JP6176726B2 - Hydraulic control device - Google Patents
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Description
本発明は、副変速機を有する車両用無段変速機において、副変速機用の入力クラッチと、無段変速機用の入力クラッチが同時に係合する状態（インターロック状態）を防止する油圧制御装置に関する。 The present invention relates to a hydraulic control for preventing a state in which an input clutch for a sub-transmission and an input clutch for a continuously-variable transmission are simultaneously engaged (interlock state) in a vehicle continuously variable transmission having a sub-transmission. Relates to the device.
車両用無段変速機には、有効径が可変の入力側プーリと出力側プーリに無端ベルトが掛け渡されて、両プーリの有効径（巻き掛け径）を変化させることで両プーリ間の回転速度比を連続的に変化させ、無段階に変速比を可変させ得るベルト式無段変速機構を備えたものや、入力側と出力側の２枚のディスクを平行に配置し、その間に複数のパワーローラー（コマ）が配設されて、パワーローラーの傾斜角を変化させ、それに応じて入力側と出力側のディスクの回転速度比を連続的に変化させ、無段階に変速比を可変させ得るトロイダル式無段変速機構を備えたもの等がある。 In a continuously variable transmission for a vehicle, an endless belt is stretched between an input pulley and an output pulley with variable effective diameters, and the effective diameter (wrapping diameter) of both pulleys is changed to rotate between both pulleys. A belt-type continuously variable transmission mechanism that can continuously change the speed ratio and continuously change the speed ratio, or two disks on the input side and the output side are arranged in parallel, A power roller (frame) is arranged to change the tilt angle of the power roller, and continuously change the rotational speed ratio of the input and output disks accordingly, allowing the gear ratio to be varied steplessly. Some have a toroidal-type continuously variable transmission mechanism.
上記したような無段変速機は、エンジンを高効率回転領域で連続して運転させつつ、車両を低速走行状態から高速走行状態へ移行させることが可能であり、市街地で停車と発進・加速を繰り返すような走行モードでは、遊星ギヤを用いた有段変速機よりも燃費がよく、変速時のショックもないため快適な走行を提供し得る点で有利である。 The continuously variable transmission as described above is capable of shifting the vehicle from the low-speed running state to the high-speed running state while continuously operating the engine in the high-efficiency rotation region, and stopping, starting and accelerating in the urban area. The repeated driving mode is advantageous in that it can provide a comfortable driving because the fuel consumption is better than the stepped transmission using the planetary gear and there is no shock at the time of shifting.
しかしながら、入力側から出力側へ動力を伝えるベルトやパワーローラーと、プーリやディスクとが相対的にスリップしてしまい、部品が損傷することを防止するため、常時プーリやディスクを押すために使用している油圧を、高速走行時には特に高くする必要がある。 However, the belt or power roller that transmits power from the input side to the output side and the pulley or disk slip relative to each other, preventing damage to the parts. It is necessary to increase the hydraulic pressure, especially when traveling at high speed.
上記のプーリやディスクを押すために使用する油圧は、無段変速機に備える油圧ポンプで発生させる。油圧ポンプの動力源はエンジンであり、高い油圧を発生させるためには油圧ポンプの駆動に大きな動力が必要となり、相対的に車両の走行に使用できるエンジン出力が減少するため、特に高速走行時には燃費向上の妨げとなる。 The hydraulic pressure used to push the pulleys and discs is generated by a hydraulic pump provided in the continuously variable transmission. The power source of the hydraulic pump is the engine, and in order to generate high oil pressure, a large amount of power is required to drive the hydraulic pump, and the engine output that can be used for driving the vehicle is relatively reduced. Impedes improvement.
上記の問題を解消する手段として、無段変速機に副変速機を備えたスプリット型の車両用無段変速機が考案されている。変速機の変速範囲を拡大するため、無段変速機と、無段変速機の増速側より高い高速ギヤ段を有する副変速機と、を備えており、発進時から高速走行までの変速は無段変速機が担い無段変速機モードで走行し、高速走行時においては副変速機に切り替えてスプリットモードで走行することで、無段変速機における高速走行時の燃費の低下を回避している。 As means for solving the above problem, a split type continuously variable transmission for a vehicle, in which a continuously variable transmission is provided with an auxiliary transmission, has been devised. In order to expand the transmission range of the transmission, it is equipped with a continuously variable transmission and a sub-transmission that has a higher gear stage higher than the speed increasing side of the continuously variable transmission. Traveling in a continuously variable transmission mode under the control of a continuously variable transmission, switching to a sub-transmission during high speed driving and traveling in split mode avoids a reduction in fuel consumption during high speed driving in a continuously variable transmission. Yes.
ところで、上記したスプリット型車両用無段変速機のように、変速機の入力軸から出力軸の間に複数の動力伝達手段を有し、走行に使用する動力伝達手段の切替をクラッチの持ち替えにより行う変速機において、同時に複数のクラッチが係合してしまうと、インターロックと呼ばれる状態に陥る場合がある。 By the way, like the above-described split type continuously variable transmission for a vehicle, there are a plurality of power transmission means between the input shaft and the output shaft of the transmission, and switching of the power transmission means used for traveling is performed by changing the clutch. In a transmission to be performed, if a plurality of clutches are engaged at the same time, a state called an interlock may occur.
また、無段変速機を制御する電子制御装置（ＥＣＵ）が走行中に故障した場合に、上記の無段変速機モードとスプリットモードとのモード切替えが意図せず行われ、上記インターロック状態に陥る場合もある。 In addition, when the electronic control unit (ECU) that controls the continuously variable transmission fails during traveling, the mode switching between the continuously variable transmission mode and the split mode is performed unintentionally, and the interlock state is set. Sometimes it falls.
上記インターロック状態では、エンジンからの動力が変速機に入力されるにも関わらず、動力が出力軸から外部へ出力されない状態となり、動力が変速機内に留まるため、高速走行中にインターロック状態になると車両が急減速して挙動が乱れたり、変速機を構成するベルトやクラッチ等の部品が破損したりしてしまう。 In the interlock state, power is not output from the output shaft to the outside despite the power from the engine being input to the transmission, and the power remains in the transmission. Then, the vehicle decelerates suddenly and the behavior is disturbed, or parts such as a belt and a clutch constituting the transmission are damaged.
上記した無段変速機による無段変速機走行モードと、副変速機によるスプリット走行モードの切替をスムーズに行うためのモード切替制御性を確保したうえで、インターロック状態を機械的に回避するために専用のソレノイドバルブを追加すると、コストや容積の増大が避けられない。また、制御的に回避しようとすると制御ロジックの構成が複雑になり、開発工数が増大してしまう。 In order to avoid the interlock state mechanically while ensuring the mode switching controllability for smoothly switching between the continuously variable transmission traveling mode by the continuously variable transmission and the split traveling mode by the auxiliary transmission. If a dedicated solenoid valve is added to the, an increase in cost and volume is inevitable. Further, if control is to be avoided, the configuration of the control logic becomes complicated and the development man-hours increase.
かかる問題に対応すべく、本発明は、無段変速機に副変速機を備えたスプリット型の車両用無段変速機において、複数の入力クラッチが同時に係合することを簡易な機構で防止することが可能な、油圧制御装置の提供を目的とする。 In order to cope with such a problem, the present invention prevents a plurality of input clutches from simultaneously engaging with a simple mechanism in a split type continuously variable transmission for a vehicle in which a continuously variable transmission is provided with an auxiliary transmission. An object of the present invention is to provide a hydraulic control device that can perform the above-described operation.
