target secondary pressure calculation unit 69 calculates the target secondary pressure Ps based on the input torque Ti and the required secondary pressure Psn. Then, after setting the drive current based on the target secondary pressure Ps, the valve drive unit 66 outputs this drive current to the secondary pressure control valve 43 and controls the tightening force of the secondary pulley 21 according to the transmission torque. It is like that.

以下、アップシフト弁４４およびダウンシフト弁４８によるプライマリ圧Ｐｐの調圧方法について説明する。図４はプライマリ圧Ｐｐを調圧するための油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。また、図５(Ａ)、図５(Ｂ)、図６(Ａ)および図６(Ｂ)は、アップシフト弁４４およびダウンシフト弁４８によるプライマリ圧Ｐｐの調圧状態を示す説明図である。なお、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。   Hereinafter, a method for regulating the primary pressure Pp by the upshift valve 44 and the downshift valve 48 will be described. FIG. 4 is a schematic diagram showing a hydraulic control system and an electronic control system for regulating the primary pressure Pp. 5A, FIG. 5B, FIG. 6A, and FIG. 6B are explanatory diagrams showing the regulated state of the primary pressure Pp by the upshift valve 44 and the downshift valve 48. FIG. . The same members as those shown in FIG. 2 are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted.

まず、図４に示すように、アップシフト弁４４は、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バルブ部４４ｂと、このバルブ部４４ｂを駆動制御するソレノイド部４４ａとを備えている。同様に、ダウンシフト弁４８は、分岐油路４６と排出油路７０との連通状態を制御するバルブ部４８ｂと、このバルブ部４８ｂを駆動制御するソレノイド部４８ａとを備えている。それぞれのソレノイド部４４ａ，４８ａは、ＣＶＴ制御ユニット５０のバルブ駆動部６６に接続される電磁コイル７１，７２と、この電磁コイル７１，７２の内側に収容される図示しない固定鉄心と、この固定鉄心にバネ部材を介して対向する図示しない可動鉄心とを備えている。また、双方の電磁コイル７１，７２は直列に接続されており、アップシフト弁４４およびダウンシフト弁４８にはバルブ駆動部６６から同じ駆動電流が供給されるようになっている。さらに、ソレノイド部４４ａ，４８ａに組み付けられる調整ネジ７３，７４の締め込み量を調整することにより、鉄心間に設けられるバネ部材のバネ力を調整することが可能となっている。   First, as shown in FIG. 4, the upshift valve 44 includes a valve portion 44b for controlling the communication state between the line pressure passage 41b and the primary pressure passage 45, and a solenoid portion 44a for driving and controlling the valve portion 44b. ing. Similarly, the downshift valve 48 includes a valve portion 48b that controls the communication state between the branch oil passage 46 and the discharge oil passage 70, and a solenoid portion 48a that drives and controls the valve portion 48b. Each of the solenoid parts 44a and 48a includes electromagnetic coils 71 and 72 connected to the valve drive unit 66 of the CVT control unit 50, a fixed iron core (not shown) housed inside the electromagnetic coils 71 and 72, and the fixed iron core. And a movable iron core (not shown) opposed to each other via a spring member. Both electromagnetic coils 71 and 72 are connected in series, and the same drive current is supplied from the valve drive unit 66 to the upshift valve 44 and the downshift valve 48. Furthermore, the spring force of the spring member provided between the iron cores can be adjusted by adjusting the tightening amounts of the adjusting screws 73 and 74 assembled to the solenoid portions 44a and 48a.

図５(Ａ)〜図６(Ｂ)に示すように、アップシフト弁４４のバルブ部４４ｂは、弁収容孔が形成されたハウジング７５と、弁収容孔に移動自在に収容される第１スプール弁軸７６とを備えている。ハウジング７５には、ライン圧路４１ｂに接続される入力ポート７５ａと、プライマリ圧路４５に接続される出力ポート７５ｂとが形成されており、このハウジング７５に収容されるスプール弁軸７６は、入力ポート７５ａと出力ポート７５ｂとを連通する図５(Ａ)の油圧供給位置と、入力ポート７５ａと出力ポート７５ｂとを遮断する図６(Ｂ)の油圧遮断位置との間で移動自在となっている。このスプール弁軸７６は可動鉄心に連動するようになっており、電磁コイル７１に対する駆動電流を引き下げたときには、スプール弁軸７６が油圧供給位置に向けて矢印ａ方向に移動する一方、電磁コイル７１に対する駆動電流を引き上げたときには、スプール弁軸７６が油圧遮断位置に向けて矢印ｂ方向に移動するようになっている。   As shown in FIGS. 5A to 6B, the valve portion 44b of the upshift valve 44 includes a housing 75 in which a valve accommodation hole is formed, and a first spool that is movably accommodated in the valve accommodation hole. And a valve shaft 76. The housing 75 is formed with an input port 75a connected to the line pressure path 41b and an output port 75b connected to the primary pressure path 45, and the spool valve shaft 76 accommodated in the housing 75 has an input port 75a. It is movable between the hydraulic pressure supply position in FIG. 5 (A) that connects the port 75a and the output port 75b and the hydraulic pressure cutoff position in FIG. 6 (B) that blocks the input port 75a and the output port 75b. Yes. The spool valve shaft 76 is interlocked with the movable iron core. When the drive current to the electromagnetic coil 71 is reduced, the spool valve shaft 76 moves in the direction of the arrow a toward the hydraulic pressure supply position, while the electromagnetic coil 71. When the drive current is increased, the spool valve shaft 76 moves in the direction of arrow b toward the hydraulic pressure cutoff position.

同様に、ダウンシフト弁４８のバルブ部４８ｂは、弁収容孔が形成されたハウジング７７と、弁収容孔に移動自在に収容されるスプール弁軸７８とを備えている。ハウジング７７には、分岐油路４６に接続される入力ポート７７ａと、排出油路７０に接続される排出ポート７７ｂとが形成されており、このハウジング７７に収容されるスプール弁軸７８は、入力ポート７７ａと排出ポート７７ｂとを遮断する図５(Ａ)の油圧保持位置と、入力ポート７７ａと排出ポート７７ｂとを連通する図６(Ｂ)の油圧排出位置との間で移動自在となっている。このスプール弁軸７８は可動鉄心に連動するようになっており、電磁コイル７２に対する駆動電流を引き下げたときには、スプール弁軸７８が油圧保持位置に向けて矢印ａ方向に移動する一方、電磁コイル７２に対する駆動電流を引き上げたときには、スプール弁軸７８が油圧排出位置に向けて矢印ｂ方向に移動するようになっている。   Similarly, the valve portion 48b of the downshift valve 48 includes a housing 77 in which a valve accommodating hole is formed, and a spool valve shaft 78 that is movably accommodated in the valve accommodating hole. The housing 77 has an input port 77a connected to the branch oil passage 46 and a discharge port 77b connected to the discharge oil passage 70. The spool valve shaft 78 accommodated in the housing 77 has an input port 77a. The hydraulic pressure holding position in FIG. 5 (A) for blocking the port 77a and the discharge port 77b and the hydraulic pressure discharge position in FIG. 6 (B) for connecting the input port 77a and the discharge port 77b are freely movable. Yes. The spool valve shaft 78 is interlocked with the movable iron core, and when the drive current to the electromagnetic coil 72 is reduced, the spool valve shaft 78 moves in the direction of arrow a toward the hydraulic pressure holding position, while the electromagnetic coil 72. When the drive current is increased, the spool valve shaft 78 moves in the direction of arrow b toward the hydraulic pressure discharge position.

