JP5218347B2 - Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission - Google Patents
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Description
この発明は、ベルト式無段変速機の油圧制御装置に関し、特に、ベルト式無段変速機の変速比制御に関与する変速比制御部と挟圧力制御に関与する挟圧力制御部とに対してそれぞれ給排する油圧を制御する装置に関するものである。 The present invention relates to a hydraulic control device for a belt type continuously variable transmission, and more particularly to a transmission ratio control unit involved in transmission ratio control of a belt type continuously variable transmission and a clamping pressure control unit involved in clamping pressure control. The present invention relates to a device for controlling the hydraulic pressure supplied and discharged.
油圧は動力を伝達する手段として有効であり、各種の機械装置類の油圧制御装置で採用されている。油圧によって伝達される動力は、供給されるオイルの圧力と流量とによって決まり、その供給対象箇所の機能によっては、圧力よりも流量が要求されたり、あるいは反対に流量よりも圧力が要求されたりする。例えばプーリとベルトとにより動力の伝達および変速を行うベルト式無段変速機は、変速比を設定する変速比制御とベルトに対するプーリの挟圧力を設定する挟圧力制御とが油圧の作用を利用して実行される。このうち、変速比制御を実行する側のプーリでは、プーリの溝幅を設定するために動作させられるシーブの位置がオイルの流量に応じて決まるので、その流量を主体的に制御することが要求され、一方、挟圧力制御を実行する側のプーリでは、ベルト滑りを発生させないために、挟圧力の大きさを設定するための油圧を、精度良くかつ応答性良く制御することが要求される。 Hydraulic pressure is effective as a means for transmitting power, and is used in hydraulic control devices of various mechanical devices. The power transmitted by hydraulic pressure is determined by the pressure and flow rate of the supplied oil. Depending on the function of the supply target, the flow rate is required rather than the pressure, or conversely, the pressure is required rather than the flow rate. . For example, in a belt-type continuously variable transmission that transmits and shifts power using a pulley and a belt, the transmission ratio control that sets the transmission ratio and the clamping pressure control that sets the clamping pressure of the pulley against the belt use the action of hydraulic pressure. Executed. Of these, the pulley on the side that executes gear ratio control determines the position of the sheave that is operated to set the pulley groove width in accordance with the flow rate of oil, so it is required to control the flow rate independently. On the other hand, the pulley on the side that performs the clamping pressure control is required to control the hydraulic pressure for setting the magnitude of the clamping pressure with high accuracy and responsiveness in order to prevent belt slippage.
そのようなベルト式無段変速機の変速比および挟圧力を制御するための油圧制御装置の一例が、特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載されたベルト式無段変速機の油圧制御装置は、ベルト式無段変速機の２つのプーリの溝幅をそれぞれ変更するための可動シーブをそれぞれ動作させる油圧アクチュエータに、油圧アキュムレータから供給される油圧を作用させる２つの方向制御弁と、反対に油圧アクチュエータから油圧を放出させる２つの方向制御弁とを備えていて、それら各方向制御弁の開弁時間をそれぞれ制御することにより、ベルト式無段変速機の変速比および挟圧力を調整するように構成されている。
An example of a hydraulic control device for controlling the gear ratio and clamping pressure of such a belt type continuously variable transmission is described in
なお、特許文献２には、燃費を悪化させることなく、油圧サージの影響を抑制することを目的としたベルト式無段変速機に関する発明が記載されている。そしてこの特許文献２には、アップシフト時には、セカンダリプーリに対して定常油圧を供給するとともに、プライマリプーリに対しては定常油圧に過渡油圧を増圧して供給し、アップシフトの終了を判定した場合には、セカンダリプーリに対して供給する定常油圧を増圧補正することが記載されている。 Patent Document 2 describes an invention relating to a belt-type continuously variable transmission for the purpose of suppressing the influence of a hydraulic surge without deteriorating fuel consumption. In Patent Document 2, when an upshift is performed, a steady hydraulic pressure is supplied to the secondary pulley, and a transient hydraulic pressure is increased and supplied to the primary pulley, and the end of the upshift is determined. Describes that the steady hydraulic pressure supplied to the secondary pulley is corrected to be increased.
また、特許文献３には、個体差や経時変化等によってフィードフォワード特性が変化した場合でも目標値が急変する変速時に目標値に対する実際値の収束応答性を確保することを目的として、偏差がゼロ近傍である時のフィードバック操作量を補正操作量とし、その補正操作量とフィードフォワード操作量とフィードバック操作量とを加算したアクチュエータ操作量により変速制御を行うように構成した無段変速機の変速制御装置に関する発明が記載されている。 Further, Patent Document 3 discloses that the deviation is zero for the purpose of ensuring the convergence responsiveness of the actual value with respect to the target value at the time of a shift in which the target value changes suddenly even when the feedforward characteristic changes due to individual differences or changes over time. Shift control of a continuously variable transmission configured to perform shift control using an actuator operation amount obtained by adding the correction operation amount, the feedforward operation amount, and the feedback operation amount as a correction operation amount when the feedback operation amount is in the vicinity. An invention relating to the device is described.
また、特許文献４には、変速要求によって変速用目標入力回転数をステップ的に変化させる場合でも、フィードフォワード制御を実行可能にすることを目的として、変速用目標入力回転数の変化率を所定条件により制限し、制限された変速用目標入力回転数の変化率に基づいてフィードフォワード制御用の目標入力回転数を求め、そのフィードフォワード制御用の目標入力回転数に基づいてフィードバック制御用の目標入力回転数を求めるように構成した無段変速機の変速制御装置に関する発明が記載されている。 In Patent Document 4, a change rate of the target input rotational speed for shifting is predetermined for the purpose of enabling feedforward control even when the target input rotational speed for shifting is changed stepwise according to a shift request. The target input rotational speed for feedforward control is obtained based on the change rate of the limited target input rotational speed for speed change limited by the conditions, and the target for feedback control is obtained based on the target input rotational speed for the feedforward control. An invention relating to a transmission control device for a continuously variable transmission configured to obtain an input rotational speed is described.
そして、特許文献５には、最適なベルト挟圧力を決定して燃費の低下を抑制することを目的としたベルト挟圧力決定装置に関する発明が記載されている。そしてこの特許文献５には、ベルト滑り検出装置により検出したベルト滑りの回数を計数し、そのベルト滑りの回数の頻度が閾値を超えたときに、ベルト最大摩擦係数をベルト滑りの回数の頻度に応じて低下するように修正する構成が記載されている。 Patent Document 5 describes an invention relating to a belt clamping pressure determination device for the purpose of determining an optimum belt clamping pressure and suppressing a reduction in fuel consumption. In Patent Document 5, the number of belt slips detected by the belt slip detection device is counted, and when the frequency of the belt slip exceeds a threshold, the belt maximum friction coefficient is set to the frequency of the belt slip. The structure which corrects so that it may fall according to it is described.
上記の特許文献１に記載された油圧制御装置で用いられている方向制御弁は、特許文献１の図の記載からすれば、リターンスプリングの押圧力とソレノイドの電磁力とをスプールに対向させて作用させ、それらの力の差に応じてスプールをその軸線方向に移動させて油路を切り換えるスプール弁により構成されている。この種のスプール弁は、スプールの軸線方向の移動を確実にするために、スプールの外周側にある程度の隙間が設定されており、ここから不可避的に油圧が漏洩するので、これがエネルギ損失の要因となる不都合がある。
The directional control valve used in the hydraulic control device described in the above-mentioned
このような不都合を解消させるために、上記のスプール弁に変えて、油圧の漏れが少ないポペット弁を採用することが考えられる。例えば図１３，図１４に示すような４個のポペット弁１８，２１，２３，２５を用いた油圧回路を形成することにより、スプール弁の代わりにポペット弁を用いた油圧制御装置を構成することができる。ポペット弁は、弁体（ポペット）が弁座のシート面に対して垂直方向に移動する形式の弁であって、ポートをポペットで栓をするようにして密閉する構造であるので、上記のようなスプール弁と比較して油圧の漏洩が少なく、したがって、スプール弁に替えてポペット弁を用いることによって、油圧制御装置におけるエネルギ損失を低減することができる。
In order to eliminate such an inconvenience, it is conceivable to employ a poppet valve with less hydraulic leakage instead of the spool valve. For example, by forming a hydraulic circuit using four
一方、この種のポペット弁は、圧力制御時に流量が発生した場合に油圧の目標値に対して実際値が乖離してしまうオーバーライド特性がある。そのため、例えばいわゆるキックダウン変速のように、加速要求に基づく入力トルクの増大とダウンシフトとが同時に実行された場合、すなわち、入力トルクの増大に対応して挟圧力を増大させるための狭圧力制御と、ダウンシフトのためにプーリの溝幅を変更する変速流量制御とが同時に実行されるような場合には、例えば図１５に示すように、油圧の目標値に対する実際の圧力の低下が生じてしまう。その結果、ベルト式無段変速機における挟圧力が不足し、ベルト滑りを誘発してしまう可能性がある。 On the other hand, this type of poppet valve has an override characteristic in which the actual value deviates from the target value of the hydraulic pressure when a flow rate is generated during pressure control. Therefore, for example, a so-called kick-down shift, when the input torque increase and the downshift based on the acceleration request are executed simultaneously, that is, the narrow pressure control for increasing the pinching pressure in response to the increase of the input torque. When the shift flow rate control for changing the groove width of the pulley for downshifting is performed at the same time, for example, as shown in FIG. End up. As a result, the clamping pressure in the belt-type continuously variable transmission is insufficient, which may induce belt slip.
このように、ベルト式無段変速機の油圧制御装置における油圧の漏洩を防止もしくは抑制してベルト式無段変速機の効率を向上させるためには、未だ改良の余地があった。 As described above, there is still room for improvement in order to improve or improve the efficiency of the belt type continuously variable transmission by preventing or suppressing the leakage of the hydraulic pressure in the hydraulic control device of the belt type continuously variable transmission.
この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、変速比を設定するための流量制御および挟圧力を設定するための圧力制御を適切に実行することができ、なおかつ油圧の漏洩を低減してベルト式無段変速機の効率を向上させることのできる油圧制御装置を提供することを目的とするものである。 The present invention has been made paying attention to the above technical problem, and can appropriately perform flow rate control for setting the transmission gear ratio and pressure control for setting the clamping pressure, and leakage of hydraulic pressure. An object of the present invention is to provide a hydraulic control device that can improve the efficiency of a belt-type continuously variable transmission by reducing the above-mentioned.