上述した課題を解決すべく提供される本発明の油圧制御装置は、受圧面積Ａの大径ランド部と受圧面積Ａ’の小径ランド部とを有する無段変速機用の第一スプールバルブと、受圧面積Ｂの大径ランド部と受圧面積Ｂ’の小径ランド部とを有する前記無段変速機の変速を補助する副変速機用の第二スプールバルブと前記第一スプールバルブへの制御圧Ｐ１を送出する第一リニアソレノイドバルブと、前記第二スプールバルブへの制御圧Ｐ２を送出する第二リニアソレノイドバルブと、を備える。この油圧制御装置において、前記第一スプールバルブおよび第二スプールバルブには、それぞれ小径ランド部から大径ランド部に向けた付勢力Ｆ、Ｆ’を付与するバネ部材が備えられる。また、前記制御圧Ｐ１が、第一スプールバルブの大径ランド部と小径ランド部との連結部側に供給され、第二スプールバルブの大径ランド部の端部側に供給され、前記制御圧Ｐ２が、第一スプールバルブの大径ランド部の端部側に供給され、第二スプールバルブの大径ランド部と小径ランド部との連結部側に供給される。前記制御圧Ｐ１および制御圧Ｐ２の元圧となるライン圧Ｐｃは、前記制御圧Ｐ１および制御圧Ｐ２の最大値と略同一であり、第一スプールバルブおよび第二スプールバルブの小径ランド部の端部側に供給され、無段変速機走行モードのときには、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１が増大され、Ｐ１×Ｂ＞Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’ かつ Ｐ２×Ａ＜Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が成立すると、第二スプールバルブが小径ランド部側に移動して制御圧Ｐ２の油圧経路を遮断し、第一スプールバルブが大径ランド部側に留まって無段変速機への係合圧を供給する油圧回路構成を具備する。また、無段変速機から副変速機への切替え過渡モードのときには、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１が最大値からＰ１×Ｂ＜Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’の関係が成立するまで減少され、第二スプールバルブが大径ランド部側に移動することで第二スプールバルブから副変速機への油圧経路が連通された後、第二リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ２が増大されて前記副変速機への係合圧を供給開始するするとともに、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１がさらに低減され、第一スプールバルブが小径ランド部側に移動し、その結果、Ｐ２×Ａ＞Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が成立し、無段変速機への係合圧を遮断する油圧回路構成を具備する。また、副変速機走行モードのときには、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１が低減され、第二リニアソレノイドバルブによる制御圧Ｐ２の前記副変速機への係合圧の供給が継続されることで、Ｐ１×Ｂ＜Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’の関係が維持され、第二スプールバルブが大径ランド部側に移動した状態を維持し、Ｐ２×Ａ＞Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が維持され、第一スプールバルブが小径ランド部側に移動した状態を継続し、無段変速機への係合圧を遮断する油圧回路構成を具備している。 The hydraulic control device of the present invention provided to solve the above-described problem includes a first spool valve for a continuously variable transmission having a large-diameter land portion having a pressure receiving area A and a small-diameter land portion having a pressure receiving area A ′; A second spool valve for a sub-transmission that assists in shifting of the continuously variable transmission having a large-diameter land portion having a pressure-receiving area B and a small-diameter land portion having a pressure-receiving area B ′, and a control pressure P1 applied to the first spool valve. And a second linear solenoid valve for sending the control pressure P2 to the second spool valve. In this hydraulic control apparatus, the first spool valve and the second spool valve are each provided with a spring member that applies urging forces F and F ′ from the small-diameter land portion to the large-diameter land portion. Further, the control pressure P1 is supplied to the connecting portion side of the large-diameter land portion and the small-diameter land portion of the first spool valve, and is supplied to the end portion side of the large-diameter land portion of the second spool valve. P2 is supplied to the end portion side of the large-diameter land portion of the first spool valve, and is supplied to the connecting portion side of the large-diameter land portion and small-diameter land portion of the second spool valve. The line pressure Pc, which is the original pressure of the control pressure P1 and the control pressure P2, is substantially the same as the maximum value of the control pressure P1 and the control pressure P2, and is the end of the small-diameter land portion of the first spool valve and the second spool valve. In the continuously variable transmission running mode, the control pressure P1 is increased by the first linear solenoid valve, and P1 × B> P2 × (B−B ′) + (Pc × B ′) + F ′ and When the relationship of P2 × A <P1 × (AA ′) + (Pc × A ′) + F is established, the second spool valve moves to the small-diameter land portion side and shuts off the hydraulic path of the control pressure P2, A one-spool valve stays on the large-diameter land portion side and has a hydraulic circuit configuration for supplying engagement pressure to the continuously variable transmission. Further, in the switching transient mode from the continuously variable transmission to the auxiliary transmission, the control pressure P1 is increased from the maximum value by the first linear solenoid valve to P1 × B <P2 × (B−B ′) + (Pc × B ′). + F 'is reduced until the relationship is established, and the second spool valve moves to the large-diameter land portion side so that the hydraulic path from the second spool valve to the sub-transmission is communicated with the second linear solenoid valve. The control pressure P2 is increased and supply of the engagement pressure to the auxiliary transmission is started, and the control pressure P1 is further reduced by the first linear solenoid valve, and the first spool valve moves to the small-diameter land portion side, As a result, a relationship of P2 × A> P1 × (AA ′) + (Pc × A ′) + F is established, and a hydraulic circuit configuration that cuts off the engagement pressure to the continuously variable transmission is provided. Further, in the auxiliary transmission travel mode, the control pressure P1 is reduced by the first linear solenoid valve, and the supply of the engagement pressure of the control pressure P2 by the second linear solenoid valve to the auxiliary transmission is continued. , P1 × B <P2 × (B−B ′) + (Pc × B ′) + F ′ is maintained, and the state in which the second spool valve has moved to the large-diameter land portion side is maintained, and P2 × A> The relationship of P1 × (AA ′) + (Pc × A ′) + F is maintained, the state where the first spool valve has moved to the small-diameter land portion side is continued, and the engagement pressure to the continuously variable transmission is cut off. A hydraulic circuit configuration is provided.
上記の構成とすることにより、無段変速機走行モード用第一リニアソレノイドバルブと、副変速機走行モード用第二リニアソレノイドバルブと、からなる油圧回路に、受圧面積が大小のランド径を有するスプールバルブと、バネ部材と、を２セットのみ追加配設する簡易な機構で、コストや容積の増大を抑制しつつ複数の入力クラッチが同時に係合することを確実に防止し得る。加えて、電子制御装置（ＥＣＵ）等が故障した場合も、故障直前の走行モードを維持し、意図しないモード切替えを回避することができる。 With the above configuration, the hydraulic circuit including the first linear solenoid valve for continuously variable transmission travel mode and the second linear solenoid valve for sub-transmission travel mode has a land area with a large and small pressure receiving area. With a simple mechanism in which only two sets of spool valves and spring members are additionally provided, it is possible to reliably prevent a plurality of input clutches from being simultaneously engaged while suppressing an increase in cost and volume. In addition, even when an electronic control unit (ECU) or the like fails, the traveling mode immediately before the failure can be maintained and unintended mode switching can be avoided.
本発明によれば、無段変速機走行モードのときには第二スプールバルブが副変速機の制御圧Ｐ２の油圧経路を遮断し、第一スプールバルブが無段変速機へ制御圧Ｐ１を供給する油圧回路を構成する。また、無段変速機から副変速機への過渡モードのときには、第二スプールバルブから副変速機への制御圧Ｐ２を供給する油圧経路が連通された後、第一スプールバルブが無段変速機への制御圧Ｐ１を遮断する油圧回路を構成する。また、副変速機走行モードのときには、第一スプールバルブが無段変速機への制御圧Ｐ１を継続して遮断し、かつ第二スプールバルブが副変速機への制御圧Ｐ２を供給する油圧経路を継続して
連通する油圧回路を構成する。上記の油圧回路構成とすることで、複数の入力クラッチが同時に係合することを確実に防止することができる。
According to the present invention, in the continuously variable transmission running mode, the second spool valve blocks the hydraulic pressure path of the control pressure P2 of the auxiliary transmission, and the first spool valve supplies the control pressure P1 to the continuously variable transmission. Configure the circuit. In the transition mode from the continuously variable transmission to the sub transmission, the first spool valve is connected to the continuously variable transmission after the hydraulic path for supplying the control pressure P2 from the second spool valve to the sub transmission is communicated. A hydraulic circuit that cuts off the control pressure P1 is configured. In the sub-transmission travel mode, the first spool valve continuously shuts off the control pressure P1 to the continuously variable transmission, and the second spool valve supplies the control pressure P2 to the sub-transmission. A hydraulic circuit that continuously communicates with each other is configured. With the above hydraulic circuit configuration, it is possible to reliably prevent a plurality of input clutches from being simultaneously engaged.
本発明の本発明の実施形態が適用される油圧制御用ＥＣＵとスプリット型無段変速機の構成を示す概念図である図１を参照して、本発明の実施の形態に係るスプリット型無段変速機１００の走行モード切替制御について説明する。上記スプリット型無段変速機２００（以下、単に「スプリット型変速機」とも称す）は、スプリット型変速機２００の内部に設けられるベルト式無段変速機１００（以下、単に「ＣＶＴ」とも称す）と、副変速機１１０と、を含む。 1 is a conceptual diagram showing a configuration of a hydraulic control ECU and a split type continuously variable transmission to which an embodiment of the present invention is applied, and FIG. 1 is a split type continuously variable according to an embodiment of the present invention. The travel mode switching control of the transmission 100 will be described. The split type continuously variable transmission 200 (hereinafter also simply referred to as “split type transmission”) is a belt type continuously variable transmission 100 (hereinafter also simply referred to as “CVT”) provided in the split type transmission 200. And the auxiliary transmission 110.