ここで、図７(Ａ)はアップシフト弁４４におけるポート連通面積と駆動電流との関係を示す特性線図であり、図７(Ｂ)はダウンシフト弁４８におけるポート連通面積と駆動電流との関係を示す特性線図である。なお、アップシフト弁４４におけるポート連通面積とは入力ポート７５ａと出力ポート７５ｂとの連通面積であり、ダウンシフト弁４８におけるポート連通面積とは入力ポート７７ａと排出ポート７７ｂとの連通面積である。   Here, FIG. 7A is a characteristic diagram showing the relationship between the port communication area in the upshift valve 44 and the drive current, and FIG. 7B shows the relationship between the port communication area in the downshift valve 48 and the drive current. It is a characteristic diagram which shows a relationship. The port communication area in the upshift valve 44 is a communication area between the input port 75a and the output port 75b, and the port communication area in the downshift valve 48 is a communication area between the input port 77a and the discharge port 77b.

まず、図７(Ａ)に示すように、アップシフト弁４４に対する駆動電流を最小値ｉｍｉｎと所定値ｉ０との間で制御した場合には、アップシフト弁４４は入力ポート７５ａと出力ポート７５ｂとを駆動電流に応じた開度で連通するように駆動され、そのポート連通面積は駆動電流の引き上げに伴って減少するようになっている。つまり、図５(Ａ)に示すように、アップシフト弁４４に対する駆動電流を最小値ｉｍｉｎに制御した場合には、バネ力によってスプール弁軸７６が油圧供給位置に移動するため、入力ポート７５ａと出力ポート７５ｂとの連通面積が最大値に設定されるようになっている。また、駆動電流を所定値ｉ０に向けて引き上げることにより、増大する磁力によってスプール弁軸７６はバネ力に抗して矢印ｂ方向に移動するため、入力ポート７５ａと出力ポート７５ｂとの連通面積が絞られることになる。そして、駆動電流が所定値ｉ０に達したときには、図５(Ｂ)に示すように、スプール弁軸７６によって入力ポート７５ａと出力ポート７５ｂとが遮断されるようになっている。 First, as shown in FIG. 7 (A), when controlling the drive current to upshift valve 44 between a minimum value i min and the predetermined value i 0, the up shift valve 44 is an input port 75a and output port 75b is communicated with the opening according to the drive current, and the port communication area is reduced as the drive current is increased. That is, as shown in FIG. 5A, when the drive current for the upshift valve 44 is controlled to the minimum value i min , the spool valve shaft 76 is moved to the hydraulic pressure supply position by the spring force, so the input port 75a The communication area between the output port 75b and the output port 75b is set to the maximum value. Further, by pulling up the drive current toward the predetermined value i 0 , the spool valve shaft 76 moves in the direction of the arrow b against the spring force due to the increasing magnetic force, so that the communication area between the input port 75a and the output port 75b Will be squeezed. Then, when the drive current reaches a predetermined value i 0, as shown in FIG. 5 (B), an input port 75a and output port 75b is adapted to be blocked by the spool valve shaft 76.

このように、駆動電流を最小値ｉｍｉｎと所定値ｉ０との間で制御することにより、アップシフト弁４４を介してプライマリプーリ２０に作動油を供給することが可能となる。また、駆動電流を最小値ｉｍｉｎに向けて引き下げることにより、ポート連通面積を広げて供給油量を増大させることが可能となる一方、駆動電流を所定値ｉ０に向けて引き上げることにより、ポート連通面積を狭めて供給油量を減少させることが可能となる。なお、アップシフト弁４４に対する駆動電流が所定値ｉ０を上回って制御される場合には、図６(Ａ)および(Ｂ)に示すように、スプール弁軸７６によって入力ポート７５ａと出力ポート７５ｂとは遮断され、プライマリプーリ２０に対する作動油の供給が遮断されることになる。 In this way, by controlling the drive current between the minimum value i min and the predetermined value i 0 , it becomes possible to supply hydraulic oil to the primary pulley 20 via the upshift valve 44. Also, by reducing the drive current toward the minimum value i min , it is possible to increase the port communication area and increase the amount of oil supplied, while increasing the drive current toward the predetermined value i 0 , It is possible to reduce the supply oil amount by narrowing the communication area. When the drive current for the upshift valve 44 is controlled to exceed the predetermined value i 0 , as shown in FIGS. 6A and 6B, the spool valve shaft 76 causes the input port 75a and the output port 75b to be controlled. And the supply of hydraulic oil to the primary pulley 20 is cut off.

一方、図７(Ｂ)に示すように、ダウンシフト弁４８に対する駆動電流を所定値ｉ１と最大値ｉｍａｘとの間で制御した場合には、ダウンシフト弁４８は入力ポート７７ａと排出ポート７７ｂとを駆動電流に応じた開度で連通するように駆動され、そのポート連通面積は駆動電流の引き下げに伴って減少するようになっている。つまり、図６(Ｂ)に示すように、ダウンシフト弁４８に対する駆動電流を最大値ｉｍａｘに制御した場合には、増大する磁力によってスプール弁軸７８がバネ力に抗して油圧排出位置に移動するため、入力ポート７７ａと排出ポート７７ｂとの連通面積が最大値に設定されるようになっている。また、駆動電流を所定値ｉ１に向けて引き下げることにより、バネ力によってスプール弁軸７８は磁力に抗して矢印ａ方向に移動するため、入力ポート７７ａと排出ポート７７ｂとの連通面積が絞られることになる。そして、駆動電流が所定値ｉ１に達したときには、図６(Ａ)に示すように、スプール弁軸７８によって入力ポート７７ａと排出ポート７７ｂとが遮断されるようになっている。 On the other hand, as shown in FIG. 7 (B), when controlling the drive current to the downshift valve 48 between a predetermined value i 1 and the maximum value i max is down-shift valve 48 is an input port 77a and the discharge port 77b is communicated with the opening according to the drive current, and the port communication area is reduced as the drive current is reduced. That is, as shown in FIG. 6B, when the drive current for the downshift valve 48 is controlled to the maximum value i max , the spool valve shaft 78 moves to the hydraulic pressure discharge position against the spring force by the increasing magnetic force. In order to move, the communication area of the input port 77a and the discharge port 77b is set to the maximum value. Further, by pulling towards the drive current to a predetermined value i 1, the spool valve shaft 78 by the spring force to move in the arrow a direction against the magnetic force, diaphragm is the area of communication between the input port 77a and the discharge port 77b Will be. Then, when the drive current reaches a predetermined value i 1 is, as shown in FIG. 6 (A), an input port 77a and the discharge port 77b is adapted to be blocked by the spool valve shaft 78.

このように、駆動電流を所定値ｉ１と最大値ｉｍａｘとの間で制御することにより、ダウンシフト弁４８を介してプライマリプーリ２０から作動油を排出することが可能となる。また、駆動電流を最大値ｉｍａｘに向けて引き上げることにより、ポート連通面積を広げて排出油量を増大させることが可能となる一方、駆動電流を所定値ｉ１に向けて引き上げることにより、ポート連通面積を狭めて排出油量を減少させることが可能となる。なお、ダウンシフト弁４８に対する駆動電流が所定値ｉ１を下回って制御される場合には、図５(Ａ)および(Ｂ)に示すように、スプール弁軸７８によって入力ポート７７ａと排出ポート７７ｂとは遮断され、プライマリプーリ２０からオイルパン４７に対する作動油の排出が遮断されることになる。 In this way, by controlling the drive current between the predetermined value i 1 and the maximum value i max , it becomes possible to discharge the hydraulic oil from the primary pulley 20 via the downshift valve 48. Also, by increasing the drive current toward the maximum value i max , it is possible to increase the port communication area and increase the amount of oil discharged, while increasing the drive current toward the predetermined value i 1 It is possible to reduce the amount of discharged oil by narrowing the communication area. In the case where the driving current for the down-shift valve 48 is controlled below the predetermined value i 1 is, as shown in FIG. 5 (A) and (B), an input port 77a by the spool valve shaft 78 exhaust port 77b And the discharge of hydraulic oil from the primary pulley 20 to the oil pan 47 is blocked.