上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、変速比を設定する変速比制御の実行時に制御される変速比制御部と、ベルトが巻き掛けられるプーリの該ベルトに対する挟圧力を設定する挟圧力制御の実行時に制御される挟圧力制御部と、油圧供給源と前記変速比制御部とを連通する第１供給油路に設けられかつ弁座に押し付けられる弁体を駆動することにより該第１供給油路を開閉する第１増圧制御弁と、前記変速比制御部とドレーン個所とを連通する第１排出油路に設けられかつ弁座に押し付けられる弁体を駆動することにより該第１排出油路を開閉する第１減圧制御弁と、前記油圧供給源と前記挟圧力制御部とを連通する第２供給油路に設けられかつ弁座に押し付けられる弁体を駆動することにより該第２供給油路を開閉する第２増圧制御弁と、前記挟圧力制御部と前記ドレーン個所とを連通する第２排出油路に設けられかつ弁座に押し付けられる弁体を駆動することにより該第２排出油路を開閉する第２減圧制御弁とを備え、前記各増圧制御弁および前記各減圧制御弁の開閉状態を制御することにより前記変速比制御および前記挟圧力制御を実行するベルト式無段変速機の油圧制御装置において、前記変速比制御を実行する際に前記第２増圧制御弁もしくは前記第２減圧制御弁で圧油の流動が生じる場合の流量を推定する変速流量推定手段と、前記変速流量推定手段により推定された前記流量に基づいて、前記挟圧力制御を実行する際の前記第２増圧制御弁もしくは前記第２減圧制御弁の油圧を補正する挟圧力補正手段とを備え、前記変速流量推定手段は、目標変速比と実変速比との偏差に基づいたフィードバック制御により前記変速比制御を実行する際のフィードバック制御量に基づいて前記流量を補正する手段を含むことを特徴とする油圧制御装置である。
In order to achieve the above object, the invention of
また、請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記挟圧力制御が、入力トルクと変速比とから設定される目標挟圧力に基づいて前記挟圧力をフィードフォワード制御する圧力フィードフォワード制御と、前記変速流量推定手段および前記挟圧力補正手段による前記油圧の補正値に基づいて前記挟圧力をフィードフォワード制御する圧力補正制御と、前記目標挟圧力と実挟圧力との偏差に基づいて前記挟圧力をフィードバック制御する圧力フィードバック制御とを統合して実行することを特徴とする油圧制御装置である。
The invention of claim 2 is the pressure feedforward control according to
また、請求項３の発明は、請求項１の発明において、前記変速流量推定手段が、前記変速比制御を実行する際に前記目標変速比に基づいて設定される目標変速流量の大きさに応じて前記流量の補正の有無および前記目標挟圧力の増大補正を選択することを特徴とする油圧制御装置である。 According to a third aspect of the present invention, in the first aspect of the invention, the shift flow rate estimating means is responsive to a target shift flow rate that is set based on the target gear ratio when executing the gear ratio control. The hydraulic control device is characterized by selecting whether to correct the flow rate and whether to increase the target clamping pressure.
また、請求項４の発明は、請求項１の発明において、前記変速流量推定手段が、前記目標変速比に基づいたフィードフォワード制御により前記変速比制御を実行する際の予測変速比に基づいて前記流量を補正する手段を含むことを特徴とする油圧制御装置である。 According to a fourth aspect of the present invention, in the first aspect of the present invention, the shift flow rate estimating means is based on a predicted gear ratio when the gear ratio control is executed by feedforward control based on the target gear ratio. A hydraulic control apparatus including means for correcting a flow rate.
また、請求項５の発明は、請求項２の発明において、前記変速流量推定手段が、前記目標挟圧力に対する前記実挟圧力の不足分もしくは過剰分に基づいて前記流量を補正する手段を含むことを特徴とする油圧制御装置である。 The invention according to claim 5 is the invention according to claim 2, wherein the shift flow rate estimating means includes means for correcting the flow rate based on a deficiency or excess of the actual clamping pressure with respect to the target clamping pressure. Is a hydraulic control device characterized by
そして、請求項６の発明は、請求項１ないし５のいずれかの発明において、前記増圧制御弁および減圧制御弁が、前記弁座のシート面に対してポペットが垂直方向に移動して流路の開閉を行うポペット弁を含み、前記変速比制御部が、前記変速比制御を実行する際に前記プーリの溝幅を変化させるように前記油圧を作用させるアクチュエータを含み、前記挟圧力制御部が、前記挟圧力制御を実行する際に前記プーリの溝幅を変化させるように前記油圧を作用させるアクチュエータを含むことを特徴とする油圧制御装置である。
The invention of
請求項１の発明によれば、例えば変速比および挟圧力を一定に維持するために、変速比制御部および挟圧力制御部に作用させる油圧を一定に維持する場合は、各増圧制御弁および各減圧制御弁が全て閉じられ、変速比制御部および挟圧力制御部に油圧が封じ込められる。その場合、各制御弁での油圧の実質的な漏洩が生じない。また、いずれかの制御弁を開閉して油圧あるいは油量を制御している場合であっても、その制御弁からの油圧の実質的な漏洩が生じない。そのため、油圧を不必要に排出する事態およびそれに伴うエネルギの損失を防止もしくは抑制することができる。 According to the first aspect of the present invention, for example, in order to keep the transmission ratio and the clamping pressure constant, the hydraulic pressure applied to the transmission ratio control unit and the clamping pressure control unit is kept constant. All the pressure reduction control valves are closed, and the hydraulic pressure is contained in the transmission ratio control unit and the clamping pressure control unit. In that case, substantial leakage of hydraulic pressure at each control valve does not occur. Further, even when one of the control valves is opened and closed to control the hydraulic pressure or the oil amount, substantial leakage of the hydraulic pressure from the control valve does not occur. Therefore, it is possible to prevent or suppress a situation in which the hydraulic pressure is unnecessarily discharged and energy loss associated therewith.
そして、変速比制御が実行されることにより第２増圧制御弁もしくは第２減圧制御弁で圧油の流動が生じる場合の流量が推定され、その流量に基づいて第２増圧制御弁もしくは第２減圧制御弁で制御される油圧が補正される。そのため、第２増圧制御弁もしくは第２減圧制御弁で不可避的に油圧の低下が生じた場合であっても、その油圧の低下分が補正されて挟圧力制御が実行されるので、ベルト式無段変速機における変速比制御および挟圧力制御を適切に実行することができる。また、変速比制御が実行されることにより第２増圧制御弁もしくは第２減圧制御弁で圧油の流動が生じる場合に推定される流量が、変速比制御のフィードバック制御を実行する際のフィードバック制御量に基づいて補正される。そのため、フィードバック制御の影響による補正タイミングの遅れを回避して、変速比制御の実行時に第２増圧制御弁もしくは第２減圧制御弁で発生する流量の推定値を適切に補正することができる。 Then, when the transmission ratio control is executed, the flow rate when pressure oil flows in the second pressure increase control valve or the second pressure reduction control valve is estimated, and the second pressure increase control valve or 2 The hydraulic pressure controlled by the pressure reducing control valve is corrected. For this reason, even when the hydraulic pressure drop inevitably occurs in the second pressure increase control valve or the second pressure reduction control valve, the pressure reduction is corrected and the clamping pressure control is executed. The gear ratio control and the clamping pressure control in the continuously variable transmission can be appropriately executed . Further, the flow rate estimated when the flow of pressure oil is generated in the second pressure-increasing control valve or the second pressure-reducing control valve by executing the gear ratio control is the feedback when executing the feedback control of the gear ratio control. Correction is performed based on the control amount. Therefore, a delay in correction timing due to the influence of feedback control can be avoided, and the estimated value of the flow rate generated by the second pressure increase control valve or the second pressure reduction control valve when executing gear ratio control can be corrected appropriately.
また、請求項２の発明によれば、挟圧力制御を実行する場合、「圧力フィードフォワード制御」と「圧力補正制御」と「圧力フィードバック制御」との３つの制御が統合されて実行される。したがって、「圧力フィードフォワード制御」により、例えば挟圧力制御部の応答遅れ等に対応した挟圧力制御を行うことができ、また、「圧力補正制御」により、変速比制御が実行されることによって生じる挟圧力制御部の油圧降下を補正した挟圧力制御を行うことができ、そして、「圧力フィードバック制御」により、「圧力フィードフォワード制御」および「圧力補正制御」で生じる制御誤差を修正した挟圧力制御を行うことができる。そのため、挟圧力制御を精度良くかつ適正に実行することができる。 According to the invention of claim 2, when the clamping pressure control is executed, the three controls of “pressure feedforward control”, “pressure correction control”, and “pressure feedback control” are executed in an integrated manner. Therefore, for example, the clamping pressure control corresponding to a response delay of the clamping pressure control unit can be performed by the “pressure feedforward control”, and the transmission ratio control is performed by the “pressure correction control”. Clamping pressure control that corrects the hydraulic pressure drop of the clamping pressure control unit can be performed, and the clamping error control that corrects the control error caused by "pressure feedforward control" and "pressure correction control" by "pressure feedback control" It can be performed. Therefore, the clamping pressure control can be executed accurately and properly.
また、請求項３の発明によれば、変速比制御を実行する際の目標変速流量の大きさに応じて、変速比制御が実行されることにより第２増圧制御弁もしくは第２減圧制御弁で圧油の流動が生じる場合に推定される流量がそのまま適用されて挟圧力制御における油圧低下分が補正されるか、もしくは、その流量を補正したものが適用されて挟圧力制御における油圧低下分が補正されるか、もしくは、その流量に基づく補正ではなく目標変速流量に応じて目標挟圧力が増大補正されるかが選択される。そのため、変速流量の推定誤差による影響を低減し、挟圧力制御を精度良くかつ適正に実行することができる。 According to the invention of claim 3, the second pressure increase control valve or the second pressure reduction control valve is executed by executing the gear ratio control according to the magnitude of the target gear flow rate when executing the gear ratio control. The flow rate estimated when pressure oil flows in is applied as it is to correct the hydraulic pressure drop in the clamping pressure control, or the corrected flow rate is applied to correct the hydraulic pressure drop in the clamping pressure control. Or whether the target clamping pressure is corrected to increase according to the target shift flow rate instead of the correction based on the flow rate is selected. Therefore, it is possible to reduce the influence due to the estimation error of the shift flow rate, and to execute the clamping pressure control accurately and appropriately.
また、請求項４の発明によれば、変速比制御が実行されることにより第２増圧制御弁もしくは第２減圧制御弁で圧油の流動が生じる場合に推定される流量が、変速比制御のフィードフォワード制御を実行する際の予測変速比に基づいて補正される。そのため、変速比制御における将来的な変化も加味して、変速比制御の実行時に第２増圧制御弁もしくは第２減圧制御弁で発生する流量の推定値を精度良くかつ適切に補正することができる。 According to the fourth aspect of the present invention, the flow rate estimated when the flow of pressure oil is generated in the second pressure-increasing control valve or the second pressure-reducing control valve by executing the gear ratio control is the speed ratio control. Is corrected based on the predicted gear ratio when the feedforward control is executed. Therefore, it is possible to accurately and appropriately correct the estimated value of the flow rate generated by the second pressure increase control valve or the second pressure reduction control valve when the speed ratio control is executed, taking into account future changes in the speed ratio control. it can.
また、請求項５の発明によれば、変速比制御が実行されることにより第２増圧制御弁もしくは第２減圧制御弁で圧油の流動が生じる場合に推定される流量が、挟圧力制御をフィードバック制御する際の目標挟圧力に対する実挟圧力の不足分もしくは過剰分に基づいて補正される。そのため、挟圧力制御をフィードバック制御する際のアンダーシュートやオーバーシュートを回避もしくは抑制して、適正な挟圧力制御を実行することができる。 According to the fifth aspect of the present invention, the flow rate estimated when the flow of pressure oil occurs in the second pressure increase control valve or the second pressure reduction control valve by executing the gear ratio control is the clamping pressure control. Is corrected based on the shortage or excess of the actual clamping pressure with respect to the target clamping pressure when feedback control is performed. Therefore, it is possible to avoid or suppress undershoot and overshoot when feedback control is performed on the clamping pressure control, and to execute appropriate clamping pressure control.
そして、請求項６の発明によれば、プーリの溝幅を変化させて変速比制御と挟圧力制御とを行うベルト式無段変速機の効率を向上させることができ、ひいては、そのベルト式無段変速機を搭載した車両の燃費を改善することができる。 According to the sixth aspect of the invention, the efficiency of the belt-type continuously variable transmission that performs the gear ratio control and the clamping pressure control by changing the groove width of the pulley can be improved. The fuel consumption of a vehicle equipped with a step transmission can be improved.