スプリット型無段変速機２００の入力軸は、図示しない動力伝達手段を介してエンジン２２０のクランクシャフトに接続され、上記スプリット型変速機２００の出力軸は、デファレンシャルギヤ２５０などを介して駆動輪１３０に接続される。エンジン２２０の回転がスプリット型変速機２００によって変速されて駆動輪１３０へ伝達されることにより、図示しない車両は走行する。 The input shaft of the split type continuously variable transmission 200 is connected to the crankshaft of the engine 220 via a power transmission means (not shown), and the output shaft of the split type transmission 200 is driven wheels 130 via a differential gear 250 and the like. Connected to. The rotation of the engine 220 is shifted by the split transmission 200 and transmitted to the drive wheels 130, so that a vehicle (not shown) travels.
スプリット型無段変速機２００は、概ねベルト式無段変速機１００と、副変速機１１０と、油圧制御部１２０と、により構成される。エンジン２２０から入力された動力はベルト式無段変速機１００、及び／又は副変速機１１０とにより変速され、駆動輪１３０へ出力される。 The split type continuously variable transmission 200 is generally composed of a belt type continuously variable transmission 100, an auxiliary transmission 110, and a hydraulic control unit 120. The power input from the engine 220 is shifted by the belt-type continuously variable transmission 100 and / or the auxiliary transmission 110 and output to the drive wheels 130.
上述したようにスプリット型変速機２００は、ＣＶＴ１００と、副変速機１１０と、を有し、走行状態によって、走行に使用する変速手段をＣＶＴ１００と、副変速機１１０と、のいずれかに切替える。走行状態は、図示しない検出手段、例えば車速センサ、エンジン回転数センサ等からの信号を受けたＥＣＵ１５０（油圧制御指示手段）により判定される。 As described above, split-type transmission 200 has CVT 100 and sub-transmission 110, and switches the transmission means used for traveling to either CVT 100 or sub-transmission 110 depending on the traveling state. The running state is determined by an ECU 150 (hydraulic control instruction unit) that receives a signal from a detection unit (not shown), such as a vehicle speed sensor or an engine speed sensor.
上記信号を受けて走行状態を判定したＥＣＵ１５０は、無段変速機（ＣＶＴ）走行モードと、副変速機走行モードと、のいずれのモードで走行すればよいかを判断し、上記無段変速機走行モードを選択したときはＣＶＴクラッチ圧制御信号１５２を、上記副変速機走行モードを選択したときは副変速機クラッチ圧制御信号１５４を、それぞれスプリット型変速機２００が備える油圧制御部１２０へ出力する。 The ECU 150 that has received the signal to determine the traveling state determines which mode should be traveled between the continuously variable transmission (CVT) traveling mode and the sub-transmission traveling mode, and the continuously variable transmission. When the traveling mode is selected, the CVT clutch pressure control signal 152 is output to the hydraulic control unit 120 provided in the split transmission 200, and when the auxiliary transmission traveling mode is selected, the auxiliary transmission clutch pressure control signal 154 is output. To do.
上記信号を受けた油圧制御部１２０は、ＣＶＴクラッチ圧制御信号１５２を受けた場合にはＣＶＴクラッチ圧の制御を開始する。また、副変速機クラッチ圧制御信号１５４を受けた場合には副変速機クラッチ圧の制御を開始する。 In response to the CVT clutch pressure control signal 152, the hydraulic control unit 120 that has received the signal starts to control the CVT clutch pressure. When the auxiliary transmission clutch pressure control signal 154 is received, the control of the auxiliary transmission clutch pressure is started.
図２に、本発明の実施形態が適用される車両用スプリット型無段変速機の構造を示す略図を示し、これを参照しながらスプリット型無段変速機２００の構造と、変速方法について詳細に説明する。 FIG. 2 is a schematic diagram showing the structure of a vehicle split type continuously variable transmission to which the embodiment of the present invention is applied. The structure of the split type continuously variable transmission 200 and the speed change method will be described in detail with reference to this. explain.
前進走行する場合、前進クラッチ２を係合すると、エンジン２２０からスプリット型変速機２００の入力軸２３０へ入力された動力は、ギヤ３からギヤ４へ伝達される。また、スプリット型変速機２００では、発進時から巡航速度域での走行時にかけてはＣＶＴ１００により変速を行うため、図１のＥＣＵ１５０からＣＶＴクラッチ圧制御信号１５２が出力され、油圧制御部１２０により無段変速機走行モードに用いるＣＶＴモードクラッチ１０が油圧により係合される。 When traveling forward, when the forward clutch 2 is engaged, the power input from the engine 220 to the input shaft 230 of the split transmission 200 is transmitted from the gear 3 to the gear 4. Further, in the split transmission 200, since shifting is performed by the CVT 100 from the start to the traveling in the cruise speed range, the CVT clutch pressure control signal 152 is output from the ECU 150 in FIG. The CVT mode clutch 10 used for the transmission running mode is engaged by hydraulic pressure.
上記により、エンジン２２０からスプリット型変速機２００の入力軸２３０へ入力された動力は、ＣＶＴ１００のＣＶＴベルト１０２を介して出力軸２４０へ伝達され、さらにデファレンシャルギヤ２５０などを介して駆動輪１３０へ出力される。 As described above, the power input from the engine 220 to the input shaft 230 of the split transmission 200 is transmitted to the output shaft 240 via the CVT belt 102 of the CVT 100, and further output to the drive wheels 130 via the differential gear 250 and the like. Is done.
上記ＣＶＴ１００は、入力側プーリ１０４と出力側プーリ１０６とを具備し、各プーリの溝幅を変化させ、ＣＶＴベルト１０２の有効径（巻き掛け径）を入力側プーリ１０４と出力側プーリ１０６とで互いに変化させることで、変速を行う。具体的には、発進時には入力側プーリ１０４の溝幅を最も広くし、出力側プーリ１０６の溝幅を最も狭くする。上記により、入力側プーリ１０４のＣＶＴベルト１０２の有効径（巻き掛け径）は最小となり、出力側プーリ１０６のＣＶＴベルト１０２の有効径は最大となり、減速比が最大となる。 The CVT 100 includes an input-side pulley 104 and an output-side pulley 106, and changes the groove width of each pulley so that the effective diameter (winding diameter) of the CVT belt 102 is changed between the input-side pulley 104 and the output-side pulley 106. Shifting is performed by changing each other. Specifically, at the time of starting, the groove width of the input side pulley 104 is made the largest, and the groove width of the output side pulley 106 is made the smallest. As a result, the effective diameter (winding diameter) of the CVT belt 102 of the input pulley 104 is minimized, the effective diameter of the CVT belt 102 of the output pulley 106 is maximized, and the reduction ratio is maximized.
上記で減速比が最大となった状態で、エンジン２２０からの入力回転を最小にまで減速して駆動輪１３０へ出力し、図示しない車両を発進させる。発進後は、図示しない運転者の所望する車両速度が、図示しないアクセルペダルにより図１のＥＣＵ１５０へ入力され、ＥＣＵ１５０からの制御に応じて入力側プーリ１０４の溝幅を徐々に狭めるとともに、出力側プーリ１０６の溝幅を徐々に広げ、減速比を連続的に無段階に変化させるよう制御を行うことにより、エンジン２２０を図１に示すＥＣＵ１５０からの燃料噴射制御信号１５８等により高効率回転領域で運転しながら、運転者の所望する車両速度で走行することを可能としている。 In the state where the reduction ratio is maximized as described above, the input rotation from the engine 220 is decelerated to the minimum and output to the drive wheels 130 to start a vehicle (not shown). After the start, the vehicle speed desired by the driver (not shown) is input to the ECU 150 of FIG. 1 by an accelerator pedal (not shown), and the groove width of the input pulley 104 is gradually narrowed according to the control from the ECU 150 and the output side By gradually increasing the groove width of the pulley 106 and continuously changing the reduction ratio continuously and continuously, the engine 220 is controlled in a high-efficiency rotation region by a fuel injection control signal 158 from the ECU 150 shown in FIG. While driving, it is possible to travel at the vehicle speed desired by the driver.