ここで、図４に示すように、アップシフト弁４４とダウンシフト弁４８との電磁コイル７１，７２は直列に接続されており、アップシフト弁４４およびダウンシフト弁４８にはバルブ駆動部６６から同じ駆動電流が供給されるようになっている。すなわち、バルブ駆動部６６からの駆動電流を最小値ｉｍｉｎと所定値ｉ０との間で制御することにより、アップシフト弁４４を連通状態としてダウンシフト弁４８を遮断状態とすることができ、プライマリ圧Ｐｐを上昇させてオーバードライブ側にアップシフト変速を実行することが可能となる。そして、駆動電流を最小値ｉｍｉｎに向けて引き下げることにより、アップシフト弁４４のポート連通面積を広げて変速速度を引き上げることが可能となる一方、駆動電流を所定値ｉ０に向けて引き上げることにより、アップシフト弁４４のポート連通面積を狭めて変速速度を引き下げることが可能となる。 Here, as shown in FIG. 4, the electromagnetic coils 71 and 72 of the upshift valve 44 and the downshift valve 48 are connected in series, and the upshift valve 44 and the downshift valve 48 are connected to the valve drive unit 66. The same drive current is supplied. That is, by controlling the drive current from the valve drive unit 66 between a minimum value i min and the predetermined value i 0, the down-shift valve 48 is cut-off state and to isosamples the upshift valve 44 in the communicating state Thus, it is possible to increase the primary pressure Pp and execute the upshift to the overdrive side. Then, by reducing the drive current toward the minimum value i min , it is possible to increase the transmission speed by increasing the port communication area of the upshift valve 44, while increasing the drive current toward the predetermined value i 0. Thus, the port communication area of the upshift valve 44 can be narrowed to reduce the speed change speed.

また、バルブ駆動部６６からの駆動電流を所定値ｉ１と最大値ｉｍａｘとの間で制御することにより、アップシフト弁４４を遮断状態としてダウンシフト弁４８を連通状態とすることができ、プライマリ圧Ｐｐを下降させてロー側にダウンシフト変速を実行することが可能となる。そして、駆動電流を最大値ｉｍａｘに向けて引き上げることにより、ダウンシフト弁４８のポート連通面積を広げて変速速度を引き上げることが可能となる一方、駆動電流を所定値ｉ１に向けて引き上げることにより、ダウンシフト弁４８のポート連通面積を狭めて変速速度を引き下げることが可能となる。 Further, by controlling the drive current from the valve drive unit 66 between a predetermined value i 1 and the maximum value i max, a downshift valve 48 is communication with to isosamples the upshift valve 44 and shut-off state Thus, the primary pressure Pp can be lowered to perform the downshift to the low side. Then, by increasing the drive current toward the maximum value i max , it is possible to increase the transmission speed by increasing the port communication area of the downshift valve 48, while increasing the drive current toward the predetermined value i 1. Thus, the port communication area of the downshift valve 48 can be narrowed to reduce the speed change speed.

さらに、バルブ駆動部６６からの駆動電流を第１所定値ｉ０と第２所定値ｉ１との間に保持することにより、アップシフト弁４４とダウンシフト弁４８との双方を遮断状態とすることができ、プライマリ圧Ｐｐを一定に保って変速比を維持する状態、つまりプライマリプーリ２０の中立状態を保つことが可能となっている。このように、供給油量を制御するアップシフト弁４４と排出油量を制御するダウンシフト弁４８とを別個に設け、駆動電流が所定値ｉ０を上回った場合にアップシフト弁４４を遮断させ、駆動電流が所定値ｉ１を下回った場合にダウンシフト弁４８を遮断させるようにしたので、スプール弁軸７６，７８を中間位置に保持する必要がなく、プライマリプーリ２０を中立状態に制御することが容易となる。つまり、従来の変速制御装置のように、１つの変速制御弁によってプライマリ圧Ｐｐを一定に保つようにすると、変速制御弁に対する駆動電流を非常に狭い範囲で制御する必要があるが、本発明の変速制御装置にあっては、所定の幅を有する所定値ｉ０と所定値ｉ１との間に駆動電流を保持することにより、容易にプライマリプーリ２０を中立状態に保持することが可能となっている。 Furthermore, by holding the driving current from the valve drive unit 66 between the first predetermined value i 0 with a second predetermined value i 1, to both the upshift valve 44 and the down-shift valve 48 and shut-off state It is possible to maintain the primary pressure Pp constant and maintain the gear ratio, that is, to maintain the neutral state of the primary pulley 20. Thus, separately and downshift valve 48 for controlling the discharge oil amount and upshift valve 44 for controlling the supply amount of oil provided, to shut off the upshift valve 44 when the drive current exceeds the predetermined value i 0 since the drive current is so as to cut off the downshift valve 48 when below a predetermined value i 1, there is no need to hold the spool valve shaft 76, 78 in an intermediate position, and controls the primary pulley 20 to the neutral state It becomes easy. That is, if the primary pressure Pp is kept constant by one shift control valve as in the conventional shift control device, it is necessary to control the drive current for the shift control valve within a very narrow range. In the speed change control device, the primary pulley 20 can be easily held in the neutral state by holding the drive current between the predetermined value i 0 and the predetermined value i 1 having a predetermined width. ing.

また、アップシフト弁４４とダウンシフト弁４８とは調整ネジ７３，７４を備えており、この調整ネジ７３，７４によって固定鉄心と可動鉄心との間に設けられるバネ部材のバネ力を調整することが可能となっている。つまり、調整ネジ７３，７４によってバネ力を調整することにより、駆動電流に対するスプール弁軸７６，７８の作動位置を調整することが可能となっている。ここで、図８(Ａ)はバネ力の増減に伴うアップシフト弁４４の特性変化を示す特性線図であり、図８(Ｂ)はバネ力の増減に伴うダウンシフト弁４８の特性変化を示す特性線図である。   The upshift valve 44 and the downshift valve 48 are provided with adjusting screws 73 and 74, and the adjusting screws 73 and 74 adjust the spring force of a spring member provided between the fixed iron core and the movable iron core. Is possible. That is, by adjusting the spring force with the adjusting screws 73 and 74, it is possible to adjust the operating position of the spool valve shafts 76 and 78 with respect to the drive current. Here, FIG. 8A is a characteristic diagram showing a change in the characteristics of the upshift valve 44 as the spring force increases and decreases, and FIG. 8B shows a change in the characteristic of the downshift valve 48 as the spring force increases and decreases. FIG.

図８(Ａ)に示すように、アップシフト弁４４の調整ネジ７３を操作することによってバネ力を減少させることにより、スプール弁軸７６を油圧供給位置に向けて付勢する推力を弱めることができ、入力ポート７５ａと出力ポート７５ｂとを遮断する際の駆動電流ｉ０を引き下げることが可能となる。一方、アップシフト弁４４の調整ネジ７３を操作することによってバネ力を増大させることにより、スプール弁軸７６を油圧供給位置に向けて付勢する推力を強めることができ、入力ポート７５ａと出力ポート７５ｂとを遮断する際の駆動電流ｉ０を引き上げることが可能となる。 As shown in FIG. 8A, by reducing the spring force by operating the adjusting screw 73 of the upshift valve 44, the thrust force that urges the spool valve shaft 76 toward the hydraulic pressure supply position can be weakened. In other words, the drive current i 0 when the input port 75a and the output port 75b are shut off can be reduced. On the other hand, by increasing the spring force by operating the adjustment screw 73 of the upshift valve 44, it is possible to increase the thrust for urging the spool valve shaft 76 toward the hydraulic pressure supply position, and the input port 75a and the output port it is possible to raise the driving current i 0 at the time of disconnecting the 75b.