つぎに、この発明を具体例を参照して説明する。図１３には車両に搭載された無段変速機１を対象とした油圧制御装置ＨＣＵに、この発明を適用した例を模式的に示してある。図１３において、無段変速機１は、従来知られているベルト式のものであり、駆動プーリ２と従動プーリ３とに対してベルト４を巻き掛けて、これらのプーリ２，３の間でトルクを伝達しするとともに、各プーリ２，３に対するベルト４の巻き掛け半径を変化させることにより、変速比を変化させるように構成されている。
Next, the present invention will be described with reference to specific examples. FIG. 13 schematically shows an example in which the present invention is applied to a hydraulic control unit HCU intended for a continuously
具体的には、各プーリ２，３は、固定シーブとその固定シーブに対して接近・離隔するように配置された可動シーブとを備えていて、それらの固定シーブと可動シーブとの間にＶ溝状のベルト巻き掛け溝２ａ，３ａが形成されるように構成されている。そして、各プーリ２，３には、それぞれの可動シーブをその軸線の方向に前後動させるための油圧アクチュエータ５，６が設けられている。それら油圧アクチュエータ５，６のうちのいずれか一方、この図１３で示す例では、駆動プーリ２における油圧アクチュエータ５には、駆動プーリ２の溝幅を変化させてベルト４の巻き掛け半径を変化させることによって変速を行うための油圧が供給され、また油圧アクチュエータ５，６のうちの他方、この図１３で示す例では、従動プーリ３における油圧アクチュエータ６には、従動プーリ３の溝幅を変化させてその従動プーリ３がベルト４を挟み付ける挟圧力を発生させるための油圧が供給されている。
Specifically, each of the pulleys 2 and 3 includes a fixed sheave and a movable sheave arranged so as to approach and separate from the fixed sheave, and V between the fixed sheave and the movable sheave. Groove-shaped
したがって、上記の駆動プーリ２が、この発明における変速比制御側プーリに相当し、従動プーリ３が、この発明における挟圧力制御側プーリに相当している。また、上記の駆動プーリ２、およびその駆動プーリ２の可動シーブを動作させる油圧アクチュエータ５が、無段変速機１の変速比を設定するための変速比制御に関与する部分であって、この発明における変速比制御部に相当している。そして、上記の従動プーリ３、およびその従動プーリ３の可動シーブを動作させる油圧アクチュエータ６が、無段変速機１の挟圧力を設定するための挟圧力制御に関与する部分であって、この発明における挟圧力制御部に相当している。
Therefore, the drive pulley 2 is equivalent to the speed change ratio control pulley in the inventions, the driven pulley 3, which corresponds to the clamping pressure control pulley in the present invention. In addition, the drive pulley 2 and the hydraulic actuator 5 that operates the movable sheave of the drive pulley 2 are a part that is involved in gear ratio control for setting the gear ratio of the continuously
上記の無段変速機１には、ロックアップクラッチ（図示せず）を備えたトルクコンバータ（トルコン）７が設けられている。このトルクコンバータ７は、従来知られているものと同様の構成であり、ポンプインペラとタービンランナとの回転数差が大きい（すなわち速度比が所定値より小さい）コンバータ領域ではトルクの増幅作用が生じ、またその回転数差が小さい（すなわち速度比が所定値より大きい）カップリング領域では、トルクの増幅作用のない流体継手として機能するように構成されている。そして、ロックアップクラッチは、その入力側部材であるポンプインペラに一体のフロントカバーとタービンランナに一体のハブとを、摩擦板を介して直接連結するように構成されている。
The continuously
さらに、上記の無段変速機１やトルクコンバータ７などを含む動力伝達装置には、相互に摩擦接触する箇所や軸受などのいわゆる摺動部分あるいは発熱部分である潤滑部８が多数存在していて、それらの潤滑部８にオイルを供給するようになっている。
Further, in the power transmission device including the continuously
つぎに、上記の変速比制御部や挟圧力制御部、あるいはトルクコンバータ７のロックアップクラッチ等に対して油圧を給排するための構成について説明する。この図１３では、車両に搭載されているエンジン９によって駆動される油圧ポンプ１０を油圧源とする例を示している。ここで、エンジン９は、例えばガソリンエンジンなどの燃料を燃焼させて動力を出力する内燃機関であり、この発明では、そのエンジン９と併せてモータ・ジェネレータなどの電動機を設けることもできる。
Next, a configuration for supplying and discharging hydraulic pressure to the gear ratio control unit, the clamping pressure control unit, the lock-up clutch of the torque converter 7 and the like will be described. FIG. 13 shows an example in which a
油圧ポンプ１０から吐出した油圧を所定の圧力に調圧する調圧弁（レギュレータバルブ）１１が設けられている。この調圧弁１１は、例えばこの油圧制御装置ＨＣＵの元圧を調圧するためのものであり、その下流側に前述の潤滑部８などが連通されている。また、前述のトルクコンバータ７におけるロックアップクラッチの摩擦板をフロントカバーに接触・離隔させるためのロックアップ油圧を制御するための制御弁（Ｌ／Ｕコントロールバルブ）１２が設けられている。この制御弁１２はロックアップクラッチに対する油圧の供給方向やその圧力を制御するためのものである。
A pressure regulating valve (regulator valve) 11 that regulates the hydraulic pressure discharged from the
さらに、油圧ポンプ１０の吐出口は、逆止弁１３を介してアキュムレータ（蓄圧器）１４に連通されている。逆止弁１３は、油圧ポンプ１０からアキュムレータ１４に向けて圧油が流れる場合に開弁し、これとは反対方向の圧油の流れを阻止するように閉弁する一方向弁である。また、アキュムレータ１４は、蓄圧室に弾性体で押圧されたピストンや弾性膨張体などを容器内に収容し、その弾性力以上の圧力で油圧を蓄えるように構成されている。
Further, the discharge port of the
そして、このアキュムレータ１４から前述の無段変速機１における変速比制御部および挟圧力制御部に圧油を供給するように構成されている。すなわち、前述した駆動プーリ２における油圧アクチュエータ５と、従動プーリ３における油圧アクチュエータ６とが、アキュムレータ１４に連通されている。
The
なお、アキュムレータ１４と並列に、前述の油圧ポンプ１０とは別に、他の油圧ポンプ、例えば電動機１５によって駆動される電動油圧ポンプ１６を設けてもよい。この電動油圧ポンプ１６は、前述の油圧ポンプ１０に対して補助的に設けられるものであるので、油圧ポンプ１０によって十分な圧力および流量の油圧が供給可能な場合は省略することもできる。
Incidentally, in parallel with the
アキュムレータ１４から駆動プーリ２における油圧アクチュエータ５に圧油を供給する供給油路１７には、供給側制御弁１８が設けられていて、この供給側制御弁１８を電気的に制御して供給油路１７を開閉することにより、油圧アクチュエータ５に対して圧油を供給し、また圧油の供給を遮断するように構成されている。
A supply-side control valve 18 is provided in a
また、駆動プーリ２における油圧アクチュエータ５をオイルパンなどのドレーン箇所１９に連通させる排出油路２０には、排出側制御弁２１が設けられていて、この排出側制御弁２１を電気的に制御して排出油路２０を開閉することにより、油圧アクチュエータ５から圧油を排出し、また圧油の排出を遮断するように構成されている。
Further, a
同様に、アキュムレータ１４から従動プーリ３における油圧アクチュエータ６に圧油を供給する供給油路２２には、供給側制御弁２３が設けられていて、この供給側制御弁２３を電気的に制御して供給油路２２を開閉することにより、油圧アクチュエータ６に対して圧油を供給し、また圧油の供給を遮断するように構成されている。
Similarly, a
また、従動プーリ３における油圧アクチュエータ６をドレーン箇所１９に連通させる排出油路２４には、排出側制御弁２５が設けられていて、この排出側制御弁２５を電気的に制御して排出油路２４を開閉することにより、油圧アクチュエータ６から圧油を排出し、また圧油の排出を遮断するように構成されている。
Further, the
これらの各制御弁１８，２１，２３，２５は、その閉弁状態においても油圧の漏れが生じないように構成された電磁弁であり、この具体例では、弁体の切り換え構造としては、弁座に対して弁体（ポペット）が垂直方向に移動して流路の開閉を行うポペット弁が適用されている。図１４に、そのポペット弁１８，２１，２３，２５の構成の一例が示してある。ポペット弁１８，２１，２３，２５は、先端部がテーパ状もしくは半球状に形成された弁体（ポペット）１０１と、そのポペット１０１が押し付けられる弁座１０２のシート面１０２ａと、ポペット１０１が取り付けられたアーマチュア１０３と、ポペット１０１を弁座１０２に向けて（図１４では上側に）押圧するスプリング１０４と、通電されることによりアーマチュア１０３をスプリング１０４の弾性力に対抗させて弁座１０２とは反対方向（図１４では下側）に引き戻す電磁力を生じさせる電磁コイル１０５とを備えている。
These
したがって、図１４に示す構成の各制御弁（ポペット弁）１８，２１，２３，２５において、電磁コイル１０５に通電しないいわゆるＯＦＦ状態では、ポペット１０１がスプリング１０４によって弁座１０２に押し付けられるので、入力ポート１０６と出力ポート１０７との連通が遮断される。また反対に、電磁コイル１０５に通電するいわゆるＯＮ状態では、ポペット１０１がアーマチュア１０３と共に弁座１０２から離れるように引き戻されるので、入力ポート１０６と出力ポート１０７とが連通する。こうして前述の供給油路１７および排出油路２０が開閉されるようになっている。
Accordingly, in each control valve (poppet valve) 18, 21, 23, 25 having the configuration shown in FIG. 14, the
このように、アキュムレータ１４から各油圧アクチュエータ５，６へ至る油圧系統における供給側制御弁１８，２３および排出側制御弁２１，２５とに対して、上記のようなポペット弁を適用することにより、各制御弁１８，２１，２３，２５本体での油圧の漏洩を防止もしくは抑制することができ、この油圧制御装置ＨＣＵにおけるエネルギ損失を低減することができる。
In this way, by applying the poppet valve as described above to the supply
上記のように、油圧ポンプ１０やアキュムレータ１４などの油圧供給源と油圧アクチュエータ５すなわち変速比制御部とを連通する供給油路１７が、この発明における第１供給油路に相当し、油圧アクチュエータ５すなわち変速比制御部とドレーン個所１９とを連通する排出油路２０が、この発明における第１排出油路に相当している。そして、供給油路１７に設けられた供給側制御弁１８が、弁座１０２に押し付けられる弁体（ポペット）１０１を駆動することにより供給油路１７を開閉するポペット弁であって、この発明における第１増圧制御弁（もしくは密閉増圧制御弁）に相当し、排出油路２０に設けられた排出側制御弁２１が、弁座１０２に押し付けられる弁体（ポペット）１０１を駆動することにより排出油路２０を開閉するポペット弁であって、この発明における第１減圧制御弁（もしくは密閉減圧制御弁）に相当している。
As described above, the
同様に、油圧ポンプ１０やアキュムレータ１４などの油圧供給源と油圧アクチュエータ６すなわち挟圧力制御部とを連通する供給油路２２が、この発明における第２供給油路に相当し、油圧アクチュエータ６すなわち変速比制御部とドレーン個所１９とを連通する排出油路２４が、この発明における第２排出油路に相当している。そして、供給油路２２に設けられた供給側制御弁２３が、弁座１０２に押し付けられる弁体（ポペット）１０１を駆動することにより供給油路２３を開閉するポペット弁であって、この発明における第２増圧制御弁（もしくは密閉増圧制御弁）に相当し、排出油路２４に設けられた排出側制御弁２５が、弁座１０２に押し付けられる弁体（ポペット）１０１を駆動することにより排出油路２５を開閉するポペット弁であって、この発明における第２減圧制御弁（もしくは密閉減圧制御弁）に相当している。
Similarly, a
次に、上述した油圧制御装置ＨＣＵの作用について説明する。油圧ポンプ１０はエンジン９に連結されているので、エンジン９が回転している場合には油圧ポンプ１０も同様に回転し、油圧を発生する。そのエンジン９の回転は、エンジン９に燃料が供給されて自律回転している場合と、燃料の供給および点火を止めて車両の走行慣性力で強制的に回転させられている場合のいずれでも生じる。すなわち、エンジン９の駆動時とエンジンブレーキ状態の被駆動時とのいずれであっても油圧ポンプ１０が回転して油圧を発生する。その油圧の圧力および流量は、油圧ポンプ１０の仕様、および油圧ポンプ１０の駆動時の回転数やトルクに応じたものとなる。
Next, the operation of the above-described hydraulic control unit HCU will be described. Since the
こうして発生した油圧は、一方で、前述の調圧弁１１によって設計上、予め定めた低油圧に調圧された後、潤滑部８等に供給される。また、前述の制御弁１２を介してトルクコンバータ７に供給される。他方で、油圧ポンプ１０はエンジン９の動作状態に応じた油圧を発生するので、急加速時や大きいエンジンブレーキ力を生じさせている場合などにおいては、油圧ポンプ１０の吐出圧が高くなる。このような場合に生じた高油圧は、逆止弁１３を押し開いてアキュムレータ１４に供給される。また、逆止弁１３は、油圧ポンプ１０の吐出圧がアキュムレータ１４での油圧より低い場合に閉じるため、アキュムレータ１４に供給された高油圧はここに蓄えられることになる。なお、アキュムレータ１４に蓄えられる油圧は、無段変速機１で必要となる最高圧力より高い油圧となるように設定されている。
On the other hand, the hydraulic pressure generated in this way is regulated to a predetermined low hydraulic pressure by the above-described
無段変速機１で設定する変速比は、アクセル開度などの駆動要求量と車速もしくはタービン回転数などとに基づいて変速マップから求められる。したがって、駆動プーリ２の溝幅が、目標とする変速比となるように制御される。その制御は、駆動プーリ２における油圧アクチュエータ５に対して圧油を給排することにより行われ、具体的には、供給側制御弁１８および排出側制御弁２１を開閉することにより行われる。例えば、アップシフトするべく溝幅を狭くする（ベルトの巻き掛け半径を大きくする）場合には、供給側制御弁１８が開弁制御されて油圧アクチュエータ５に対して圧油が供給される。また反対にダウンシフトするべく駆動プーリ２の溝幅を広くする（ベルトの巻き掛け半径を小さくする）場合には、排出側制御弁２１が開弁制御されて油圧アクチュエータ５から排圧される。