しかしながら、ベルト式無段変速機１００は高速走行時、即ち減速比が小さく、入力回転より出力回転が大となるオーバードライブ状態ではエネルギー効率が悪化する。詳述すると、図２において、オーバードライブ状態では入力側プーリ１０４の溝幅を最も狭くし、出力側プーリ１０６の溝幅を最も広くして走行する。 However, the energy efficiency of the belt-type continuously variable transmission 100 deteriorates during high-speed driving, that is, in an overdrive state in which the reduction ratio is small and the output rotation is larger than the input rotation. Specifically, in FIG. 2, in the overdrive state, the input side pulley 104 has the smallest groove width and the output side pulley 106 has the largest groove width.
上記の場合、入力側プーリ１０４のＣＶＴベルト１０２の有効径（巻き掛け径）は最大となり、出力側プーリ１０６のＣＶＴベルト１０２の有効径は最小となり、出力側プーリの回転数が入力側プーリの回転数より大きくなって、エンジン２２０からの入力回転数よりも大きな出力回転を駆動輪１３０に付与することができ、高速走行が可能となる。 In the above case, the effective diameter (winding diameter) of the CVT belt 102 of the input pulley 104 is maximized, the effective diameter of the CVT belt 102 of the output pulley 106 is minimized, and the rotation speed of the output pulley is the same as that of the input pulley. An output rotation that is greater than the rotational speed and larger than the input rotational speed from the engine 220 can be applied to the drive wheels 130, and high-speed traveling is possible.
上述したように、オーバードライブ状態での高速走行時には入力側プーリ１０４の溝幅を最も狭くした状態を維持する必要がある。上記の状態を維持するためには、図示しない油圧ポンプで高圧の作動油を大量に発生させ、入力側プーリ１０４を押し付け、溝幅を狭くした状態を維持させなければならない。 As described above, it is necessary to maintain a state where the groove width of the input pulley 104 is the narrowest during high-speed traveling in the overdrive state. In order to maintain the above state, it is necessary to generate a large amount of high-pressure hydraulic oil with a hydraulic pump (not shown), press the input-side pulley 104, and maintain the state in which the groove width is narrowed.
上記の図示しない油圧ポンプはエンジン２２０により駆動される構造となっており、高圧の作動油を大量に発生させるとエンジン２２０が発生させたエネルギーのうち、油圧ポンプの駆動のために消費される割合が増加し、図示しない車両を走行させるために使用可能なエネルギーが減少する。このため、オーバードライブ状態での高速走行時にはエネルギー伝達効率が低下し、燃費が悪化してしまう。 The hydraulic pump (not shown) is configured to be driven by the engine 220, and when a large amount of high-pressure hydraulic oil is generated, the ratio of the energy generated by the engine 220 that is consumed for driving the hydraulic pump. Increases, and the energy that can be used to drive a vehicle (not shown) decreases. For this reason, the energy transmission efficiency is lowered during high speed traveling in the overdrive state, and the fuel consumption is deteriorated.
また、高速走行時にはＣＶＴベルト１０２も高速で回転するが、ＣＶＴベルト１０２を構成する図示しないエレメント部材同士の摩擦によるエネルギー損失（熱ロス）が高速回転状態では大きくなり、これもエネルギー伝達効率の低下や燃費の悪化の一因となる。 In addition, the CVT belt 102 rotates at a high speed during high-speed running, but energy loss (heat loss) due to friction between element members (not shown) constituting the CVT belt 102 becomes large in a high-speed rotation state, which also reduces energy transmission efficiency. And contributes to deterioration of fuel consumption.
上述した、高速走行時でのエネルギー効率の低下や燃費の悪化を防止するため、スプリット型無段変速機２００には副変速機１１０が備えられている。 The split type continuously variable transmission 200 is provided with a sub-transmission 110 in order to prevent the above-described reduction in energy efficiency and deterioration in fuel efficiency during high-speed traveling.
図２の副変速機１１０は、スプリットモードクラッチ２０を係合することで、遊星ギヤ３０のリングギヤ３２の外周部に設けられた大径スプロケット３４から、小径スプロケット３６へ、チェーン３８を介して入力軸２３０からのエンジン回転を出力軸２５０へ、増速して出力するように構成されている。 2 is engaged with the split mode clutch 20 so that the large-diameter sprocket 34 provided on the outer peripheral portion of the ring gear 32 of the planetary gear 30 is input to the small-diameter sprocket 36 via the chain 38. The engine rotation from the shaft 230 is increased and output to the output shaft 250.
かかる構成にしておくことにより、図示しない車両がベルト式無段変速機１００を用いて停車状態から発進、加速し高速走行状態に至った場合、動力の伝達手段を副変速機１１０に切り替えることが可能となる。 With this configuration, when a vehicle (not shown) starts and accelerates from a stopped state using the belt-type continuously variable transmission 100 to reach a high-speed traveling state, the power transmission means can be switched to the sub-transmission 110. It becomes possible.
上記の方法により、停車状態から発進、加速し高速走行状態に至るまでの間は、ＣＶＴ１００により変速しエンジン２２０を高効率回転領域で運転させ、高速走行状態では副変速機１１０により増速状態を維持し、エンジン２２０の運転を高効率回転領域で継続させ
ることを実現し得る。
By the above method, during the period from the stop state to starting and accelerating to the high speed running state, the engine 220 is operated in a high-efficiency rotation region by changing the speed by the CVT 100, and in the high speed running state, the sub-transmission 110 is set to the speed increasing state. And maintaining the operation of the engine 220 in the high-efficiency rotation region can be realized.
上記の無段変速機走行モード（以下、単に「ＣＶＴモード」とも称す）と、副変速機走行モード（以下、単に「スプリットモード」とも称す）と、の切替は、ＣＶＴモードクラッチ１０と、スプリットモードクラッチ２０と、を持ち替えることで行われる。 Switching between the continuously variable transmission travel mode (hereinafter simply referred to as “CVT mode”) and the sub-transmission travel mode (hereinafter also simply referred to as “split mode”) is performed by switching between the CVT mode clutch 10 and the split. This is done by changing the mode clutch 20.
上記クラッチの持ち替えは、上記で説明したように高速走行中に行われる。クラッチの持ち替えの途中に、ＣＶＴモードクラッチ１０と、スプリットモードクラッチ２０とが同時に係合されると、スプリット型無段変速機２００はインターロック状態となり、急減速して車両の挙動が乱れ、事故に至ったり、プーリ１０４、１０６とＣＶＴベルト１００とが相対的に滑り、双方に損傷を受けたり、クラッチ１０、２０が滑って損傷を受けたり、動力伝達経路の最弱部分等が破損してしまうといった重大な問題が生じる。 The clutch change is performed during high-speed traveling as described above. If the CVT mode clutch 10 and the split mode clutch 20 are simultaneously engaged while the clutch is being changed, the split type continuously variable transmission 200 enters the interlock state, suddenly decelerates, and the vehicle behavior is disturbed. The pulleys 104 and 106 and the CVT belt 100 slip relative to each other, both of them are damaged, the clutches 10 and 20 slip and are damaged, or the weakest part of the power transmission path is damaged. A serious problem arises.
本発明における油圧制御装置は、ＣＶＴモードクラッチ１０と、スプリットモードクラッチ２０とが同時に係合されることが生じ得ない油圧回路構成とするため、受圧面積が大小のランド部を１つずつ有するスプールバルブとバネ部材と、の２組からなる簡易なインターロック防止機構を備える。 Since the hydraulic control device according to the present invention has a hydraulic circuit configuration in which the CVT mode clutch 10 and the split mode clutch 20 cannot be simultaneously engaged, the spool has one land portion having a large and small pressure receiving area. A simple interlock prevention mechanism comprising two sets of a valve and a spring member is provided.
図３〜図６を参照して、上記のインターロック防止機構を備えた油圧制御装置について詳細に説明する。上記の無段変速機走行モードと、副変速機走行モードと、の切替えは、図３〜図５に示すＣＶＴモードクラッチ１０と、スプリットモードクラッチ２０と、を持ち替えることで行われる。 With reference to FIGS. 3-6, the hydraulic control apparatus provided with said interlock prevention mechanism is demonstrated in detail. Switching between the continuously variable transmission travel mode and the sub-transmission travel mode is performed by switching between the CVT mode clutch 10 and the split mode clutch 20 shown in FIGS.
また、上記したインターロックを防止するため、受圧面積Ａの大径ランド部１４と受圧面積Ａ’の小径ランド部１３とを有する無段変速機用の第一スプールバルブ１５と、受圧面積Ｂの大径ランド部２４と受圧面積Ｂ’の小径ランド部２３とを有する副変速機用の第二スプールバルブ２５と、を備える。 In order to prevent the interlock described above, a first spool valve 15 for a continuously variable transmission having a large-diameter land portion 14 having a pressure-receiving area A and a small-diameter land portion 13 having a pressure-receiving area A ′, A secondary spool valve 25 for a sub-transmission having a large-diameter land portion 24 and a small-diameter land portion 23 having a pressure receiving area B ′.