また、図８(Ｂ)に示すように、ダウンシフト弁４８の調整ネジ７４を操作することによってバネ力を減少させることにより、スプール弁軸７８を油圧保持位置に向けて付勢する推力を弱めることができ、入力ポート７７ａと排出ポート７７ｂとを遮断する際の駆動電流ｉ１を引き下げることが可能となる。一方、ダウンシフト弁４８の調整ネジ７４を操作することによってバネ力を増大させることにより、スプール弁軸７８を油圧保持位置に向けて付勢する推力を強めることができ、入力ポート７７ａと排出ポート７７ｂとを遮断する際の駆動電流ｉ１を引き上げることが可能となる。 Further, as shown in FIG. 8B, the spring force is decreased by operating the adjustment screw 74 of the downshift valve 48, thereby weakening the thrust force that urges the spool valve shaft 78 toward the hydraulic pressure holding position. it can be, it is possible to lower the drive current i 1 at the time of blocking the input port 77a and the discharge port 77b. On the other hand, by increasing the spring force by operating the adjusting screw 74 of the downshift valve 48, it is possible to increase the thrust force that urges the spool valve shaft 78 toward the hydraulic pressure holding position, and the input port 77a and the discharge port. it is possible to raise the driving current i 1 at the time of disconnecting the 77b.

つまり、調整ネジ７３，７４を操作することにより、プライマリプーリ２０に対して作動油の供給を開始する駆動電流ｉ０と、プライマリプーリ２０から作動油の排出が開始される駆動電流ｉ１とを自在に調整することが可能となるため、バルブ駆動部６６からの駆動電流に対するプライマリプーリ２０の作動特性を容易に変更することが可能となる。たとえば、アップシフト弁４４のバネ力を弱めたり、ダウンシフト弁４８のバネ力を強めたりすることによって、所定値ｉ０と所定値ｉ１との間隔を広げるようにすると、プライマリプーリ２０を中立位置に制御することが容易となる。また、アップシフト弁４４のバネ力を強めたり、ダウンシフト弁４８のバネ力を弱めたりすることによって、所定値ｉ０と所定値ｉ１との間隔を狭めたり、所定値ｉ０よりも所定値ｉ１を低く設定するようにすると、プライマリプーリ２０の変速応答性を向上させることも可能となる。しかも、アップシフト弁４４とダウンシフト弁４８との双方に調整ネジ７３，７４が設けられているが、いずれか一方の調整ネジ７３，７４を操作することによって所定値ｉ０と所定値ｉ１との間隔を調整することができ、プライマリプーリ２０の作動特性を調整することが可能となっている。 In other words, by operating the adjustment screws 73 and 74, the drive current i 0 which starts the supply of hydraulic oil to the primary pulley 20, and a drive current i 1 which discharge of the working oil from the primary pulley 20 is started Since it becomes possible to adjust freely, the operation characteristic of the primary pulley 20 with respect to the drive current from the valve drive unit 66 can be easily changed. For example, when the interval between the predetermined value i 0 and the predetermined value i 1 is increased by weakening the spring force of the upshift valve 44 or increasing the spring force of the downshift valve 48, the primary pulley 20 is neutralized. It becomes easy to control the position. Predetermined You can also strengthen the spring force of the up shift valve 44, by weakening the spring force of the downshift valve 48, or narrowing the interval between the predetermined value i 0 and a predetermined value i 1, than the predetermined value i 0 If the value i 1 is set low, the shift response of the primary pulley 20 can be improved. Moreover, although both the adjustment screw 73 and 74 of the up shift valve 44 and the down-shift valve 48 is provided, the predetermined value i 0 by operating either of the adjustment screws 73, 74 with a predetermined value i 1 And the operating characteristics of the primary pulley 20 can be adjusted.

また、アップシフト弁４４とダウンシフト弁４８とに対して同じ駆動電流を供給するようにしたので、アップシフト弁４４とダウンシフト弁４８とを１つの駆動回路を用いて制御することができ、パワートランジスタ等の電子部品を削減してバルブ駆動部６６の簡素化を達成することが可能となる。さらに、調整ネジ７３，７４を操作してアップシフト弁４４とダウンシフト弁４８との駆動特性を調整する際にも、同じ駆動電流を供給しながらに調整作業を行うことができるため、それぞれのシフト弁４４，４８に対して別個の駆動電流を供給した場合に比べて調整作業の簡素化および高精度化を達成することが可能となる。   Further, since the same drive current is supplied to the upshift valve 44 and the downshift valve 48, the upshift valve 44 and the downshift valve 48 can be controlled using a single drive circuit, Simplification of the valve drive unit 66 can be achieved by reducing electronic components such as power transistors. Furthermore, when adjusting the drive characteristics of the upshift valve 44 and the downshift valve 48 by operating the adjustment screws 73 and 74, the adjustment operation can be performed while supplying the same drive current. As compared with the case where separate drive currents are supplied to the shift valves 44 and 48, it is possible to achieve simplification and higher accuracy of adjustment work.

さらに、１つの駆動回路からアップシフト弁４４とダウンシフト弁４８とに対して駆動電流を出力するようにしたので、変速特性に対する駆動電流の学習制御を容易に実行することが可能となる。つまり、変速制御を高精度に実行するためには、作動油の供給が開始される際にアップシフト弁４４の電磁コイル７１に対して供給される駆動電流ｉ０や、作動油の排出が開始される際にダウンシフト弁４８の電磁コイル７２に対して供給される駆動電流ｉ１を把握して学習させる必要がある。しかしながら、作動油の供給が開始される駆動電流ｉ０と、作動油の排出が開始される駆動電流ｉ１との差は、アップシフト弁４４およびダウンシフト弁４８の機械的な構造によって定められるため、いずれか一方の駆動電流ｉ０，ｉ１を学習させるだけの作業で、他方の駆動電流ｉ０，ｉ１を正確に把握することができるため、学習制御の簡素化を達成することが可能となる。 Furthermore, since the drive current is output from the single drive circuit to the upshift valve 44 and the downshift valve 48, it is possible to easily execute the drive current learning control for the shift characteristics. That is, in order to execute the shift control with high accuracy, the drive current i 0 supplied to the electromagnetic coil 71 of the upshift valve 44 when the supply of the hydraulic oil is started and the discharge of the hydraulic oil is started. In this case, it is necessary to learn and learn the drive current i 1 supplied to the electromagnetic coil 72 of the downshift valve 48. However, the drive current i 0 which supply of the hydraulic oil is started, the difference between the driving current i 1 the discharge of the hydraulic oil is started is determined by the mechanical structure of the up-shift valve 44 and the downshift valve 48 Therefore, since only one of the drive currents i 0 and i 1 is learned, the other drive currents i 0 and i 1 can be accurately grasped, so that the learning control can be simplified. It becomes possible.

続いて、本発明の他の実施の形態である無段変速機の変速制御装置について説明する。図９は無段変速機の油圧制御系および電子制御系を示す概略図であり、図１０はプライマリ圧Ｐｐを調圧するための油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。なお、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。   Next, a description will be given of a transmission control device for a continuously variable transmission according to another embodiment of the present invention. FIG. 9 is a schematic diagram showing a hydraulic control system and an electronic control system of a continuously variable transmission, and FIG. 10 is a schematic diagram showing a hydraulic control system and an electronic control system for regulating the primary pressure Pp. The same members as those shown in FIG. 2 are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted.

まず、図９に示すように、ライン圧ＰＬを調圧するライン圧制御弁８０、セカンダリ圧Ｐｓを調圧するセカンダリ圧制御弁８１、プライマリ圧Ｐｐを引き上げる第１シフト弁としてのアップシフト弁８２、プライマリ圧Ｐｐを引き下げる第２シフト弁としてのダウンシフト弁８３は、パイロット圧によって駆動制御されるパイロット圧制御弁となっている。つまり、ライン圧制御弁８０はパイロット弁８４からのパイロット圧Ｐ１に基づきライン圧ＰＬを調圧するようになっており、セカンダリ圧制御弁８１はパイロット弁８５からのパイロット圧Ｐ２に基づきライン圧ＰＬを調圧するようになっている。また、アップシフト弁８２はパイロット弁８６からのパイロット圧Ｐ３に基づきプライマリ圧Ｐｐを引き上げるようになっており、ダウンシフト弁８３はパイロット弁８７からのパイロット圧Ｐ４に基づきプライマリ圧Ｐｐを引き下げるようになっている。   First, as shown in FIG. 9, a line pressure control valve 80 that regulates the line pressure PL, a secondary pressure control valve 81 that regulates the secondary pressure Ps, an upshift valve 82 as a first shift valve that raises the primary pressure Pp, the primary A downshift valve 83 as a second shift valve that lowers the pressure Pp is a pilot pressure control valve that is driven and controlled by the pilot pressure. That is, the line pressure control valve 80 adjusts the line pressure PL based on the pilot pressure P1 from the pilot valve 84, and the secondary pressure control valve 81 adjusts the line pressure PL based on the pilot pressure P2 from the pilot valve 85. The pressure is adjusted. The upshift valve 82 increases the primary pressure Pp based on the pilot pressure P3 from the pilot valve 86, and the downshift valve 83 decreases the primary pressure Pp based on the pilot pressure P4 from the pilot valve 87. It has become.