The gear ratio set by the continuously
このように変速比を制御する供給側制御弁１８および排出側制御弁２１の開閉制御は、駆動プーリ２を構成している可動シーブのストローク量や、エンジン回転数もしくは入力回転数と出力回転数との比である実際の変速比と目標変速比との比較結果、あるいは各プーリ２，３における油圧アクチュエータ５，６の圧力の比較結果に基づいて行うことができる。
As described above, the opening / closing control of the supply side control valve 18 and the discharge
一方、無段変速機１の伝達トルク容量は、入力されたトルクを十分に伝達できる容量に制御され、これは従動プーリ３の油圧アクチュエータ６に供給される油圧に応じた挟圧力によって設定される。具体的には、アクセル開度やスロットル開度などに基づいて求められる要求駆動力に応じて挟圧力が制御され、要求駆動力が大きい場合には、従動プーリ３の油圧アクチュエータ６に供給される油圧が高くなるように制御される。その制御は、前述の図１３に示すこの発明の油圧制御装置ＨＣＵでは、従動プーリ３の油圧アクチュエータ６に連通する供給側制御弁２３を開弁し、アキュムレータ１４からその油圧アクチュエータ６に油圧を供給することにより行われる。すなわち、その供給側制御弁２３の電磁コイル１０５に通電して弁体１０１を弁座１０２から離隔させ、油圧アクチュエータ６と供給油路２２とを連通させる。この供給側制御弁２３の開閉制御は、従動プーリ３の油圧アクチュエータ６における目標圧力（あるいは目標挟圧力）と、その油圧アクチュエータ６における実際の油圧とに基づいて行うことができ、したがって、例えばその油圧アクチュエータ６における実際の油圧を検出する油圧センサ２６や、アキュムレータ１４から供給される実際の油圧を検出する油圧センサ２７などを設けることが好ましい。
On the other hand, the transmission torque capacity of the continuously
また、無段変速機１に対する入力トルクの低下に対応して挟圧力を低下させる場合、従動プーリ３の油圧アクチュエータ６に連通されている排出側制御弁２５を開弁動作させることにより行われる。すなわち、その排出側制御弁２５の電磁コイル１０５に通電して弁体１０１を弁座１０２から離隔させ、油圧アクチュエータ６をドレーン個所１９に連通させる。この排出側制御弁２５に対する通電制御も、従動プーリ３の油圧アクチュエータ６における目標圧力（あるいは目標挟圧力）と、その油圧アクチュエータ６における実際の油圧とに基づいて行うことができる。
Further, when the clamping pressure is reduced in response to the reduction of the input torque to the continuously
そして、アクセル開度および車速がほぼ一定に維持される定常走行状態では、変速比および挟圧力を一定に維持することになる。その場合、供給油路１７および排出油路２０にそれぞれ設けられた供給側制御弁１８および排出側制御弁２１、ならびに供給油路２２および排出油路２４にそれぞれ設けられた供給側制御弁２３および排出側制御弁２５を、いずれもＯＦＦ状態に制御して供給油路１７，２２および排出油路２０，２４を閉じることにより、各油圧アクチュエータ５，６に圧油を封じ込めることができる。
In a steady running state in which the accelerator opening and the vehicle speed are maintained substantially constant, the gear ratio and the clamping pressure are maintained constant. In that case, a supply-side control valve 18 and a discharge-
ここで、前述したように各制御弁１８，２１，２３，２５にはポペット弁が適用されていることから、例えば不可避的に油圧の漏洩が生じるスプール弁などと比較して、それら各制御弁１８，２１，２３，２５からの油圧の漏洩は生じない。そのため、アキュムレータ１４に蓄えた油圧が低下したり、あるいは油圧アクチュエータ５の圧力を維持するべくアキュムレータ１４から油圧を継続して供給したりする必要がなく、したがって、油圧の漏洩によるエネルギ損失を回避もしくは抑制することができる。なお、油圧の漏洩が生じないことは、各制御弁１８，２１，２３，２５が開弁状態に制御されている場合であっても同様である。
Here, since the poppet valve is applied to each
上記のように、アキュムレータ１４と各油圧アクチュエータ５，６との間の油圧系統における各制御弁１８，２１，２３，２５に対して、密封性に優れたポペット弁を適用することにより、それら各制御弁１８，２１，２３，２５での油圧の漏洩を防止もしくは抑制することができる。そして、上記のように供給油路１７，２２と排出油路２０，２４とポペット弁を用いた各制御弁１８，２１，２３，２５とからいわゆる密閉油圧回路を形成することにより、特に、定常走行状態で変速比および挟圧力を一定に維持するような場合に、油圧の漏洩を回避して、この油圧制御装置ＨＣＵにおけるエネルギ損失を低減することができる。
As described above, by applying a poppet valve having excellent sealing performance to each
その一方で、前述したように、ポペット弁は流量が発生した場合に不可避的に油圧が低下するオーバーライド特性があるので、例えばキックダウン変速が行われることにより、入力トルクの増大に対応する狭圧力の増大制御と、ダウンシフトに対応する変速比の増大制御とが同時に実行されるような場合に、狭圧力制御に関与している制御弁２３，２５で油圧が低下すると、挟圧力が不足してベルト滑りが発生してしまう可能性がある。そこで、この発明の油圧制御装置では、挟圧力制御における挟圧力の増大と変速比制御における変速比の増大とが同時に実行される様な場合であっても、ベルト滑りの発生を回避してそれら挟圧力制御と変速比制御とを適切に行うために、以下に示す制御を実行するように構成されている。
On the other hand, as described above, the poppet valve has an override characteristic in which the hydraulic pressure inevitably decreases when a flow rate is generated, so that, for example, a narrow pressure corresponding to an increase in input torque by performing a kickdown shift is performed. When the oil pressure is reduced by the
（第１の制御例）
図１は、この発明の油圧制御装置による第１の制御例を説明するためのフローチャートであって、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。図１のフローチャートにおいて、先ず、挟圧力の増圧要求の有無が判断される（ステップＳ１１）。すなわち、挟圧力制御により設定されている無段変速機１の現在の挟圧力に対して増圧要求があるのかもしくは減圧要求があるのかが判断される。挟圧力の増圧要求がないことにより、このステップＳ１１で否定的に判断された場合は、挟圧力の減圧要求があると判断されて、ステップＳ１２へ進み、アップシフト要求の有無が判断される。すなわち、変速比制御により設定されている無段変速機１の現在の変速比に対して低下要求があるのかもしくは増大要求があるのかが判断される。
(First control example)
FIG. 1 is a flowchart for explaining a first control example by the hydraulic control apparatus of the present invention. The routine shown in this flowchart is repeatedly executed every predetermined short time. In the flowchart of FIG. 1, first, it is determined whether or not there is a request to increase the clamping pressure (step S11). That is, it is determined whether there is a pressure increase request or a pressure reduction request for the current clamping pressure of the continuously
アップシフト要求がないことにより、このステップＳ１２で否定的に判断された場合は、変速比の増大要求すなわちダウンシフト要求があると判断されて、ステップＳ１３へ進み、挟圧力の減圧要求とダウンシフト要求とがあった場合の挟圧力制御が実行される。具体的には、先ず、このダウンシフト要求による変速比制御を実行する際に供給側制御弁２３で圧油の流動が生じる場合の流量（変速流量）が推定される。そして、その推定された変速流量に基づいて、供給側制御弁２３の開閉状態を制御することにより油圧アクチュエータ６に作用させる油圧が補正される。
If a negative determination is made in step S12 due to the absence of an upshift request, it is determined that there is a gear ratio increase request, that is, a downshift request, and the process proceeds to step S13, where the clamping pressure reduction request and the downshift are requested. The clamping pressure control when there is a request is executed. Specifically, first, a flow rate (shift flow rate) when pressure oil flows in the supply-
より具体的には、この場合の挟圧力の減圧要求に対応するために、排出側制御弁２５の開閉状態を制御するための電流（挟圧用電流）がその排出側制御弁２５に通電される。そして、この場合のダウンシフト要求に対応するための変速比制御を実行した際に供給側制御弁２３で発生する変速流量が推定され、その変速流量が発生することにより圧力降下する供給側制御弁２３の油圧を補填するように、供給側制御弁２３の開閉状態を制御するための電流（変速流量補正用電流）がその供給側制御弁２３に通電される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。
More specifically, a current for controlling the open / close state of the discharge-side control valve 25 (a current for pinching) is supplied to the discharge-
これに対して、前述のステップＳ１２で、アップシフト要求があることにより肯定的に判断された場合には、変速比の低下要求があると判断されて、ステップＳ１４へ進み、挟圧力の減圧要求とアップシフト要求とがあった場合の挟圧力制御が実行される。具体的には、先ず、このアップシフト要求による変速比制御を実行する際に排出側制御弁２５で圧油の流動が生じる場合の流量（変速流量）が推定される。そして、その推定された変速流量に基づいて、排出側制御弁２５の開閉状態を制御することにより油圧アクチュエータ６に作用させる油圧が補正される。
On the other hand, if it is determined affirmatively in step S12 that there is an upshift request, it is determined that there is a gear ratio reduction request, and the process proceeds to step S14 to request a reduction in the clamping pressure. And clamping pressure control when there is an upshift request. Specifically, first, the flow rate (shift flow rate) when pressure oil flows in the discharge-
より具体的には、この場合の挟圧力の減圧要求に対応するために、排出側制御弁２５の開閉状態を制御するための電流（挟圧用電流）がその排出側制御弁２５に通電される。そして、この場合のアップシフト要求に対応するための変速比制御を実行した際に排出側制御弁２５で発生する変速流量が推定され、その変速流量が発生することにより圧力降下する排出側制御弁２５の油圧を補填するように、排出側制御弁２５の開閉状態を制御するための電流（変速流量補正用電流）がその排出側制御弁２５に通電される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。
More specifically, a current for controlling the open / close state of the discharge-side control valve 25 (a current for pinching) is supplied to the discharge-
一方、前述のステップＳ１１で、挟圧力の増圧要求があることにより肯定的に判断された場合には、ステップＳ１５へ進み、ダウンシフト要求の有無が判断される。すなわち、変速比制御により設定されている無段変速機１の現在の変速比に対して増大要求があるのかもしくは低下要求があるのかが判断される。
On the other hand, if it is determined affirmatively in step S11 described above that there is a request to increase the clamping pressure, the process proceeds to step S15, and it is determined whether there is a downshift request. That is, it is determined whether there is an increase request or a decrease request for the current speed ratio of the continuously
ダウンシフト要求がないことにより、このステップＳ１５で否定的に判断された場合は、変速比の低下要求すなわちアップシフト要求があると判断されて、ステップＳ１６へ進み、挟圧力の増圧要求とアップシフト要求とがあった場合の挟圧力制御が実行される。具体的には、先ず、このアップシフト要求による変速比制御を実行する際に排出側制御弁２５で圧油の流動が生じる場合の流量（変速流量）が推定される。そして、その推定された変速流量に基づいて、排出側制御弁２５の開閉状態を制御することにより油圧アクチュエータ６に作用させる油圧が補正される。
If a negative determination is made in step S15 due to the absence of a downshift request, it is determined that there is a gear ratio reduction request, that is, an upshift request, and the process proceeds to step S16 to increase the clamping pressure increase request and increase. The clamping pressure control when there is a shift request is executed. Specifically, first, the flow rate (shift flow rate) when pressure oil flows in the discharge-