上記第一スプールバルブ１５と、第二スプールバルブ２５と、はそれぞれ小径ランド部から大径ランド部に向けた付勢力Ｆ、Ｆ’を付与するバネ部材１８、２８を具備する。 The first spool valve 15 and the second spool valve 25 include spring members 18 and 28 that apply urging forces F and F 'from the small diameter land portion to the large diameter land portion, respectively.
また、ＣＶＴモードクラッチ１０の係合制御圧は、第一スプールバルブへの制御圧Ｐ１を送出する第一リニアソレノイドバルブ１２により、スプリットモードクラッチ２０の係合制御圧は第二スプールバルブへの制御圧Ｐ２を送出する第二リニアソレノイドバルブ２２により、それぞれ出力される。 Further, the engagement control pressure of the CVT mode clutch 10 is controlled by the first linear solenoid valve 12 that sends the control pressure P1 to the first spool valve, and the engagement control pressure of the split mode clutch 20 is controlled by the second spool valve. The pressure is output by the second linear solenoid valve 22 that sends out the pressure P2.
上記制御圧Ｐ１は、第一スプールバルブ１５の大径ランド部１４と小径ランド部１３との連結部側と、第二スプールバルブ２５の大径ランド部２４の端部側と、に供給される。また、上記制御圧Ｐ２は、第一スプールバルブ１５の大径ランド部１４の端部側と、第二スプールバルブ２５の大径ランド部２４と小径ランド部２３との連結部側と、に供給される。上記制御圧Ｐ１および制御圧Ｐ２の元圧となるライン圧Ｐｃは、上記制御圧Ｐ１および制御圧Ｐ２の最大値と略同一であり、第一スプールバルブ１５、および第二スプールバルブ２５の小径ランド部１３、２３の端部側に供給される油圧回路構成となっている。 The control pressure P <b> 1 is supplied to the connecting portion side between the large diameter land portion 14 and the small diameter land portion 13 of the first spool valve 15 and the end portion side of the large diameter land portion 24 of the second spool valve 25. . The control pressure P <b> 2 is supplied to the end portion side of the large-diameter land portion 14 of the first spool valve 15 and the connecting portion side of the large-diameter land portion 24 and the small-diameter land portion 23 of the second spool valve 25. Is done. The line pressure Pc, which is the original pressure of the control pressure P1 and the control pressure P2, is substantially the same as the maximum value of the control pressure P1 and the control pressure P2, and the small-diameter land of the first spool valve 15 and the second spool valve 25. The hydraulic circuit configuration is supplied to the end portions of the portions 13 and 23.
ここで、無段変速機用の第一スプールバルブ１５と副変速機用の第二スプールバルブ２５の動作について、上記第一スプールバルブ１５と、第二スプールバルブ２５と、バネ部材１８、２８と、制御圧Ｐ１と、制御圧Ｐ２と、制御圧の元圧となるライン圧Ｐｃと、バネ部材１８、２８のバネ力Ｆ、Ｆ’と、を示した略図である図７を参照して詳細に説明する。尚、図７に示す第一・第二スプールバルブは、大径ランド部１４、２４と小径ランド部１３、１４との連結部を省略して図示したものである。 Here, regarding the operations of the first spool valve 15 for the continuously variable transmission and the second spool valve 25 for the auxiliary transmission, the first spool valve 15, the second spool valve 25, the spring members 18, 28, The control pressure P1, the control pressure P2, the line pressure Pc that is the original pressure of the control pressure, and the spring forces F and F ′ of the spring members 18 and 28 are shown in detail with reference to FIG. Explained. The first and second spool valves shown in FIG. 7 are illustrated by omitting the connecting portions between the large-diameter land portions 14 and 24 and the small-diameter land portions 13 and 14.
まず、第一スプールバルブ１４を本図において下方向、即ち小径部１３方向へ押す力Ｆ1dは、Ｆ1d＝Ｐ２×Ａの式で表される。また、上記第一スプールバルブ１４を本図において上方向、即ち大径部１４方向へ押す力Ｆ1uは、Ｆ1u＝Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆと表される。 First, a force F1d that pushes the first spool valve 14 downward in the drawing, that is, toward the small diameter portion 13 is expressed by an equation F1d = P2 × A. The force F1u that pushes the first spool valve 14 upward in the drawing, that is, toward the large diameter portion 14 is expressed as F1u = P1 × (A−A ′) + (Pc × A ′) + F.
上記において、Ｆ1d＞Ｆ1uの関係が成立する場合は、第一スプールバルブ１５が本図の下方向、即ち小径部１３方向へ移動させられる。図５に示すように、第一スプールバルブ１５が小径部１３方向へ移動させられた状態では、制御圧Ｐ１がＣＶＴモードクラッチ１０へ導入される油路は大径部１４で遮断される。 In the above description, when the relationship of F1d> F1u is established, the first spool valve 15 is moved downward in the figure, that is, toward the small diameter portion 13. As shown in FIG. 5, in the state where the first spool valve 15 is moved in the direction of the small diameter portion 13, the oil passage through which the control pressure P <b> 1 is introduced into the CVT mode clutch 10 is blocked by the large diameter portion 14.
このとき、上記制御圧Ｐ１は図示しないドレーンポートへ導かれ、大気圧に解放されるため、Ｐ１≒０となる。よって、Ｆ1u＝Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆ＝（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆとなり、第一スプールバルブ１５はＰ１に依存せず大径部１４方向へ移動させられた状態に維持される。 At this time, the control pressure P1 is led to a drain port (not shown) and released to the atmospheric pressure, so that P1≈0. Therefore, F1u = P1 × (AA ′) + (Pc × A ′) + F = (Pc × A ′) + F, and the first spool valve 15 is moved toward the large diameter portion 14 without depending on P1. Maintained.
また、上記において、Ｆ1d＜Ｆ1uの関係が成立する場合は、第一スプールバルブ１５が本図の上方向、即ち大径部１４方向へ移動させられる。図３に示すように、第一スプールバルブ１５が大径部１４方向へ移動させられた状態では、制御圧Ｐ１がＣＶＴモードクラッチ１０へ導入される油路が連通される。 In the above description, when the relationship of F1d <F1u is established, the first spool valve 15 is moved in the upward direction of FIG. As shown in FIG. 3, in the state where the first spool valve 15 is moved in the direction of the large diameter portion 14, the oil passage through which the control pressure P <b> 1 is introduced into the CVT mode clutch 10 is communicated.
このとき、上記制御圧Ｐ１はＣＶＴモードクラッチ１０の係合を制御し、係合後は制御圧の元圧となるライン圧Ｐｃと同一となる。Ｐ１＝Ｐｃとすると、Ｆ1u＝Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆ＝Ｐ１×Ａ＋Ｆとなり、仮に制御圧Ｐ２が最大出力＝Ｐｃとなった場合も、Ｐ１＝Ｐ２＝Ｐｃであるため、Ｆ1d：Ｆ1u＝Ｐ２×Ａ：Ｐ１×Ａ＋Ｆ＝Ｐｃ×Ａ：Ｐｃ×Ａ＋Ｆの関係となり、バネ力Ｆの付勢によってＦ1d＜Ｆ1uとなり、第一スプールバルブ１５は大径部１４方向へ移動させられた状態に維持される。即ち、制御圧Ｐ１がＣＶＴモードクラッチ１０へ導入される油路が連通された状態が継続される。
At this time, the control pressure P1 controls the engagement of the CVT mode clutch 10. After the engagement, the control pressure P1 becomes the same as the line pressure Pc which is the original pressure of the control pressure. Assuming that P1 = Pc, F1u = P1 × (AA ′) + (Pc × A ′) + F = P1 × A + F, and even if the control pressure P2 reaches the maximum output = Pc, P1 = P2 = Pc Therefore, the relationship of F1d: F1u = P2 × A: P1 × A + F = Pc × A: Pc × A + F is established, and F1d <F1u due to the bias of the spring force F, and the first spool valve 15 is in the direction of the large diameter portion 14. It is maintained in the moved state. That is, the state where the oil passage through which the control pressure P1 is introduced to the CVT mode clutch 10 is communicated is continued.