図１０に示すように、アップシフト弁８２は、弁収容孔が形成されるハウジング８８と、弁収容孔に移動自在に収容される第１スプール弁軸８９とを備えており、ハウジング８８には、ライン圧路４１ｂに接続される入力ポート８８ａと、プライマリ圧路４５に接続される出力ポート８８ｂとが形成されている。また、入力ポート８８ａと出力ポート８８ｂとを連通する油圧供給位置と、入力ポート８８ａと出力ポート８８ｂとを遮断する油圧遮断位置とにスプール弁軸８９を移動させるため、ハウジング８８には、パイロット圧路９０に連通するパイロット圧室８８ｃと、バネ部材９１が組み込まれるバネ室８８ｄ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８９はバネ力に抗して油圧供給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８９はバネ力によって油圧遮断位置に移動するようになっている。なお、バネ部材９１を支持するストッパ９２は軸方向に調整自在となっており、このストッパ９２によってバネ力の調整が可能となっている。そして、パイロット圧Ｐ３が所定値αを下回ることによって入力ポート８８ａと出力ポート８８ｂとの連通が開始されるように、ストッパ９２の取付位置が調整されるようになっている。   As shown in FIG. 10, the upshift valve 82 includes a housing 88 in which a valve accommodation hole is formed, and a first spool valve shaft 89 that is movably accommodated in the valve accommodation hole. An input port 88a connected to the line pressure path 41b and an output port 88b connected to the primary pressure path 45 are formed. Further, since the spool valve shaft 89 is moved to a hydraulic pressure supply position where the input port 88a and the output port 88b communicate with each other and a hydraulic pressure cutoff position where the input port 88a and the output port 88b are blocked, the housing 88 has a pilot pressure. A pilot pressure chamber 88c communicating with the passage 90 and a spring chamber 88d into which the spring member 91 is incorporated are formed. In other words, when the pilot pressure P3 is increased, the spool valve shaft 89 moves to the hydraulic pressure supply position against the spring force, while when the pilot pressure P3 is decreased, the spool valve shaft 89 moves to the hydraulic pressure cutoff position due to the spring force. It is supposed to be. The stopper 92 that supports the spring member 91 is adjustable in the axial direction, and the spring force can be adjusted by the stopper 92. Then, the attachment position of the stopper 92 is adjusted so that the communication between the input port 88a and the output port 88b is started when the pilot pressure P3 falls below the predetermined value α.

同様に、ダウンシフト弁８３は、弁収容孔が形成されるハウジング９３と、弁収容孔に移動自在に収容される第２スプール弁軸９４とを備えており、ハウジング９３には、分岐油路４６に接続される入力ポート９３ａと、オイルパン４７に接続される排出ポート９３ｂとが形成されている。また、入力ポート９３ａと排出ポート９３ｂとを連通する油圧排出位置と、入力ポート９３ａと排出ポート９３ｂとを遮断する油圧保持位置とにスプール弁軸９４を移動させるため、ハウジング９３には、パイロット圧路９５に連通するパイロット圧室９３ｃと、バネ部材９６が組み込まれるバネ室９３ｄ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９４はバネ力に抗して油圧排出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９４はバネ力によって油圧保持位置に移動するようになっている。なお、バネ部材９６を支持するストッパ９７は軸方向に調整自在となっており、このストッパ９７によってバネ力の調整が可能となっている。そして、パイロット圧Ｐ４が所定値αを上回ることによって入力ポート９３ａと排出ポート９３ｂとの連通が開始されるように、ストッパ９７の取付位置が調整されるようになっている。   Similarly, the downshift valve 83 includes a housing 93 in which a valve accommodation hole is formed, and a second spool valve shaft 94 that is movably accommodated in the valve accommodation hole. An input port 93 a connected to 46 and a discharge port 93 b connected to the oil pan 47 are formed. Further, in order to move the spool valve shaft 94 to a hydraulic pressure discharge position where the input port 93a and the discharge port 93b communicate with each other and a hydraulic pressure holding position where the input port 93a and the discharge port 93b are blocked, the housing 93 has a pilot pressure A pilot pressure chamber 93c communicating with the passage 95 and a spring chamber 93d into which the spring member 96 is incorporated are formed. That is, when the pilot pressure P4 is increased, the spool valve shaft 94 moves to the hydraulic pressure discharge position against the spring force, while by reducing the pilot pressure P4, the spool valve shaft 94 moves to the hydraulic pressure holding position by the spring force. It is supposed to be. The stopper 97 that supports the spring member 96 is adjustable in the axial direction, and the spring force can be adjusted by the stopper 97. Then, the mounting position of the stopper 97 is adjusted so that the communication between the input port 93a and the discharge port 93b is started when the pilot pressure P4 exceeds a predetermined value α.

また、アップシフト弁８２にパイロット圧Ｐ３を供給するパイロット弁８６と、ダウンシフト弁８３にパイロット圧Ｐ４を供給するパイロット弁８７とは、それぞれにソレノイド部８６ａ，８７ａを備えた電磁圧力制御弁となっており、各ソレノイド部８６ａ，８７ａにはＣＶＴ制御ユニット５０から駆動電流が供給されるようになっている。それぞれのソレノイド部８６ａ，８７ａは、バルブ駆動部６６に接続される電磁コイル９８，９９と、この電磁コイル９８，９９の内側に収容される図示しない固定鉄心と、この固定鉄心にバネ部材を介して対向する図示しない可動鉄心とを備えている。また、双方の電磁コイル９８，９９は直列に接続されており、アップシフト弁８２およびダウンシフト弁８３にはバルブ駆動部６６から同じ駆動電流が供給されるようになっている。さらに、ソレノイド部８６ａ，８７ａに組み付けられる調整ネジ１００，１０１の締め込み量を調整することにより、鉄心間に設けられるバネ部材のバネ力を調整することが可能となっている。   A pilot valve 86 for supplying the pilot pressure P3 to the upshift valve 82 and a pilot valve 87 for supplying the pilot pressure P4 to the downshift valve 83 are electromagnetic pressure control valves each having solenoid portions 86a and 87a. Thus, a drive current is supplied from the CVT control unit 50 to each solenoid part 86a, 87a. The solenoid parts 86a and 87a are respectively connected to the electromagnetic coils 98 and 99 connected to the valve drive part 66, a fixed iron core (not shown) accommodated inside the electromagnetic coils 98 and 99, and a spring member interposed between the fixed iron cores. And a movable iron core (not shown) facing each other. Both electromagnetic coils 98 and 99 are connected in series, and the same drive current is supplied from the valve drive unit 66 to the upshift valve 82 and the downshift valve 83. Furthermore, the spring force of the spring member provided between the iron cores can be adjusted by adjusting the tightening amounts of the adjusting screws 100 and 101 assembled to the solenoid portions 86a and 87a.