より具体的には、この場合の挟圧力の増圧要求に対応するために、供給側制御弁２３の開閉状態を制御するための電流（挟圧用電流）がその供給側制御弁２３に通電される。そして、この場合のアップシフト要求に対応するための変速比制御を実行した際に排出側制御弁２５で発生する変速流量が推定され、その変速流量が発生することにより圧力降下する排出側制御弁２５の油圧を補填するように、排出側制御弁２５の開閉状態を制御するための電流（変速流量補正用電流）がその排出側制御弁２５に通電される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。
More specifically, a current for controlling the open / close state of the supply-side control valve 23 (clamping current) is supplied to the supply-
これに対して、前述のステップＳ１５で、ダウンシフト要求があることにより肯定的に判断された場合には、変速比の増大要求があると判断されて、ステップＳ１７へ進み、挟圧力の増圧要求とダウンシフト要求とがあった場合の挟圧力制御が実行される。具体的には、先ず、このダウンシフト要求による変速比制御を実行する際に供給側制御弁２３で圧油の流動が生じる場合の流量（変速流量）が推定される。そして、その推定された変速流量に基づいて、供給側制御弁２３の開閉状態を制御することにより油圧アクチュエータ６に作用させる油圧が補正される。
On the other hand, if it is determined affirmatively in step S15 that there is a downshift request, it is determined that there is a request to increase the gear ratio, and the process proceeds to step S17 to increase the clamping pressure. The clamping pressure control when there is a request and a downshift request is executed. Specifically, first, a flow rate (shift flow rate) when pressure oil flows in the supply-
より具体的には、この場合の挟圧力の増圧要求に対応するために、供給側制御弁２３の開閉状態を制御するための電流（挟圧用電流）がその供給側制御弁２３に通電される。そして、この場合のダウンシフト要求に対応するための変速比制御を実行した際に供給側制御弁２３で発生する変速流量が推定され、その変速流量が発生することにより圧力降下する供給側制御弁２３の油圧を補填するように、供給側制御弁２３の開閉状態を制御するための電流（変速流量補正用電流）がその供給側制御弁２３に通電される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。
More specifically, a current for controlling the open / close state of the supply-side control valve 23 (clamping current) is supplied to the supply-
このように、この発明の油圧制御装置における第１の制御例によれば、変速比制御を実行する際に挟圧力制御に関与する供給側制御弁２３もしくは排出側制御弁２５で変速流量が発生し、それら制御弁２３，２５のオーバーライド特性から、不可避的に油圧の低下が生じる場合には、その変速流量が推定され、その推定された変速流量に基づいて油圧の低下分が補正されて挟圧力制御が実行される。そのため、例えばキックダウン変速が行われて挟圧力制御部で油圧低下が生じる可能性がある場合であっても、挟圧力が不足してしまう事態を回避して、無段変速機１における変速比制御および挟圧力制御を適切に実行することができる。
Thus, according to the first control example of the hydraulic control apparatus of the present invention, a shift flow rate is generated by the supply-
（第２の制御例）
図２は、この発明の油圧制御装置による第２の制御例を説明するためのブロック図である。この第２の制御例は、前述の第１の制御例における変速流量発生時の油圧補正に関する制御を、より精度良く行うようにした制御例である。図２に示すように、この第２の制御例における無段変速機１の挟圧力制御は、入力トルクと変速比とから設定される目標挟圧力に基づいて無段変速機１の挟圧力をフィードフォワード制御する「圧力フィードフォワード制御」と、変速流量発生時の油圧補正値に基づいて無段変速機１の挟圧力をフィードフォワード制御する「変速流量補正制御」と、前記の目標挟圧力と実際の挟圧力との偏差に基づいて無段変速機１の挟圧力をフィードバック制御する「圧力フィードバック制御」との、３つの制御体系が統合されて行われる。
(Second control example)
FIG. 2 is a block diagram for explaining a second control example by the hydraulic control apparatus of the present invention. The second control example is a control example in which the control related to the hydraulic pressure correction at the time of the shift flow rate generation in the first control example is performed with higher accuracy. As shown in FIG. 2, the clamping pressure control of the continuously
この図２に示す例は、例えばキックダウン変速が行われた場合のように、挟圧力の増圧要求がありかつダウンシフトの要求があった場合の制御例である。図２において、「圧力フィードフォワード制御」は、無段変速機１の入力トルクと変速比とから設定される目標挟圧力Ｐtgtが入力され、その目標挟圧力Ｐtgtと、油圧供給源すなわちこの具体例ではアキュムレータ１４の吐出圧Ｐaccとから、目標オリフィス前後差圧ΔＰ（ΔＰ＝Ｐtgt−Ｐacc）と、その目標オリフィス前後差圧ΔＰを実現するために供給側制御弁２３へ通電する開弁電流Ｉaplとが算出される。そしてこの開弁電流Ｉaplが、増圧弁電流として供給側制御弁２３に供給されることにより、無段変速機１の挟圧力Ｐactが設定される。すなわち、挟圧力制御がフィードフォワード制御により実行される。
The example shown in FIG. 2 is a control example when there is a request for increasing the clamping pressure and there is a request for downshifting, for example, when a kickdown shift is performed. In FIG. 2, “pressure feedforward control” is input with a target clamping pressure Ptgt set based on the input torque and the gear ratio of the continuously
また、「変速流量補正制御」は、挟圧力制御の実行時に変速比制御が実行されることにより供給側制御弁２３で圧油の流動が生じる場合の流量が変速流量Ｑshiftとして推定されて入力され、その変速流量Ｑshiftの値を基に、変速流量補正電流Ｉshiftが算出される。そしてこの変速流量補正電流Ｉshiftが、増圧弁電流として供給側制御弁２３に供給されることにより、無段変速機１の挟圧力Ｐactが補正されて設定される。すなわち、推定された変速流量Ｑshiftによる挟圧力の補正制御がフィードフォワード制御により実行される。
In addition, the “transmission flow rate correction control” is input by estimating the shift flow rate Qshift as the flow rate when pressure oil flow occurs in the supply-
上記の「変速流量補正制御」における変速流量Ｑshiftおよび変速流量補正電流Ｉshiftの算出手順を、図３のフローチャートチャートを参照して具体的に説明する。先ず、変速流量Ｑshiftが発生するか否かが判断される（ステップＳ２１）。すなわち、前述したように、挟圧力制御の実行時に変速比制御が実行されることにより供給側制御弁２３で圧油の流動が生じるか否かが判断される。
A procedure for calculating the shift flow rate Qshift and the shift flow rate correction current Ishift in the above-described “shift flow rate correction control” will be specifically described with reference to the flowchart of FIG. First, it is determined whether or not a shift flow rate Qshift is generated (step S21). That is, as described above, it is determined whether or not the flow of pressure oil occurs in the supply
変速流量Ｑshiftが発生しないことにより、このステップＳ２１で否定的に判断された場合は、その変速流量Ｑshiftによる補正制御を行う必要はないので、以降の制御は実行することなく、このルーチンを一旦終了する。これに対して、変速流量Ｑshiftが発生する、すなわち挟圧力制御の実行時に変速比制御が実行されることにより供給側制御弁２３で圧油の流動が生じることにより、ステップＳ２１で肯定的に判断された場合には、変速流量Ｑshiftが推定して算出されるとともに、ステップＳ２２へ進み、必要ばねストロークＸshiftが算出される。
If the shift flow rate Qshift is not generated and the determination is negative in this step S21, it is not necessary to perform correction control by the shift flow rate Qshift, so this routine is temporarily terminated without executing the subsequent control. To do. On the other hand, when the transmission flow rate Qshift is generated, that is, when the transmission ratio control is executed when the clamping pressure control is executed, the flow of the pressure oil is generated in the supply
変速流量Ｑshiftは、図４に示すように供給側制御弁２３のオリフィス部における必要流路面積をＳxとし、オリフィス前後差を圧ΔＰ、オリフィス部の流量係数をｃ、オイルの密度をρとすると、次の（１）式により算出することができる。
As shown in FIG. 4, the shift flow rate Qshift has a required flow passage area in the orifice portion of the supply-
ここで、上記の必要流路面積をＳxは、必要ばねストロークＸshiftの関数として表され、図４に示すように供給側制御弁２３のオリフィス部におけるシート面１０２ａのシート角をθ、ポペット１０１のボール面（シート面１０２ａと当接する球面）の半径をｒとし、必要ばねストロークをＸshiftとすると、次の（２）式により必要流路面積をＳxを算出することができる。
Here, the required flow area Sx is expressed as a function of the required spring stroke Xshift. As shown in FIG. 4, the seat angle of the
そして、必要ばねストロークＸshiftは、上記の（１）式，（２）式から、次の（３）式により算出することができる。 The necessary spring stroke Xshift can be calculated from the above formulas (1) and (2) by the following formula (3).
変速流量Ｑshiftおよび必要ばねストロークＸshiftが算出されると、続いて、必要吸引力Ｆshiftおよび変速流量補正電流値（必要電流値）Ｉshiftが算出される（ステップＳ２３，Ｓ２４）。必要吸引力Ｆshiftとは、供給側制御弁２３のポペット１０１を上記の必要ばねストロークＸshiftの長さ分だけスプリング１０４に対向して移動させるために必要な電磁コイル１０５の電磁吸引力のことであり、スプリング１０４のばね定数をＫspとすると、次の（４）式により算出することができる。
After the shift flow rate Qshift and the required spring stroke Xshift are calculated, the required suction force Fshift and the shift flow rate correction current value (required current value) Ishift are calculated (steps S23 and S24). The required attraction force Fshift is the electromagnetic attraction force of the
変速流量補正電流値（必要電流値）Ｉshiftは、上記の必要吸引力Ｆshiftを電磁コイル１０５で発生させるために必要な電流値であり、電磁コイル１０５の特性値などにより決まる係数をαとすると、次の（５）式により算出することができる。
The shift flow rate correction current value (required current value) Ishift is a current value necessary for generating the above-described required attractive force Fshift by the
なお、上記の変速流量補正電流値（必要電流値）Ｉshiftは、例えば図５に示すような、オリフィス前後差圧ΔＰと変速流量Ｑshiftと変速流量補正電流値（必要電流値）Ｉshiftとの関係を基に予め定めたマップから求めることもできる。 Note that the shift flow rate correction current value (required current value) Ishift has the relationship between the orifice front-rear differential pressure ΔP, the shift flow rate Qshift, and the shift flow rate correction current value (required current value) Ishift, for example, as shown in FIG. It can also be determined from a predetermined map.