次に、第二スプールバルブ２４を本図において下方向、即ち小径部２３方向へ押す力Ｆ2dは、Ｆ2d＝Ｐ１×Ｂの式で表される。また、上記第二スプールバルブを本図において上方向、即ち大径部２４方向へ押す力Ｆ2uは、Ｆ2u＝Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’と表される。 Next, a force F2d that pushes the second spool valve 24 downward in the drawing, that is, toward the small diameter portion 23 is expressed by an equation F2d = P1 × B. Further, the force F2u pushing the second spool valve upward in the drawing, that is, toward the large diameter portion 24 is expressed as F2u = P2 × (B−B ′) + (Pc × B ′) + F ′.
上記において、Ｆ2d＞Ｆ2uの関係が成立する場合は、第二スプールバルブ２５が本図の下方向、即ち小径部２３方向へ移動させられる。図３の第二スプールバルブ２５の図の左半分に示すように、第二スプールバルブ２５が小径部２３方向へ移動させられた状態では、制御圧Ｐ２がスプリットモードクラッチ２０へ導入される油路は大径部２４で遮断される。 In the above, when the relationship of F2d> F2u is established, the second spool valve 25 is moved downward in the figure, that is, toward the small diameter portion 23. As shown in the left half of the second spool valve 25 in FIG. 3, the oil path through which the control pressure P <b> 2 is introduced into the split mode clutch 20 when the second spool valve 25 is moved toward the small diameter portion 23. Is blocked by the large diameter portion 24.
このとき、上記制御圧Ｐ２は図示しないドレーンポートへ導かれ、大気圧に解放されるため、Ｐ２≒０となる。よって、Ｆ2u＝Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’＝（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆとなり、第二スプールバルブ２５はＰ２に依存せず大径部２４方向へ移動させられた状態に維持される。 At this time, the control pressure P2 is guided to a drain port (not shown) and released to the atmospheric pressure, so that P2≈0. Therefore, F2u = P2 × (BB −) ′ + (Pc × B ′) + F ′ = (Pc × B ′) + F, and the second spool valve 25 is moved in the direction of the large diameter portion 24 without depending on P2. Maintained.
また、上記において、Ｆ2d＜Ｆ2uの関係が成立する場合は、第二スプールバルブ２５が本図の上方向、即ち大径部２４方向へ移動させられる。図５に示すように、第二スプールバルブ２５が大径部２４方向へ移動させられた状態では、制御圧Ｐ２がスプリットモードモードクラッチ２０へ導入される油路が連通される。 In the above description, when the relationship of F2d <F2u is established, the second spool valve 25 is moved in the upward direction of FIG. As shown in FIG. 5, in a state where the second spool valve 25 is moved in the direction of the large diameter portion 24, the oil passage through which the control pressure P <b> 2 is introduced to the split mode mode clutch 20 is communicated.
このとき、上記制御圧Ｐ２はスプリットモードクラッチ２０の係合を制御し、係合後は制御圧の元圧となるライン圧Ｐｃと同一となる。Ｐ２＝Ｐｃとすると、Ｆ2u＝Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’＝Ｐ２×Ａ＋Ｆとなり、仮に制御圧Ｐ１が最大出力＝Ｐｃとなった場合も、Ｐ１＝Ｐ２＝Ｐｃであるため、Ｆ2d：Ｆ2u＝Ｐ１×Ｂ：Ｐ２×Ａ＋Ｆ＝Ｐｃ×Ｂ：Ｐｃ×Ａ＋Ｆの関係となり、バネ力Ｆの付勢によってＦ2d＜Ｆ2uとなり、第二スプールバルブ２５は大径部２４方向へ移動させられた状態に維持される。即ち、制御圧Ｐ２がスプリットモードモードクラッチ２０へ導入される油路が連通された状態が継続される。 At this time, the control pressure P2 controls the engagement of the split mode clutch 20, and after the engagement, the control pressure P2 becomes the same as the line pressure Pc which is the original pressure of the control pressure. Assuming P2 = Pc, F2u = P2 × (BB ′) + (Pc × B ′) + F ′ = P2 × A + F, and even if the control pressure P1 reaches the maximum output = Pc, P1 = P2 = Since Pc, F2d: F2u = P1.times.B: P2.times.A + F = Pc.times.B: Pc.times.A + F. F2d <F2u due to the bias of the spring force F, and the second spool valve 25 has a large diameter portion 24. It is maintained in the state moved in the direction. That is, the state where the oil passage through which the control pressure P2 is introduced to the split mode mode clutch 20 is communicated is continued.
停止状態から発進・加速状態へ移行はＣＶＴモードで行われる。無段変速機走行モードとスプリット走行モードとの切替えを行う時の、上記制御圧Ｐ１と制御圧Ｐ２のタイミングチャートである図６において、ＣＶＴモード時に係合されるＣＶＴモードクラッチ１０の係合制御圧Ｐ１は、時間ｔ１で、第一リニアソレノイドバルブ１２により出力される。無段変速機（ＣＶＴ）走行モードのときの、油圧回路構成の一例を示す略図である図３において、上記制御圧Ｐ１は、第一スプールバルブ１５の大径ランド部１４と小径ランド部１３との連結部側と、第二スプールバルブ２５の大径ランド部２４の端部側と、に供給される。 The transition from the stop state to the start / acceleration state is performed in the CVT mode. Engagement control of the CVT mode clutch 10 engaged in the CVT mode in FIG. 6 which is a timing chart of the control pressure P1 and the control pressure P2 when switching between the continuously variable transmission travel mode and the split travel mode. The pressure P1 is output by the first linear solenoid valve 12 at time t1. In FIG. 3, which is a schematic diagram showing an example of a hydraulic circuit configuration in the continuously variable transmission (CVT) traveling mode, the control pressure P <b> 1 is generated by the large-diameter land portion 14 and the small-diameter land portion 13 of the first spool valve 15. To the connecting portion side and the end portion side of the large-diameter land portion 24 of the second spool valve 25.
ＣＶＴモードでの発進時は、図６に示すように時間ｔ１からｔ２にかけて、第一リニアソレノイドバルブ１２により制御圧Ｐ１が増大され、Ｐ１×Ｂ＞Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’ かつ Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆ＞Ｐ２×Ａの関係が成立すると、第二スプールバルブ２５が小径ランド部２３側に移動して（図３の第二スプールバルブ２５の左側の状態）制御圧Ｐ２の油圧経路を遮断し、第一スプールバルブ１５が大径ランド部１４側に留まって（図３の第一スプールバルブ１５の状態）ＣＶＴモードクラッチ１０へ係合制御圧（≒Ｐ１）が供給され、ＣＶＴモードでの発進・走行が可能となり、図示しない車両は停止状態から発進し、走行を開始する。 When starting in the CVT mode, as shown in FIG. 6, the control pressure P1 is increased by the first linear solenoid valve 12 from time t1 to time t2, and P1 × B> P2 × (B−B ′) + (Pc × When the relationship B ′) + F ′ and P1 × (AA ′) + (Pc × A ′) + F> P2 × A is established, the second spool valve 25 moves to the small-diameter land portion 23 side (FIG. 3). The state of the left side of the second spool valve 25) The hydraulic path of the control pressure P2 is shut off, and the first spool valve 15 stays on the large-diameter land portion 14 side (state of the first spool valve 15 in FIG. 3) CVT mode Engagement control pressure (≈P1) is supplied to the clutch 10 and the vehicle can start and run in the CVT mode, and a vehicle (not shown) starts from a stopped state and starts running.
このとき、図１に示すＥＣＵ１５０等の異常により、第二リニアソレノイドバルブ２２から制御圧Ｐ２が誤出力された場合、上述したように制御圧Ｐ２の油圧経路は、図３の第二スプールバルブ２５の左側の状態において、大径ランド部２４で遮断され、制御圧Ｐ２は図示しないドレーンポートへ導かれ、大気圧に解放されるため、Ｐ２≒０となる。よって、Ｆ2u＝Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’＝（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆとなり、第二スプールバルブ２５はＰ２に依存せず小径部２３方向へ移動させられた状態に維持されるため、スプリットモードクラッチ２０へ係合圧が供給されることはない。よって、インターロック状態は確実に防止され、また、無段変速機モードからスプリットモードへの急激な切替えによる変速ショックや減速感等が生じることもない。 At this time, when the control pressure P2 is erroneously output from the second linear solenoid valve 22 due to an abnormality in the ECU 150 or the like shown in FIG. 1, the hydraulic path of the control pressure P2 is the second spool valve 25 of FIG. In the state on the left side, the large-diameter land portion 24 cuts off, and the control pressure P2 is led to a drain port (not shown) and released to atmospheric pressure, so P2≈0. Therefore, F2u = P2 * (B-B ') + (Pc * B') + F '= (Pc * B') + F, and the second spool valve 25 is moved toward the small diameter portion 23 without depending on P2. Therefore, the engagement pressure is not supplied to the split mode clutch 20. Therefore, the interlock state is surely prevented, and a shift shock or a feeling of deceleration due to abrupt switching from the continuously variable transmission mode to the split mode does not occur.