ここで、図１１(Ａ)はパイロット弁８６の駆動電流とアップシフト弁８２のポート連通面積との関係を示す特性線図であり、図１１(Ｂ)はパイロット弁８７の駆動電流とダウンシフト弁８３のポート連通面積との関係を示す特性線図である。図１１(Ａ)および(Ｂ)に示すように、パイロット弁８６に供給される駆動電流の増加に伴ってパイロット圧Ｐ３は引き下げられるようになっており、パイロット弁８７に供給される駆動電流の増加に伴ってパイロット圧Ｐ４は引き上げられるようになっている。つまり、アップシフト弁８２を駆動制御するパイロット弁８６と、ダウンシフト弁８３を駆動制御するパイロット弁８７とは逆の出力特性を有している。そして。駆動電流が所定値ｉ０を上回ることによって、パイロット弁８６から出力されるパイロット圧Ｐ３は所定値αを下回るようになっており、駆動電流が所定値ｉ１を上回ることによって、パイロット弁８７から出力されるパイロット圧Ｐ４は所定値αを上回るようになっている。 Here, FIG. 11A is a characteristic diagram showing the relationship between the drive current of the pilot valve 86 and the port communication area of the upshift valve 82, and FIG. 11B is the drive current of the pilot valve 87 and the downshift. 6 is a characteristic diagram showing a relationship with a port communication area of a valve 83. FIG. As shown in FIGS. 11A and 11B, the pilot pressure P3 is reduced as the drive current supplied to the pilot valve 86 increases, and the drive current supplied to the pilot valve 87 is reduced. As the pressure increases, the pilot pressure P4 is increased. That is, the pilot valve 86 for driving and controlling the upshift valve 82 and the pilot valve 87 for driving and controlling the downshift valve 83 have opposite output characteristics. And then. When the driving current exceeds the predetermined value i 0 , the pilot pressure P3 output from the pilot valve 86 becomes lower than the predetermined value α, and when the driving current exceeds the predetermined value i 1 , The output pilot pressure P4 exceeds the predetermined value α.

つまり、バルブ駆動部６６からの駆動電流を最小値ｉｍｉｎと所定値ｉ０との間で制御することにより、アップシフト弁８２を連通させてダウンシフト弁８３を遮断させることができ、プライマリ圧Ｐｐを上昇させてオーバードライブ側にアップシフト変速を実行することが可能となる。そして、駆動電流を最小値ｉｍｉｎに向けて引き下げることにより、アップシフト弁８２のポート連通面積を広げて変速速度を引き上げることが可能となる一方、駆動電流を所定値ｉ０に向けて引き上げることにより、アップシフト弁８２のポート連通面積を狭めて変速速度を引き下げることが可能となる。 That is, by controlling the drive current from the valve drive unit 66 between the minimum value i min and the predetermined value i 0 , the upshift valve 82 can be communicated and the downshift valve 83 can be shut off, and the primary pressure It is possible to increase Pp and execute an upshift to the overdrive side. Then, by lowering the drive current toward the minimum value i min , it is possible to increase the port speed by increasing the port communication area of the upshift valve 82, while increasing the drive current toward the predetermined value i 0. Thus, the port communication area of the upshift valve 82 can be narrowed to reduce the speed change speed.

また、バルブ駆動部６６からの駆動電流を所定値ｉ１と最大値ｉｍａｘとの間で制御することにより、アップシフト弁８２を遮断させてダウンシフト弁８３を連通させることができ、プライマリ圧Ｐｐを下降させてロー側にダウンシフト変速を実行することが可能となる。そして、駆動電流を最大値ｉｍａｘに向けて引き上げることにより、ダウンシフト弁８３のポート連通面積を広げて変速速度を引き上げることが可能となる一方、駆動電流を所定値ｉ１に向けて引き上げることにより、ダウンシフト弁８３のポート連通面積を狭めて変速速度を引き下げることが可能となる。 Further, by controlling the drive current from the valve drive unit 66 between the predetermined value i 1 and the maximum value i max , the upshift valve 82 can be shut off and the downshift valve 83 can be made to communicate with the primary pressure. It is possible to perform the downshift to the low side by lowering Pp. Then, by increasing the drive current toward the maximum value i max , it is possible to increase the speed of transmission by increasing the port communication area of the downshift valve 83, while increasing the drive current toward the predetermined value i 1. Thus, the port communication area of the downshift valve 83 can be narrowed to reduce the speed change speed.

さらに、バルブ駆動部６６からの駆動電流を所定値ｉ０と所定値ｉ１との間に保持することにより、アップシフト弁８２とダウンシフト弁８３との双方を遮断することができ、プライマリ圧Ｐｐを一定に保って変速比を維持する状態、つまりプライマリプーリ２０の中立状態を保つことが可能となっている。このように、供給油量を制御するアップシフト弁８２と排出油量を制御するダウンシフト弁８３とを別個に設け、駆動電流が所定値ｉ０を上回った場合にアップシフト弁８２を遮断させ、駆動電流が所定値ｉ１を下回った場合にダウンシフト弁８３を遮断させるようにしたので、プライマリプーリ２０を中立状態に制御することが容易となる。 Furthermore, by holding the drive current from the valve drive unit 66 between the predetermined value i 0 and the predetermined value i 1 , both the upshift valve 82 and the downshift valve 83 can be shut off, and the primary pressure It is possible to maintain a state in which Pp is kept constant and the gear ratio is maintained, that is, a neutral state of the primary pulley 20 can be maintained. Thus, separately provided a downshift valve 83 for controlling the discharge oil amount and up shift valve 82 for controlling the supply amount of oil, to cut off the upshift valve 82 when the drive current exceeds the predetermined value i 0 since the drive current is so as to cut off the downshift valve 83 when below a predetermined value i 1, it becomes easy to control the primary pulley 20 to the neutral state.

また、ストッパ９２，９７や調整ネジ１００，１０１を操作することにより、プライマリプーリ２０に対して作動油の供給を開始する駆動電流ｉ０と、プライマリプーリ２０から作動油の排出が開始される駆動電流ｉ１とを自在に調整することが可能となるため、バルブ駆動部６６からの駆動電流に対するプライマリプーリ２０の作動特性を容易に変更することが可能となる。しかも、アップシフト弁８２とダウンシフト弁８３との双方にストッパ９２，９７が設けられており、パイロット弁８６，８７の双方に調整ネジ１００，１０１が設けられているが、ストッパ９２，９７または調整ネジ１００，１０１のいずれかを操作することによって所定値ｉ０と所定値ｉ１との間隔を調整することができ、プライマリプーリ２０の作動特性を調整することが可能となっている。 Moreover, by operating the stopper 92, 97 and adjustment screws 100 and 101, the drive current i 0 which starts the supply of hydraulic oil to the primary pulley 20, the discharge of the working oil from the primary pulley 20 starts driving Since the current i 1 can be freely adjusted, the operating characteristics of the primary pulley 20 with respect to the drive current from the valve drive unit 66 can be easily changed. In addition, stoppers 92 and 97 are provided on both the upshift valve 82 and the downshift valve 83, and adjustment screws 100 and 101 are provided on both of the pilot valves 86 and 87. by operating one of the adjusting screws 100, 101 can adjust the distance between the predetermined value i 0 and a predetermined value i 1, it is possible to adjust the operating characteristics of the primary pulley 20.