上記のようにして必要吸引力Ｆshiftおよび変速流量補正電流値（必要電流値）Ｉshiftが算出されると、無段変速機１に対するダウンシフト要求の有無が判断される（ステップＳ２５）。すなわち、変速比制御により設定されている無段変速機１の現在の変速比に対して増大要求があるのかもしくは低下要求があるのかが判断される。
When the required suction force Fshift and the shift flow rate correction current value (required current value) Ishift are calculated as described above, it is determined whether or not there is a downshift request for the continuously variable transmission 1 (step S25). That is, it is determined whether there is an increase request or a decrease request for the current speed ratio of the continuously
ダウンシフト要求があることにより、このステップＳ２５で肯定的に判断された場合は、ステップＳ２６へ進み、供給側制御弁２３に対して変速流量補正電流値（必要電流値）Ｉshiftの電流が通電される。すなわち、変速流量Ｑshiftに基づいて補正された挟圧力制御が実行される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。
If the determination in step S25 is affirmative due to the downshift request, the process proceeds to step S26, where the current of the shift flow rate correction current value (required current value) Ishift is supplied to the supply
これに対して、ダウンシフト要求がないことにより、ステップＳ２５で否定的に判断された場合には、変速比の低下要求すなわちアップシフト要求があると判断されて、ステップＳ２７へ進み、排出側制御弁２５に対して変速流量補正電流値（必要電流値）Ｉshiftの電流が通電される。すなわち、変速流量Ｑshiftに基づいて補正された挟圧力制御が実行される。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。
On the other hand, if a negative determination is made in step S25 due to the absence of a downshift request, it is determined that there is a gear ratio reduction request, that is, an upshift request, and the process proceeds to step S27, where the discharge side control is performed. A current of a shift flow rate correction current value (required current value) Ishift is supplied to the
このように、この発明の油圧制御装置における第２の制御例によれば、無段変速機１の挟圧力制御を実行する場合、「圧力フィードフォワード制御」と「圧力補正制御」と「圧力フィードバック制御」との３つの制御が統合されて実行される。したがって、「圧力フィードフォワード制御」により、例えば油圧アクチュエータ６の油圧応答遅れ等に起因する制御遅れに対応した挟圧力制御を行うことができる。また、「圧力補正制御」により、例えばキックダウン変速が行われた場合のように、挟圧力制御の実行中に変速比制御が実行されることによって、供給側制御弁２３もしくは排出側制御弁２５に流量が発生し、その結果不可避的に生じる挟圧力制御部の油圧降下を補正した挟圧力制御を行うことができる。そして、「圧力フィードバック制御」により、上記の「圧力フィードフォワード制御」および「圧力補正制御」でそれぞれ生じる誤差を修正した挟圧力制御を行うことができる。そのため、挟圧力制御を精度良くかつ適正に実行することができる。
Thus, according to the second control example of the hydraulic control device of the present invention, when the clamping pressure control of the continuously
（第３の制御例）
図６は、この発明の油圧制御装置による第３の制御例を説明するためのフローチャートであって、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。この第３の制御例は、前述の第１の制御例、あるいは第２の制御例において推定される変速流量を必要に応じて補正して、挟圧力制御を適正に行うようにした制御例である。
(Third control example)
FIG. 6 is a flowchart for explaining a third control example by the hydraulic control apparatus of the present invention, and the routine shown in this flowchart is repeatedly executed every predetermined short time. The third control example is a control example in which the shift flow rate estimated in the first control example or the second control example is corrected as necessary so that the clamping pressure control is appropriately performed. is there.
図６のフローチャートにおいて、先ず、無段変速機１の変速比制御におけるフィードバック制御が実行中であるか否かが判断される（ステップＳ３１）。変速比制御は、例えば車速と要求駆動力とに基づいて設定される目標変速比と、実際の変速比（実変速比）との偏差に基づくフィードバック制御によって実行される。したがってこのステップＳ３１では、変速比制御のフィードバック制御が実行中であるか否かについて判断される。
In the flowchart of FIG. 6, it is first determined whether or not feedback control in the gear ratio control of the continuously
変速比制御におけるフィードバック制御が実行中でないことにより、このステップＳ３１で否定的に判断された場合は、以降の制御を行うことなく、このルーチンを一旦終了する。これに対して、変速比制御におけるフィードバック制御が実行中であることにより、ステップＳ３１で肯定的に判断された場合には、ステップＳ３２へ進み、変速流量の補正が必要であるか否かが判断される。この変速流量は、前述の第１の制御例あるいは第２の制御例での圧力補正制御において推定される変速流量のことであり、挟圧力制御の実行時に変速比制御が実行されることにより供給側制御弁２３で圧油の流動が生じる場合の流量である。
If the feedback control in the gear ratio control is not being executed and if a negative determination is made in step S31, this routine is temporarily terminated without performing the subsequent control. On the other hand, if the feedback control in the gear ratio control is being executed and if a positive determination is made in step S31, the process proceeds to step S32 to determine whether or not the shift flow rate needs to be corrected. Is done. This speed change flow rate is the speed change flow rate estimated in the pressure correction control in the first control example or the second control example described above, and is supplied by executing the speed ratio control when the clamping pressure control is executed. This is the flow rate when pressure oil flows in the
したがって、変速比制御による変速比の変化予測に対応させて変速流量を推定することにより、その変速流量を精度良く求めることができる。しかしながら、前述したように無段変速機１における変速比制御はフィードバック制御により実行されるので、実変速比の変化から変速流量を推定するのは困難であった。そのため、この第３の制御例では、例えば急速なあるいは大きな変速比制御が実行された場合などのように、変速流量を補正する必要がある場合には、後述するように変速比制御のフィードバック制御量に応じて変速流量が補正される。
Therefore, the shift flow rate can be accurately obtained by estimating the shift flow rate in correspondence with the change prediction of the gear ratio by the gear ratio control. However, as described above, since the gear ratio control in the continuously
変速流量の補正が必要でないことにより、このステップＳ３２で否定的に判断された場合は、以降の制御を行うことなく、このルーチンを一旦終了する。これに対して、変速流量の補正が必要なことにより、ステップＳ３２で肯定的に判断された場合には、ステップＳ３３へ進み、シーブ位置偏差が算出される。シーブ位置偏差とは、無段変速機１の従動プーリ３における可動シーブの移動量のことであり、従動プーリ３の軸方向における、現在の可動シーブの位置と所定時間前の可動シーブの位置との偏差として求めることができる。
If it is determined negative in this step S32 because the shift flow rate is not corrected, this routine is temporarily terminated without performing the subsequent control. On the other hand, if a positive determination is made in step S32 because the shift flow rate needs to be corrected, the process proceeds to step S33, and the sheave position deviation is calculated. The sheave position deviation is the amount of movement of the movable sheave in the driven pulley 3 of the continuously
次いで、必要オイル量が算出される（ステップＳ３４）。従動プーリ３の軸方向における可動シーブの位置は変速比に対応しているため、上記のステップＳ３３で求めたシーブ位置偏差すなわち可動シーブの移動量と、従動プーリ３の可動シーブの受圧面積とを乗算することにより、前記の所定時間前から現在までの間に従動プーリ３の可動シーブが移動するのに要するオイルの容量が求められる。 Next, the required oil amount is calculated (step S34). Since the position of the movable sheave in the axial direction of the driven pulley 3 corresponds to the gear ratio, the sheave position deviation obtained in step S33, that is, the amount of movement of the movable sheave, and the pressure receiving area of the movable sheave of the driven pulley 3 are as follows. By multiplying, the amount of oil required for the movable sheave of the driven pulley 3 to move from the predetermined time before to the present is obtained.
必要オイル量が求められると、その必要オイル量を基に変速流量（ベース変速流量）が推定され（ステップＳ３５）、そのベース変速流量に、変速比制御のフィードバック制御量に基づく補正分が加算される（ステップＳ３６）。この補正分は、変速比制御のフィードバック制御量に応じて設定されるものであり、例えば、フィードバック制御量が大きいほど補正分も大きな値が設定される。また、この補正分は、フィードバック制御量を基に演算により求めることができ、あるいはフィードバック制御量との関係に基づいて予め定めたマップから求めることもできる。 When the required oil amount is obtained, a shift flow rate (base shift flow rate) is estimated based on the required oil amount (step S35), and a correction amount based on the feedback control amount of the gear ratio control is added to the base shift flow rate. (Step S36). This correction amount is set according to the feedback control amount of the gear ratio control. For example, the larger the feedback control amount, the larger the correction amount is set. Further, the correction amount can be obtained by calculation based on the feedback control amount, or can be obtained from a predetermined map based on the relationship with the feedback control amount.
そして、上記のようにベース変速流量に変速比制御のフィードバック制御量に基づいて設定された補正分を加算することにより、変速補正流量が決定され（ステップＳ３７）、そしてその後、このルーチンを一旦終了する。 Then, the shift correction flow rate is determined by adding the correction amount set based on the feedback control amount of the gear ratio control to the base shift flow rate as described above (step S37), and thereafter, this routine is temporarily terminated. To do.
このように、この発明の油圧制御装置における第３の制御例によれば、無段変速機１の変速比制御が実行されることにより供給側制御弁２３もしくは排出側制御弁２５で圧油の流動が生じる場合に推定される変速流量が、変速比制御のフィードバック制御を実行する際のフィードバック制御量に基づいて補正される。そのため、フィードバック制御の影響による補正タイミングの遅れを回避して、変速比制御の実行時に供給側制御弁２３もしくは排出側制御弁２５で発生する変速流量の推定値を適切に補正することができる。その結果、適正な変速流量に基づいて補正された挟圧力制御を実行することができ、したがってその挟圧力制御を精度良くかつ適正に実行することができる。
As described above, according to the third control example of the hydraulic control device of the present invention, when the transmission ratio control of the continuously
（第４の制御例）
図７は、この発明の油圧制御装置による第４の制御例を説明するためのフローチャートであって、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。この第４の制御例は、前述の第３の制御例における変速流量の補正制御の精度をより向上させて、挟圧力制御を適正に行うようにした制御例である。
(Fourth control example)
FIG. 7 is a flowchart for explaining a fourth control example by the hydraulic control apparatus of the present invention, and the routine shown in this flowchart is repeatedly executed every predetermined short time. The fourth control example is a control example in which the accuracy of the shift flow rate correction control in the third control example described above is further improved so that the clamping pressure control is appropriately performed.