さらに、ＣＶＴモードクラッチ１０と、スプリットモードクラッチ２０と、の双方が解放状態になることも防止され、変速機による負荷が減少することによるエンジンの吹け上がりも防止し得る。 Furthermore, both the CVT mode clutch 10 and the split mode clutch 20 can be prevented from being released, and the engine can be prevented from running up due to a reduction in the load caused by the transmission.
ＣＶＴモードからスプリットモードへの切替え時は、図６のｔ３からｔ４の間に、第一リニアソレノイドバルブ１２により制御圧Ｐ１が最大値ＰmaxからＰ１×Ｂ＜Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’の関係が成立するまで減少されて切替準備圧Ｐpを維持し、第二スプールバルブ２５が大径ランド部２４側に移動（図４の第二スプールバルブ２５の右側の状態）することで第二スプールバルブ２２からスプリットモードクラッチ２０への油圧経路が連通された後、図６の時間ｔ５で第二リニアソレノイドバルブ２２により制御圧Ｐ２が供給開始され、増大されて上記スプリットモードクラッチ２０の係合が開始される。 At the time of switching from the CVT mode to the split mode, the control pressure P1 is changed from the maximum value Pmax to P1 × B <P2 × (B−B ′) + (between t3 and t4 in FIG. It is decreased until the relationship of Pc × B ′) + F ′ is established to maintain the switching preparation pressure Pp, and the second spool valve 25 moves to the large-diameter land portion 24 side (the right side of the second spool valve 25 in FIG. 4). After the hydraulic path from the second spool valve 22 to the split mode clutch 20 is communicated, the supply pressure of the control pressure P2 is started by the second linear solenoid valve 22 at time t5 in FIG. Engagement of the split mode clutch 20 is started.
同時に図６の時間ｔ５で、第一リニアソレノイドバルブ１２により制御圧Ｐ１がさらに低減され始め、第一スプールバルブ１５が小径ランド部１３側に移動する（図４の第一スプールバルブ１５の右側の状態）。その結果、図６の時間ｔ６においてＰ２×Ａ＞Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が成立し、ＣＶＴモードクラッチ１０への係合圧を遮断する（図５に示す第一スプールバルブ１５の状態）。 At the same time, at time t5 in FIG. 6, the control pressure P1 starts to be further reduced by the first linear solenoid valve 12, and the first spool valve 15 moves to the small-diameter land portion 13 side (the right side of the first spool valve 15 in FIG. 4). State). As a result, the relationship P2 × A> P1 × (AA ′) + (Pc × A ′) + F is established at time t6 in FIG. 6, and the engagement pressure to the CVT mode clutch 10 is cut off (FIG. 5). The state of the first spool valve 15 shown in FIG.
上述したように、図６の時間ｔ３からｔ６の間に、インターロック状態を防止しつつ、ＣＶＴモードクラッチ１０から上記スプリットモードクラッチ２０への持ち替えが完了され、図示しない車両は副変速機１１０を用いたスプリットモードでの高速走行が可能となる。 As described above, during the period from time t3 to time t6 in FIG. 6, the switching from the CVT mode clutch 10 to the split mode clutch 20 is completed while preventing the interlock state, and the vehicle (not shown) High speed running in the split mode used is possible.
スプリットモードでの高速走行時は、図６に示すように時間ｔ６以降、第一リニアソレノイドバルブ１２により制御圧Ｐ１が低減された状態が継続され、Ｐ１×Ｂ＜Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’の関係が維持され、第二スプールバルブ２５が大径ランド部２４側に移動した状態（図５の第二スプールバルブ２５の状態）を維持するため、第二リニアソレノイドバルブ２２による制御圧Ｐ２の上記スプリットモードクラッチ２０への係合圧の供給が継続される。 When traveling at high speed in the split mode, as shown in FIG. 6, after the time t6, the state in which the control pressure P1 is reduced by the first linear solenoid valve 12 is continued, and P1 × B <P2 × (BB ′) + (Pc × B ′) + F ′ is maintained, and the second spool valve 25 is moved to the large-diameter land portion 24 side (the state of the second spool valve 25 in FIG. 5). Supply of the engagement pressure of the control pressure P2 to the split mode clutch 20 by the linear solenoid valve 22 is continued.
また、Ｐ２×Ａ＞Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が成立することで、第一スプールバルブ１５が小径ランド部１３側に移動した状態（図５の第一スプールバルブ１５の状態）を維持し、第一リニアソレノイドバルブ１２からＣＶＴモードクラッチ１０への油圧経路は、第一スプールバルブ１５の大径ランド部１４で遮断された状態を維持する。 Further, when the relationship of P2 × A> P1 × (AA ′) + (Pc × A ′) + F is established, the first spool valve 15 is moved to the small-diameter land portion 13 side (the first in FIG. 5). The state of one spool valve 15 is maintained, and the hydraulic path from the first linear solenoid valve 12 to the CVT mode clutch 10 is maintained in a state where it is blocked by the large-diameter land portion 14 of the first spool valve 15.
このとき、図１に示すＥＣＵ１５０等の異常により、第一リニアソレノイドバルブ１２から制御圧Ｐ１が誤出力された場合、上述したように制御圧Ｐ１の油圧経路は、図５の第一スプールバルブ１５において、大径ランド部１４で遮断され、制御圧Ｐ１は図示しないドレーンポートへ導かれ、大気圧に解放されるため、Ｐ１≒０となる。よって、Ｆ1u＝Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆ＝（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆとなり、第一スプールバルブ１５はＰ１に依存せず大径部１４方向へ移動させられた状態に維持されるため、ＣＶＴモードクラッチ１０へ係合圧が供給されることはない。よって、インターロック状態は確実に防止され、また、スプリットモードから無段変速機モードへの急激な切替えによる車両の挙動の乱れが生じることもない。 At this time, when the control pressure P1 is erroneously output from the first linear solenoid valve 12 due to an abnormality in the ECU 150 or the like shown in FIG. 1, the hydraulic path of the control pressure P1 is the first spool valve 15 shown in FIG. In FIG. 4, the large-diameter land portion 14 is cut off, and the control pressure P1 is guided to a drain port (not shown) and released to the atmospheric pressure, so that P1≈0. Therefore, F1u = P1 × (AA ′) + (Pc × A ′) + F = (Pc × A ′) + F, and the first spool valve 15 is moved toward the large diameter portion 14 without depending on P1. Therefore, the engagement pressure is not supplied to the CVT mode clutch 10. Therefore, the interlock state is surely prevented, and the behavior of the vehicle is not disturbed due to the rapid switching from the split mode to the continuously variable transmission mode.
車速が低下し、スプリットモードからＣＶＴモードへの切替えを行う場合は、図６に示し上記で説明した如く、ＣＶＴモードからスプリットモードへの切替えを行った時にＰ１圧を低減させながらＰ２圧を増加させるよう制御した手順と同様に、時間ｔ７よりＰ２圧を低減させながら時間ｔ９よりＰ１圧を増加させるよう制御すれば時間ｔ１０で切替えが完了する。手順は同じであるため詳しい説明は省略する。 When switching from split mode to CVT mode when the vehicle speed decreases, increase P2 pressure while decreasing P1 pressure when switching from CVT mode to split mode as shown in FIG. 6 and described above. In the same manner as the procedure that is controlled, the switching is completed at time t10 if the P1 pressure is increased from time t9 while the P2 pressure is decreased from time t7. Since the procedure is the same, detailed description is omitted.
上述したように、無段変速機走行モード用第一リニアソレノイドバルブ１２と、副変速機走行モード用第二リニアソレノイドバルブ２２と、からなる油圧回路に、受圧面積が大小のランド径を有するスプールバルブ１５、２５と、バネ部材１８、２８と、を２セットのみ追加配設する簡易な機構により、コストや容積の増大を抑制しつつ複数の入力クラッチが同時に係合することを確実に防止し得る。 As described above, a spool having a land area with a large and small pressure receiving area in a hydraulic circuit including the first linear solenoid valve 12 for continuously variable transmission travel mode and the second linear solenoid valve 22 for sub-transmission travel mode. With a simple mechanism in which only two sets of the valves 15 and 25 and the spring members 18 and 28 are additionally provided, it is possible to reliably prevent multiple input clutches from being simultaneously engaged while suppressing an increase in cost and volume. obtain.