また、パイロット弁８６，８７に対して同じ駆動電流を供給するようにしたので、パワートランジスタ等の電子部品を削減してバルブ駆動部６６の簡素化を達成することが可能となる。さらに、ストッパ９２，９７や調整ネジ１００，１０１を操作してアップシフト弁８２とダウンシフト弁８３との駆動特性を調整する際にも、同じ駆動電流を供給しながらに調整作業を行うことができるため、それぞれのパイロット弁８６，８７に対して別個の駆動電流を供給した場合に比べて調整作業の簡素化および高精度化を達成することが可能となる。さらに、作動油の供給が開始される駆動電流ｉ０と、作動油の排出が開始される駆動電流ｉ１との差は、アップシフト弁８２およびダウンシフト弁８３の機械的な構造によって定められるため、いずれか一方の駆動電流ｉ０，ｉ１を学習させるだけの作業で、他方の駆動電流ｉ０，ｉ１を正確に把握することができるため、学習制御の簡素化を達成することが可能となる。 Further, since the same drive current is supplied to the pilot valves 86 and 87, it is possible to reduce the electronic components such as power transistors and to simplify the valve drive unit 66. Further, when adjusting the drive characteristics of the upshift valve 82 and the downshift valve 83 by operating the stoppers 92 and 97 and the adjustment screws 100 and 101, the adjustment work can be performed while supplying the same drive current. Therefore, it is possible to achieve simplification and higher accuracy of the adjustment work as compared with the case where separate drive currents are supplied to the pilot valves 86 and 87, respectively. Further, the difference between the drive current i 0 at which the supply of hydraulic oil is started and the drive current i 1 at which the discharge of hydraulic oil is started is determined by the mechanical structure of the upshift valve 82 and the downshift valve 83. Therefore, since only one of the drive currents i 0 and i 1 is learned, the other drive currents i 0 and i 1 can be accurately grasped, so that the learning control can be simplified. It becomes possible.

なお、これまで説明したように、図２および図９に図示する無段変速機のプライマリプーリ２０にあっては、１つの作動油室を備えるシングルシリンダタイプのプライマリプーリであるが、これに限られることはなく、２つの作動油室を備えるダブルシリンダタイプのプライマリプーリを備える無段変速機に対して本発明の変速制御装置を適用するようにしても良い。ここで、図１２はダブルシリンダタイプのプライマリプーリ(変速プーリ)１０２を備える無段変速機の油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。なお、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。   As described above, the primary pulley 20 of the continuously variable transmission shown in FIGS. 2 and 9 is a single cylinder type primary pulley having one hydraulic oil chamber. The transmission control device of the present invention may be applied to a continuously variable transmission including a double cylinder type primary pulley including two hydraulic oil chambers. Here, FIG. 12 is a schematic diagram showing a hydraulic control system and an electronic control system of a continuously variable transmission including a double cylinder type primary pulley (transmission pulley) 102. The same members as those shown in FIG. 2 are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted.

図１２に示すように、プライマリ軸１２にはプランジャ１０３が固定されており、可動シーブ１０４にはプランジャ１０３に摺動自在に接触するシリンダ１０５が固定されており、プランジャ１０３とシリンダ１０５とによって２つの作動油室１０６，１０７が区画されている。中心部の作動油室１０６にはセカンダリ圧路４９からセカンダリ圧Ｐｓが供給され、外縁部の作動油室１０７にはプライマリ圧路４５からプライマリ圧Ｐｐが供給されており、このプライマリ圧Ｐｐを調圧することによって駆動ベルトの巻き付け径を制御することが可能となっている。このようなプライマリプーリ１０２を備える無段変速機に対しても本発明の変速制御装置を適用することにより、プライマリプーリ１０２を中立状態に保つことが容易となり、プライマリプーリ１０２の作動特性を設定する際の調整作業も容易に行うことが可能となる。   As shown in FIG. 12, a plunger 103 is fixed to the primary shaft 12, and a cylinder 105 slidably contacting the plunger 103 is fixed to the movable sheave 104. Two hydraulic oil chambers 106 and 107 are defined. A secondary pressure Ps is supplied from the secondary pressure passage 49 to the hydraulic fluid chamber 106 at the center, and a primary pressure Pp is supplied from the primary pressure passage 45 to the hydraulic fluid chamber 107 at the outer edge, and this primary pressure Pp is adjusted. It is possible to control the winding diameter of the drive belt by pressing. By applying the speed change control device of the present invention to a continuously variable transmission including such a primary pulley 102, it becomes easy to keep the primary pulley 102 in a neutral state, and the operating characteristics of the primary pulley 102 are set. It is possible to easily perform the adjustment work.

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を調圧して駆動ベルト２２の巻き付け径を制御し、セカンダリ圧Ｐｓを調圧して駆動ベルト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を調圧して駆動ベルト２２の張力を制御し、セカンダリ圧Ｐｓを調圧して駆動ベルト２２の巻き付け径を制御しても良い。つまり、プライマリプーリ２０を締付プーリとして機能させ、セカンダリプーリ２１を変速プーリとして機能させるようにしても良い。   It goes without saying that the present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications can be made without departing from the scope of the invention. For example, in the illustrated case, the primary pressure Pp is adjusted to control the winding diameter of the drive belt 22, and the secondary pressure Ps is adjusted to control the tension of the drive belt 22, but this is not limitative. Alternatively, the primary pressure Pp may be adjusted to control the tension of the drive belt 22, and the secondary pressure Ps may be adjusted to control the winding diameter of the drive belt 22. That is, the primary pulley 20 may function as a tightening pulley, and the secondary pulley 21 may function as a transmission pulley.

また、アップシフト弁４４、ダウンシフト弁４８、パイロット弁８６，８７などを駆動制御するため、バルブ駆動部６６から出力される駆動電流の電流値を制御するようにしているが、これに限られることはなく、アップシフト弁４４、ダウンシフト弁４８、パイロット弁８６，８７などをデューティソレノイドバルブによって構成し、駆動電流のデューティ比を制御するようにしても良い。   Further, in order to drive and control the upshift valve 44, the downshift valve 48, the pilot valves 86 and 87, etc., the current value of the drive current output from the valve drive unit 66 is controlled. However, the upshift valve 44, the downshift valve 48, the pilot valves 86, 87, and the like may be configured by duty solenoid valves to control the duty ratio of the drive current.

また、アップシフト弁４４やダウンシフト弁４８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。同様に、パイロット弁８６，８７は、一義的に作動油の圧力制御することによってパイロット圧Ｐ３，Ｐ４を制御するようにした圧力制御弁であるが、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流量制御弁を採用しても良い。   Further, the upshift valve 44 and the downshift valve 48 are flow rate control valves that control the primary pressure Pp by uniquely controlling the flow rate of the hydraulic oil, but are not limited thereto, and are uniquely defined. Alternatively, a pressure control valve that controls the pressure of the hydraulic oil may be employed. Similarly, the pilot valves 86 and 87 are pressure control valves that control the pilot pressures P3 and P4 by uniquely controlling the pressure of the hydraulic oil, but are not limited thereto, and are uniquely defined. You may employ | adopt the flow control valve which controlled the pressure of hydraulic fluid.

さらに、アップシフト弁４４，８２とダウンシフト弁４８，８３との作動特性を相違させるようにしても良い。つまり、駆動電流の増減量に対するポート連通面積の増減量を異なるように設定し、アップシフト変速とダウンシフト変速との変速速度を相違させるようにしても良い。また、スプール弁軸７６，７８，８９，９４を付勢するバネ部材に不等ピッチバネなどを採用することにより、アップシフト弁４４，８２やダウンシフト弁４８，８３の作動特性を非線形特性に設定しても良い。   Furthermore, the operating characteristics of the upshift valves 44 and 82 and the downshift valves 48 and 83 may be different. That is, the increase / decrease amount of the port communication area with respect to the increase / decrease amount of the drive current may be set to be different so that the shift speeds of the upshift and the downshift are different. Further, by adopting an unequal pitch spring as a spring member for urging the spool valve shafts 76, 78, 89, 94, the operation characteristics of the upshift valves 44, 82 and the downshift valves 48, 83 are set to non-linear characteristics. You may do it.