図７のフローチャートにおいて、先ず、無段変速機１の変速比制御におけるフィードバック制御が実行中であるか否かが判断される（ステップＳ４１）。変速比制御におけるフィードバック制御が実行中でないことにより、このステップＳ４１で否定的に判断された場合は、以降の制御を行うことなく、このルーチンを一旦終了する。これに対して、変速比制御におけるフィードバック制御が実行中であることにより、ステップＳ４１で肯定的に判断された場合には、ステップＳ４２へ進み、目標変速流量が算出される。この目標変速流量は、変速比制御のフィードバック制御において、目標変速比を実現する際に必要となる圧油の流量のことであり、変速比制御におけるフィードバック制御の制御内容に基づいて求めることができる。
In the flowchart of FIG. 7, first, it is determined whether or not feedback control in the gear ratio control of the continuously
次いで、目標変速流量が「レベル１」以下であるか否かが判断される（ステップＳ４３）。これは、例えば、図８に示すような各制御弁２３，２５のオーバーライド特性を基に領域分けしたマップから判断することができる。前述したように、ポペット弁により構成される各制御弁２３，２５は、図８に示すようなオーバーライド特性があり、通過する圧油の流量が大きくなるほど、油圧の低下量（圧力低下代）が大きくなる。その特性に着目して、この第４の制御例では、各制御弁２３，２５に流量が生じた場合の油圧低下が実際に挟圧力制御に与える影響の度合いに応じて、レベル１〜３の３段階に領域分けを行い、そのレベルに応じて適切な変速流量の補正制御を実行するようになっている。
Next, it is determined whether or not the target shift flow rate is “
すなわち、油圧低下量が相対的に小さく、変速流量を補正しなくとも問題ないと判断される領域が「レベル１」とされ、油圧低下量が中程度であり、変速流量を補正する必要があると判断される領域が「レベル２」とされ、油圧低下量が相対的に大きく、変速流量を補正しただけでは適正な挟圧力制御を実行できないと判断される領域が「レベル３」として設定されている。なお、この具体例では、３段階に領域分けした例を示しているが、この領域訳の数は、３段階よりも多くてもよく、あるいは３段階よりも少なくてもよい。
That is, an area where the hydraulic pressure decrease amount is relatively small and it is determined that there is no problem even if the shift flow rate is not corrected is “
目標変速流量が「レベル１」以下であることにより、このステップＳ４３で肯定的に判断された場合は、ステップＳ４４へ進み、変速流量の補正を行わない処置がとられる。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。この変速流量の補正を行わない場合は、その変速流量が発生することによる油圧低下が若干生じることになるが、この「レベル１」であればその油圧低下は許容できる範囲内である。
If the target shift flow rate is “
一方、目標変速流量が「レベル１」よりも大きいことにより、ステップＳ４３で否定的に判断された場合には、ステップＳ４５へ進み、目標変速流量が「レベル２」以下であるか否かが判断される。目標変速流量が「レベル２」以下であることにより、このステップＳ４５で肯定的に判断された場合は、ステップＳ４６へ進み、変速流量の補正が行われる。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。この変速流量の補正は、例えば、前述の第３の制御例における変速流量の補正制御により行うことができる。
On the other hand, if the target shift flow rate is greater than “
これに対して、目標変速流量が「レベル２」よりも大きいことにより、ステップＳ４５で否定的に判断された場合は、目標変速流量が「レベル３」であると判断されて、ステップＳ４５へ進み、挟圧力の不足を生じさせないために、変速流量の大きさに応じて目標挟圧力が増大させられる。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。 On the other hand, if the target shift flow rate is greater than “level 2” and the determination is negative in step S45, the target shift flow rate is determined to be “level 3” and the process proceeds to step S45. In order not to cause a shortage of the clamping pressure, the target clamping pressure is increased in accordance with the magnitude of the shift flow rate. Thereafter, this routine is once terminated.
このように、この発明の油圧制御装置における第４の制御例によれば、無段変速機１の変速比制御を実行する際の目標変速流量の大きさに応じて、変速比制御が実行されることにより供給側制御弁２３もしくは排出側制御弁２５で圧油の流動が生じる場合に推定される変速流量がそのまま適用されて挟圧力制御における油圧低下分が補正されるか、もしくは、その変速流量を補正したものが適用されて挟圧力制御における油圧低下分が補正されるか、もしくは、その変速流量に基づく補正ではなく目標変速流量に応じて挟圧力制御における目標挟圧力が増大補正されるかが適宜選択される。そのため、変速流量の推定誤差による影響を低減し、挟圧力制御を精度良くかつ適正に実行することができる。
As described above, according to the fourth control example of the hydraulic control device of the present invention, the gear ratio control is executed according to the magnitude of the target gear shift flow rate when the gear ratio control of the continuously
（第５の制御例）
図９は、この発明の油圧制御装置による第５の制御例を説明するためのフローチャートであって、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。この第５の制御例は、前述の第３の制御例における変速流量の補正制御の精度をより向上させて、挟圧力制御を適正に行うようにした制御例である。
(Fifth control example)
FIG. 9 is a flowchart for explaining a fifth control example by the hydraulic control apparatus of the present invention. The routine shown in this flowchart is repeatedly executed every predetermined short time. The fifth control example is a control example in which the accuracy of the shift flow rate correction control in the third control example described above is further improved so that the clamping pressure control is appropriately performed.
図９のフローチャートにおいて、先ず、無段変速機１の変速比制御におけるフィードバック制御およびフィードフォワード制御が共に実行中であるか否かが判断される（ステップＳ５１）。変速比制御におけるフィードバック制御およびフィードフォワード制御が共に実行中でないことにより、このステップＳ５１で否定的に判断された場合は、以降の制御を行うことなく、このルーチンを一旦終了する。
In the flowchart of FIG. 9, it is first determined whether or not both feedback control and feedforward control in the gear ratio control of the continuously
これに対して、変速比制御におけるフィードバック制御およびフィードフォワード制御が共に実行中であることにより、ステップＳ５１で肯定的に判断された場合には、ステップＳ５２へ進み、変速比モデルのシーブ位置偏差が算出される。変速比モデルのシーブ位置偏差とは、例えば図１０に示すように、変速比制御のフィードフォワード制御を実行する場合に基準となる変速比モデル（回転数モデル）、言い換えると、フィードフォワード制御により変速比制御を実行する際の予測変速比に基づいて算出した無段変速機１の従動プーリ３における可動シーブの移動量のことであり、従動プーリ３の軸方向における、フィードフォワード制御の１ルーチン先の可動シーブの予測位置と現在の可動シーブの位置との偏差として求めることができる。
On the other hand, if both the feedback control and the feedforward control in the gear ratio control are being executed, and if a positive determination is made in step S51, the process proceeds to step S52, and the sheave position deviation of the gear ratio model is increased. Calculated. The sheave position deviation of the gear ratio model is, for example, as shown in FIG. 10, a gear ratio model (rotation speed model) that becomes a reference when performing feed ratio control of the gear ratio control, in other words, shifting by feed forward control. This is the amount of movement of the movable sheave in the driven pulley 3 of the continuously
変速比制御のフィードフォワード制御では、図１０に示すように、従動プーリ２の実回転数（太実線）が、フィードフォワード制御における最終目標回転数（一点鎖線）および過渡時目標回転数（破線）に基づいて設定される回転数モデル（細実線）上を追従するように制御される。したがって、変速比制御のフィードフォワード制御における変速比モデルすなわち予測変速比に基づいてシーブ位置偏差を求め、後述するように、そのシーブ位置偏差を基に変速流量の推定値を補正することによって、より精度のよい挟圧力制御を実行できる。 In the feedforward control of the gear ratio control, as shown in FIG. 10, the actual rotational speed (thick solid line) of the driven pulley 2 is the final target rotational speed (dashed line) and the transient target rotational speed (broken line) in the feedforward control. Is controlled so as to follow the rotation speed model (thin solid line) set based on Therefore, by obtaining the sheave position deviation based on the gear ratio model in the feedforward control of the gear ratio control, that is, the predicted gear ratio, and correcting the estimated value of the shift flow rate based on the sheave position deviation, as will be described later, Accurate pinching pressure control can be executed.
変速比モデルのシーブ位置偏差が算出されると、必要オイル量が算出される（ステップＳ５３）。従動プーリ３の軸方向における可動シーブの位置は変速比に対応しているため、上記のステップＳ５２で求めたシーブ位置偏差すなわち可動シーブの移動量と、従動プーリ３の可動シーブの受圧面積とを乗算することにより、前記の現在からフィードフォワード制御の１ルーチン先までの間に従動プーリ３の可動シーブが移動するのに要するオイルの容量が求められる。 When the sheave position deviation of the gear ratio model is calculated, the required oil amount is calculated (step S53). Since the position of the movable sheave in the axial direction of the driven pulley 3 corresponds to the gear ratio, the sheave position deviation obtained in step S52, that is, the amount of movement of the movable sheave, and the pressure receiving area of the movable sheave of the driven pulley 3 are as follows. By multiplying, the amount of oil required for the movable sheave of the driven pulley 3 to move from the present to one routine ahead of the feedforward control is obtained.
そして、必要オイル量が求められると、その必要オイル量を基に、予測変速補正流量が算出される（ステップＳ５４）。具体的には、上記の変速比制御のフィードフォワード制御において、所定時点nにおける回転数モデルをNINTFF（ｎ）、所定時点nにおける過渡時目標回転数をNINT（ｎ）、なまし係数（すなわち時定数）をkninとすると、
NINTFF（ｉ＋１）＝NINTFF（ｉ）＋knin×（NINT（ｉ）−NINTFF（ｉ−１））
の関係があり、ここで、所定時点nにおける出力軸回転数をNOUT（ｎ）とすると、予測変速補正流量RATIOFFPREは、
RATIOFFPRE＝NINTFF（ｉ＋１）／NOUT（ｉ）
として算出することができる。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。
When the required oil amount is obtained, the predicted shift correction flow rate is calculated based on the required oil amount (step S54). Specifically, in the feed-forward control of the gear ratio control described above, the rotational speed model at a predetermined time point n is NINTFF (n) , the transient target rotational speed at the predetermined time point n is NINT (n) , and the smoothing coefficient (that is, the hour If the constant is knin,
NINTFF (i + 1) = NINTFF (i) + knin × (NINT (i) −NINTFF (i−1) )
Here, assuming that the output shaft rotation speed at a predetermined time point n is NOUT (n) , the predicted shift correction flow rate RATIOFFPRE is
RATIOFFPRE = NINTFF (i + 1) / NOUT (i)
Can be calculated as Thereafter, this routine is once terminated.
このように、この発明の油圧制御装置における第５の制御例によれば、無段変速機１の変速比制御が実行されることにより供給側制御弁２３もしくは排出側制御弁２５で圧油の流動が生じる場合に推定される流量が、変速比制御のフィードフォワード制御を実行する際の予測変速比、すなわち変速比制御のフィードフォワード制御を実行する場合に基準となる変速比モデルに基づいて補正される。そのため、変速比制御における将来的な変化も加味して、変速比制御の実行時に供給側制御弁２３もしくは排出側制御弁２５で発生する流量の推定値を精度良くかつ適切に補正することができる。
As described above, according to the fifth control example of the hydraulic control device of the present invention, when the transmission ratio control of the continuously
（第６の制御例）
図１１は、この発明の油圧制御装置による第６の制御例を説明するためのフローチャートであって、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。この第６の制御例は、オイルの温度変化や装置の個体差あるいは経年変化等を考慮し、前述した各制御例における変速流量の補正制御の精度をより向上させて、挟圧力制御を適正に行うようにした制御例である。
(Sixth control example)
FIG. 11 is a flowchart for explaining a sixth control example by the hydraulic control apparatus of the present invention, and the routine shown in this flowchart is repeatedly executed every predetermined short time. In this sixth control example, considering the oil temperature change, the individual difference of the device or the secular change, etc., the accuracy of the shift flow rate correction control in each control example described above is further improved, and the clamping pressure control is appropriately performed. This is an example of control performed.
図１１のフローチャートにおいて、先ず、無段変速機１の変速比制御におけるフィードバック制御およびフィードフォワード制御が共に実行中であるか否かが判断される（ステップＳ６１）。変速比制御におけるフィードバック制御およびフィードフォワード制御が共に実行中でないことにより、このステップＳ６１で否定的に判断された場合は、以降の制御を行うことなく、このルーチンを一旦終了する。
In the flowchart of FIG. 11, first, it is determined whether or not both feedback control and feedforward control in the gear ratio control of the continuously
これに対して、変速比制御におけるフィードバック制御およびフィードフォワード制御が共に実行中であることにより、ステップＳ６１で肯定的に判断された場合には、ステップＳ６２へ進み、変速流量補正項での圧力不足の回数が記録される。そして、その圧力不足の回数が、挟圧力制御に影響があると判断するために予め定めた所定回数以上であるか否かが判断される（ステップＳ６３）。 On the other hand, if both the feedback control and the feedforward control in the gear ratio control are being executed, and if a positive determination is made in step S61, the process proceeds to step S62, and the pressure is insufficient in the transmission flow rate correction term. The number of times is recorded. Then, it is determined whether or not the number of insufficient pressures is equal to or greater than a predetermined number in order to determine that the clamping pressure control is affected (step S63).
この発明で対象とする無段変速機１およびその油圧制御装置ＨＣＵは、例えばオイルの油温の変化、あるいは無段変速機１もしくは油圧制御装置ＨＣＵの油圧回路を構成している各部の個体差や経時変化の影響により、前述した各制御例において推定もしくは補正された変速流量によって挟圧力制御を実行した際に、その変速流量の推定もしくは補正が不十分であったために挟圧力制御の目標挟圧力に対して実挟圧力が不足する場合がある。そのため、この第６の制御例では、それら油温の変化や各部の個体差あるいは経時変化などを考慮して、変速流量の推定値もしくは補正値を更に補正するように制御される。なお、圧力不足であるか否かは、例えば、目標挟圧力に対する実挟圧力の不足分を予め定めた閾値と比較することにより判断することができる。
The continuously
すなわち、このステップＳ６３で、変速流量補正項での圧力不足の回数が所定回数を超えた場合に、油温の変化や各部の個体差あるいは経時変化による影響が無視できないと判断される。したがって、変速流量補正項での圧力不足の回数が未だ所定回数を超えないことにより、このステップＳ６３で否定的に判断された場合は、ステップＳ６２へ戻り、従前の制御が繰り返される。 That is, in step S63, when the number of pressure shortages in the shift flow rate correction term exceeds a predetermined number, it is determined that the influence of changes in oil temperature, individual differences in each part, or changes over time cannot be ignored. Therefore, if the number of pressure shortages in the shift flow rate correction term has not yet exceeded the predetermined number, and a negative determination is made in step S63, the process returns to step S62 and the previous control is repeated.
これに対して、変速流量補正項での圧力不足の回数が所定回数を超えたことにより、ステップＳ６３で肯定的に判断された場合には、ステップＳ６４へ進み、変速流量が補正される。具体的には、変速流量補正項に補正加算分αが加算される。この補正加算分αは、例えば変速比や温度などに応じて変化させることもでき、また、所定の閾値に到達するまで逐次、学習制御して設定することもできる。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。 On the other hand, if the number of pressure shortages in the shift flow rate correction term exceeds the predetermined number, and if a positive determination is made in step S63, the process proceeds to step S64, and the shift flow rate is corrected. Specifically, the correction addition amount α is added to the shift flow rate correction term. This correction addition amount α can be changed in accordance with, for example, the gear ratio, temperature, and the like, or can be set by learning control sequentially until a predetermined threshold value is reached. Thereafter, this routine is once terminated.
一方、図１２は、上述した第６の制御例における他の制御例を説明するためのフローチャートであって、このフローチャートで示されるルーチンは、所定の短時間毎に繰り返し実行される。図１１のフローチャートで示した制御例が、変速流量補正項での圧力不足の回数を検出して変速流量の補正制御に反映させているのに対して、この図１２のフローチャートで示す制御例は、変速流量補正項での圧力過剰の回数を検出して変速流量の補正制御に反映させるようにした例である。 On the other hand, FIG. 12 is a flowchart for explaining another control example in the above-described sixth control example, and the routine shown in this flowchart is repeatedly executed every predetermined short time. While the control example shown in the flowchart of FIG. 11 detects the number of pressure shortages in the shift flow rate correction term and reflects it in the correction control of the shift flow rate, the control example shown in the flowchart of FIG. This is an example in which the number of times of excessive pressure in the shift flow rate correction term is detected and reflected in the shift flow rate correction control.
図１２のフローチャートにおいて、先ず、無段変速機１の変速比制御におけるフィードバック制御およびフィードフォワード制御が共に実行中であるか否かが判断される（ステップＳ７１）。変速比制御におけるフィードバック制御およびフィードフォワード制御が共に実行中でないことにより、このステップＳ７１で否定的に判断された場合は、以降の制御を行うことなく、このルーチンを一旦終了する。
In the flowchart of FIG. 12, it is first determined whether or not both feedback control and feedforward control in the gear ratio control of the continuously
これに対して、変速比制御におけるフィードバック制御およびフィードフォワード制御が共に実行中であることにより、ステップＳ７１で肯定的に判断された場合には、ステップＳ７２へ進み、変速流量補正項での圧力過剰の回数が記録される。そして、その圧力過剰の回数が、挟圧力制御に影響があると判断するために予め定めた所定回数以上であるか否かが判断される（ステップＳ７３）。なお、圧力過剰であるか否かは、例えば、目標挟圧力に対する実挟圧力の過剰分を予め定めた閾値と比較することにより判断することができる。 On the other hand, if both the feedback control and the feedforward control in the gear ratio control are being executed, and if the determination in step S71 is affirmative, the process proceeds to step S72, and the excess pressure in the transmission flow rate correction term The number of times is recorded. Then, it is determined whether or not the number of times of excessive pressure is equal to or greater than a predetermined number in order to determine that the clamping pressure control is affected (step S73). Whether or not the pressure is excessive can be determined, for example, by comparing the excess of the actual clamping pressure with respect to the target clamping pressure with a predetermined threshold value.
すなわち、このステップＳ７３で、変速流量補正項での圧力過剰の回数が所定回数を超えた場合に、油温の変化や各部の個体差あるいは経時変化による影響が無視できないと判断される。したがって、変速流量補正項での圧力過剰の回数が未だ所定回数を超えないことにより、このステップＳ７３で否定的に判断された場合は、ステップＳ７２へ戻り、従前の制御が繰り返される。 That is, in step S73, when the number of times of excessive pressure in the shift flow rate correction term exceeds a predetermined number, it is determined that the influence of changes in oil temperature, individual differences in each part, or changes over time cannot be ignored. Accordingly, if the number of times of excessive pressure in the shift flow rate correction term has not yet exceeded the predetermined number, and if a negative determination is made in step S73, the process returns to step S72 and the previous control is repeated.
これに対して、変速流量補正項での圧力過剰の回数が所定回数を超えたことにより、ステップＳ７３で肯定的に判断された場合には、ステップＳ７４へ進み、変速流量が補正される。具体的には、変速流量補正項から補正減算分βが減算される。この補正減算分βは、例えば変速比や温度などに応じて変化させることもでき、また、所定の閾値に到達するまで逐次、学習制御して設定することもできる。そしてその後、このルーチンを一旦終了する。 On the other hand, if the number of times of excessive pressure in the shift flow rate correction term exceeds the predetermined number, and a positive determination is made in step S73, the process proceeds to step S74, and the shift flow rate is corrected. Specifically, the correction subtraction β is subtracted from the shift flow rate correction term. This correction subtraction β can be changed according to, for example, the gear ratio and temperature, or can be set by learning control sequentially until a predetermined threshold value is reached. Thereafter, this routine is once terminated.
このように、この発明の油圧制御装置における第６の制御例によれば、無段変速機１の変速比制御が実行されることにより供給側制御弁２３もしくは排出側制御弁２５で圧油の流動が生じる場合に推定される変速流量が、無段変速機１の挟圧力制御をフィードバック制御する際の目標挟圧力に対する実挟圧力の不足分もしくは過剰分に基づいて補正される。そのため、挟圧力制御をフィードバック制御する際のアンダーシュートやオーバーシュートを回避もしくは抑制して、適正な挟圧力制御を実行することができる。
As described above, according to the sixth control example of the hydraulic control device of the present invention, when the transmission ratio control of the continuously
１…ベルト式無段変速機、 ２…駆動プーリ（変速比制御側プーリ）、 ３…従動プーリ（挟圧力制御側プーリ）、 ４…ベルト、 ５…油圧アクチュエータ（変速比制御部）、 ６…油圧アクチュエータ（挟圧力制御部）、 １０…油圧ポンプ（油圧供給源）、 １４…アキュムレータ（油圧供給源）、 １７，２２…供給油路、 ２０，２４…排出油路、 １８…供給側制御弁（第１増圧制御弁；密閉増圧制御弁；ポペット弁）、 ２１…排出側制御弁（第１減圧制御弁；密閉減圧制御弁；ポペット弁）、 ２３…供給側制御弁（第２増圧制御弁；密閉増圧制御弁；ポペット弁）、 ２５…排出側制御弁（第２減圧制御弁；密閉減圧制御弁；ポペット弁）、 １０１…ポペット（弁体）、 １０２…弁座、 １０２ａ…シート面、 ＨＣＵ…油圧制御装置。
DESCRIPTION OF
Claims (6)
前記変速比制御を実行する際に前記第２増圧制御弁もしくは前記第２減圧制御弁で圧油の流動が生じる場合の流量を推定する変速流量推定手段と、
前記変速流量推定手段により推定された前記流量に基づいて、前記挟圧力制御を実行する際の前記第２増圧制御弁もしくは前記第２減圧制御弁の油圧を補正する挟圧力補正手段とを備え、
前記変速流量推定手段は、目標変速比と実変速比との偏差に基づいたフィードバック制御により前記変速比制御を実行する際のフィードバック制御量に基づいて前記流量を補正する手段を含むことを特徴とするベルト式無段変速機の油圧制御装置。 A transmission ratio control unit that is controlled when executing a transmission ratio control that sets a transmission ratio; a clamping pressure control unit that is controlled when performing a clamping pressure control that sets a clamping pressure of the pulley around which the belt is wound; A first pressure increase control valve that opens and closes the first supply oil passage by driving a valve body that is provided in a first supply oil passage that communicates the hydraulic pressure supply source and the transmission ratio control unit and is pressed against the valve seat; A first pressure-reducing control valve that opens and closes the first exhaust oil passage by driving a valve body that is provided in a first exhaust oil passage that communicates the transmission ratio control unit and the drain portion and is pressed against the valve seat; A second pressure increase control valve that opens and closes the second supply oil path by driving a valve body that is provided in a second supply oil path that communicates the hydraulic pressure supply source and the clamping pressure control unit and that is pressed against the valve seat. And the clamping pressure control unit and the drain part A second pressure reducing control valve that opens and closes the second drained oil passage by driving a valve body that is provided in a second drained oil passage that communicates with the valve seat and is pressed against the valve seat. In a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission that executes the transmission ratio control and the clamping pressure control by controlling the open / close state of each pressure reducing control valve,
Shift flow rate estimating means for estimating a flow rate when pressure oil flows in the second pressure-increasing control valve or the second pressure-reducing control valve when executing the gear ratio control;
Nipping pressure correction means for correcting the hydraulic pressure of the second pressure-increasing control valve or the second pressure-reducing control valve when the clamping pressure control is executed based on the flow rate estimated by the shift flow rate estimation means. Huh,
The shifting flow rate estimation means, wherein it to contain means for correcting the flow rate based on the feedback control amount when executing the speed ratio controlled by the feedback control based on the deviation between the target speed ratio and the actual speed ratio Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission.
前記変速比制御部は、前記変速比制御を実行する際に前記プーリの溝幅を変化させるように前記油圧を作用させるアクチュエータを含み、
前記挟圧力制御部は、前記挟圧力制御を実行する際に前記プーリの溝幅を変化させるように前記油圧を作用させるアクチュエータを含む
ことを特徴とする請求項１ないし５のいずれかに記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。 Before SL pressure increase control valves and pressure reducing control valve includes a poppet relative to the seat surface before Symbol valve seat the poppet valve for opening and closing the flow path by moving in the vertical direction,
The speed ratio control unit includes an actuator that applies the hydraulic pressure so as to change a groove width of the pulley when the speed ratio control is executed,
6. The actuator according to claim 1, wherein the clamping pressure control unit includes an actuator that applies the hydraulic pressure so as to change a groove width of the pulley when the clamping pressure control is executed . Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission.
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