無段変速機を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows a continuously variable transmission. 無段変速機の油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。It is the schematic which shows the hydraulic control system and electronic control system of a continuously variable transmission. ＣＶＴ制御ユニットの変速制御系を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the transmission control system of a CVT control unit. プライマリ圧を調圧するための油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。It is the schematic which shows the hydraulic control system and electronic control system for adjusting a primary pressure. (Ａ)および(Ｂ)はアップシフト弁およびダウンシフト弁によるプライマリ圧の調圧状態を示す説明図である。(A) And (B) is explanatory drawing which shows the pressure regulation state of the primary pressure by an upshift valve and a downshift valve. (Ａ)および(Ｂ)はアップシフト弁およびダウンシフト弁によるプライマリ圧の調圧状態を示す説明図である。(A) And (B) is explanatory drawing which shows the pressure regulation state of the primary pressure by an upshift valve and a downshift valve. (Ａ)はアップシフト弁におけるポート連通面積と駆動電流との関係を示す特性線図であり、(Ｂ)はダウンシフト弁におけるポート連通面積と駆動電流との関係を示す特性線図である。(A) is a characteristic diagram showing the relationship between the port communication area and the drive current in the upshift valve, and (B) is a characteristic diagram showing the relationship between the port communication area and the drive current in the downshift valve. (Ａ)はバネ力の変化に伴うアップシフト弁の特性変化を示す特性線図であり、(Ｂ)はバネ力の変化に伴うダウンシフト弁の特性変化を示す特性線図である。(A) is a characteristic diagram showing the characteristic change of the upshift valve according to the change of the spring force, and (B) is a characteristic diagram showing the characteristic change of the downshift valve due to the change of the spring force. 無段変速機の油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。It is the schematic which shows the hydraulic control system and electronic control system of a continuously variable transmission. プライマリ圧を調圧するための油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。It is the schematic which shows the hydraulic control system and electronic control system for adjusting a primary pressure. (Ａ)はパイロット弁の駆動電流とアップシフト弁のポート連通面積との関係を示す特性線図であり、(Ｂ)はパイロット弁の駆動電流とダウンシフト弁のポート連通面積との関係を示す特性線図である。(A) is a characteristic diagram showing the relationship between the pilot valve drive current and the port communication area of the upshift valve, and (B) shows the relationship between the pilot valve drive current and the port communication area of the downshift valve. It is a characteristic diagram. ダブルシリンダタイプのプライマリプーリを備える無段変速機の油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。It is the schematic which shows the hydraulic control system and electronic control system of a continuously variable transmission provided with a double cylinder type primary pulley.

符号の説明Explanation of symbols

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)
４４ アップシフト弁(第１シフト弁)
４４ａ ソレノイド部
４７ オイルパン
４８ ダウンシフト弁(第２シフト弁)
４８ａ ソレノイド部
５０ ＣＶＴ制御ユニット(電子制御手段)
７６ スプール弁軸(第１スプール弁軸)
７８ スプール弁軸(第２スプール弁軸)
８２ アップシフト弁(第１シフト弁)
８３ ダウンシフト弁(第２シフト弁)
８６ パイロット弁(第１パイロット弁)
８７ パイロット弁(第２パイロット弁)
８９ スプール弁軸(第１スプール弁軸)
９４ スプール弁軸(第２スプール弁軸)
１０２ プライマリプーリ(変速プーリ) 10 continuously variable transmission 20 primary pulley (transmission pulley)
21 Secondary pulley (clamping pulley)
22 Drive belt 40 Oil pump (hydraulic supply source)
44 Upshift valve (first shift valve)
44a Solenoid 47 Oil pan 48 Downshift valve (second shift valve)
48a Solenoid part 50 CVT control unit (electronic control means)
76 Spool valve stem (first spool valve stem)
78 Spool valve stem (second spool valve stem)
82 Upshift valve (first shift valve)
83 Downshift valve (second shift valve)
86 Pilot valve (first pilot valve)
87 Pilot valve (2nd pilot valve)
89 Spool valve stem (first spool valve stem)
94 Spool valve stem (second spool valve stem)
102 Primary pulley (transmission pulley)

Claims (4)

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し、前記締付プーリを用いて前記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、
油圧供給源と前記変速プーリとの間に設けられ、前記変速プーリに作動油を供給する連通状態と供給を停止する遮断状態とに作動する第１シフト弁と、
前記変速プーリとオイルパンとの間に設けられ、前記変速プーリから作動油を排出する連通状態と排出を停止する遮断状態とに作動する第２シフト弁と、
前記第１シフト弁と前記第２シフト弁とを同じ駆動電流に基づいて制御する電子制御手段とを有し、
前記電子制御手段は、駆動電流を第１所定値とこれよりも高い第２所定値との間に制御することにより、前記第１シフト弁と前記第２シフト弁との双方を遮断状態に作動させ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 comprising a transmission pulley and a tightening pulley around which a drive belt is wound, controlling a winding diameter of the drive belt using the transmission pulley, and controlling a tension of the drive belt using the tightening pulley A shift control device of
A first shift valve, which is provided between a hydraulic pressure supply source and the transmission pulley and operates in a communication state in which hydraulic oil is supplied to the transmission pulley and in a shut-off state in which the supply is stopped ;
A second shift valve that is provided between the transmission pulley and the oil pan and operates in a communication state in which hydraulic oil is discharged from the transmission pulley and in a shut-off state in which the discharge is stopped ;
Possess an electronic control unit for controlling based on the said first shift valve and the second shift valves on the same drive current,
The electronic control means operates both of the first shift valve and the second shift valve in a shut-off state by controlling the drive current between a first predetermined value and a second predetermined value higher than the first predetermined value. It is not the shift control device for a continuously variable transmission according to claim Rukoto. 請求項１記載の無段変速機の変速制御装置において、
前記第１シフト弁は、前記油圧供給源と前記変速プーリとを連通する油圧供給位置と、前記油圧供給源と前記変速プーリとを遮断する油圧遮断位置との間で移動自在となる第１スプール弁軸を備え、
前記第２シフト弁は、前記変速プーリと前記オイルパンとを連通する油圧排出位置と、前記変速プーリと前記オイルパンとを遮断する油圧保持位置との間で移動自在となる第２スプール弁軸を備え、
前記第１スプール弁軸が油圧供給位置に向けて移動するときには、前記第２スプール弁軸は油圧保持位置に向けて移動し、前記第１スプール弁軸が油圧遮断位置に向けて移動するときには、前記第２スプール弁軸は油圧排出位置に向けて移動することを特徴とする無段変速機の変速制御装置。 The transmission control device for a continuously variable transmission according to claim 1,
The first shift valve is movable between a hydraulic pressure supply position for communicating the hydraulic pressure supply source and the transmission pulley and a hydraulic pressure cutoff position for blocking the hydraulic pressure supply source and the transmission pulley. With a valve stem,
The second shift valve is movable between a hydraulic pressure discharge position for communicating the transmission pulley and the oil pan and a hydraulic pressure holding position for disconnecting the transmission pulley and the oil pan. With
When the first spool valve shaft moves toward the hydraulic pressure supply position, the second spool valve shaft moves toward the hydraulic pressure holding position, and when the first spool valve shaft moves toward the hydraulic pressure cutoff position, The transmission control device for a continuously variable transmission, wherein the second spool valve shaft moves toward a hydraulic pressure discharge position. 請求項１または２記載の無段変速機の変速制御装置において、
前記第１シフト弁および前記第２シフト弁は前記電子制御手段に電気的に接続されるソレノイド部を備えることを特徴とする無段変速機の変速制御装置。 The transmission control device for a continuously variable transmission according to claim 1 or 2,
The shift control device for a continuously variable transmission, wherein the first shift valve and the second shift valve include a solenoid portion that is electrically connected to the electronic control means. 請求項１または２記載の無段変速機の変速制御装置において、
前記電子制御手段に電気的に接続され、前記電気信号に基づくパイロット圧を前記第１シフト弁に供給する第１パイロット弁と、
前記電子制御手段に電気的に接続され、前記電気信号に基づくパイロット圧を前記第２シフト弁に供給する第２パイロット弁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。 The transmission control device for a continuously variable transmission according to claim 1 or 2,
A first pilot valve electrically connected to the electronic control means and supplying a pilot pressure based on the electrical signal to the first shift valve;
A transmission control apparatus for a continuously variable transmission, comprising: a second pilot valve electrically connected to the electronic control means and supplying a pilot pressure based on the electrical signal to the second shift valve.
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