本実施形態においては、ベルト式無段変速機１００を用いることとしたが、無段変速機であれば形式を問わない。また、副変速機の伝達手段としてチェーンを用いることとしたが、動力伝達が可能であれば良く、一例として歯車を用いても良い。 In the present embodiment, the belt type continuously variable transmission 100 is used. However, the type is not limited as long as it is a continuously variable transmission. Further, the chain is used as the transmission means of the sub-transmission, but it is sufficient if power transmission is possible, and a gear may be used as an example.
尚、図７に示すような、遊星ギヤ４０を追加し、副変速機１１０を用いてスプリットモードで走行中に、遊星ギヤ４０によりさらに増速比を増加させるタイプのスプリット型無段変速機においても、ＣＶＴ走行モード時、ＣＶＴ走行モードからスプリット走行モードへの切替え時、およびスプリット走行モード時のクラッチの持ち替え制御は上述した実施形態と同様であり、本発明によりインターロック状態の発生を同様に防止し得る。 In the split type continuously variable transmission in which the planetary gear 40 is added as shown in FIG. 7 and the speed increasing ratio is further increased by the planetary gear 40 while traveling in the split mode using the auxiliary transmission 110. In the CVT traveling mode, the switching control of the clutch from the CVT traveling mode to the split traveling mode, and the clutch changeover control in the split traveling mode are the same as in the above-described embodiment, and the occurrence of the interlock state is similarly achieved by the present invention. Can be prevented.
以上、本発明の油圧制御装置についての実施形態について説明してきたが、本発明はこれに限定されるものではなく特許請求の範囲および明細書等に記載の精神や教示を逸脱しない範囲で他の変形例、改良例が得られることが当業者は理解できるであろう。 As mentioned above, although the embodiment about the hydraulic control device of the present invention has been described, the present invention is not limited to this, and other embodiments are within the scope of the spirit and teaching described in the claims and the description. Those skilled in the art will understand that variations and improvements can be obtained.
２ 前進クラッチ
３ ギヤ
４ ギヤ
１０ ＣＶＴモードクラッチ
１２ 第一リニアソレノイドバルブ
１３ 第一スプールバルブの受圧面積Ａ’の小径ランド部
１４ 第一スプールバルブの受圧面積Ａの大径ランド部
１５ 無段変速機用の第一スプールバルブ
１８ 第一スプールバルブ用バネ部材
２０ スプリットモードクラッチ
２２ 第二リニアソレノイドバルブ
２３ 第二スプールバルブの受圧面積Ｂ’の小径ランド部
２４ 第二スプールバルブの受圧面積Ｂの大径ランド部
２５ 副変速機用の第二スプールバルブ
２８ 第二スプールバルブ用バネ部材
３０ 遊星ギヤ
３２ リングギヤ
３４ 大径スプロケット
３６ 小径スプロケット
３８ チェーン
４０ 副変速機用遊星ギヤ
１００ ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）
１０２ ＣＶＴベルト
１０４ 入力側プーリ
１０６ 出力側プーリ
１１０ 副変速機
１２０ 油圧制御部
１３０ 駆動輪
１５０ ＥＣＵ
１５２ ＣＶＴクラッチ圧制御信号
１５４ 副変速機クラッチ圧制御信号
１５８ 燃料噴射制御信号
２００ スプリット型無段変速機（スプリット型変速機）
２２０ エンジン
２３０ 入力軸
２４０ 出力軸
Ｐ１ 第一スプールバルブへの制御圧
Ｐ２ 第二スプールバルブへの制御圧
Ｐｃ ライン圧（Ｐ１、Ｐ２の元圧）
Ｆ 第一スプールバルブへ付勢されるバネ力
Ｆ’ 第二スプールバルブへ付勢されるバネ力
Ｆ1d 第一スプールバルブ小径部方向へ押す力
Ｆ1u 第一スプールバルブ大径部方向へ押す力
Ｆ2d 第二スプールバルブ小径部方向へ押す力
Ｆ2u 第二スプールバルブ大径部方向へ押す力
DESCRIPTION OF SYMBOLS 2 Forward clutch 3 Gear 4 Gear 10 CVT mode clutch 12 First linear solenoid valve 13 Small diameter land part of pressure receiving area A 'of first spool valve 14 Large diameter land part of pressure receiving area A of first spool valve 15 Continuously variable transmission First spool valve 18 spring member for first spool valve 20 split mode clutch 22 second linear solenoid valve 23 small diameter land portion of pressure receiving area B ′ of second spool valve 24 large diameter of pressure receiving area B of second spool valve Land part 25 Second spool valve for auxiliary transmission 28 Spring member for second spool valve 30 Planetary gear 32 Ring gear 34 Large diameter sprocket 36 Small diameter sprocket 38 Chain 40 Planetary gear 100 for auxiliary transmission Belt type continuously variable transmission (CVT) )
102 CVT belt 104 Input pulley 106 Output pulley 110 Subtransmission 120 Hydraulic controller 130 Drive wheel 150 ECU
152 CVT clutch pressure control signal 154 Sub-transmission clutch pressure control signal 158 Fuel injection control signal 200 Split type continuously variable transmission (split type transmission)
220 Engine 230 Input shaft 240 Output shaft P1 Control pressure to the first spool valve P2 Control pressure to the second spool valve Pc Line pressure (original pressure of P1 and P2)
F Spring force urged to the first spool valve F 'Spring force urged to the second spool valve F1d Force to push the first spool valve toward the small diameter F1u Force to push toward the first spool valve large diameter F2d First Pushing force toward the two-spool valve small diameter part F2u Pushing force toward the two-spool valve large diameter part
Claims (1)
受圧面積Ｂの大径ランド部と受圧面積Ｂ’の小径ランド部とを有する前記無段変速機の変速を補助する副変速機用の第二スプールバルブと、前記第一スプールバルブへの制御圧Ｐ１を送出する第一リニアソレノイドバルブと、
前記第二スプールバルブへの制御圧Ｐ２を送出する第二リニアソレノイドバルブと、を備え、
それぞれの前記第一スプールバルブおよび第二スプールバルブは、小径ランド部から大径ランド部に向けた付勢力Ｆ、Ｆ’を付与するバネ部材を有する油圧制御装置であって、
前記制御圧Ｐ１が、第一スプールバルブの大径ランド部と小径ランド部との連結部側に供給され、第二スプールバルブの大径ランド部の端部側に供給され、
前記制御圧Ｐ２が、第一スプールバルブの大径ランド部の端部側に供給され、第二スプールバルブの大径ランド部と小径ランド部との連結部側に供給され、
前記制御圧Ｐ１および制御圧Ｐ２の元圧となるライン圧Ｐｃは、前記制御圧Ｐ１および制御圧Ｐ２の最大値と略同一であり、第一スプールバルブおよび第二スプールバルブの小径ランド部の端部側に供給され、
無段変速機走行モードのときには、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１が増大され、Ｐ１×Ｂ＞Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’ かつ Ｐ２×Ａ＜Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が成立すると、第二スプールバルブが小径ランド部側に移動して制御圧Ｐ２の油圧経路を遮断し、第一スプールバルブが大径ランド部側に留まって無段変速機への係合圧を供給する油圧回路構成と、
無段変速機から副変速機への過渡モードのときには、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１が最大値からＰ１×Ｂ＜Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’の関係が成立するまで減少され、第二スプールバルブが大径ランド部側に移動することで第二スプールバルブから副変速機への油圧経路が連通された後、第二リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ２が増大されて前記副変速機への係合圧を供給開始するするとともに、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１がさらに低減され、第一スプールバルブが小径ランド部側に移動し、その結果、Ｐ２×Ａ＞Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が成立し、無段変速機への係合圧を遮断する油圧回路構成と、
副変速機走行モードのときには、第一リニアソレノイドバルブにより制御圧Ｐ１が低減され、第二リニアソレノイドバルブによる制御圧Ｐ２の前記副変速機への係合圧の供給が継続されることで、Ｐ１×Ｂ＜Ｐ２×（Ｂ−Ｂ’）＋（Ｐｃ×Ｂ’）＋Ｆ’の関係が維持され、第二スプールバルブが大径ランド部側に移動した状態を維持し、Ｐ２×Ａ＞Ｐ１×（Ａ−Ａ’）＋（Ｐｃ×Ａ’）＋Ｆの関係が維持され、第一スプールバルブが小径ランド部側に移動した状態を継続し、無段変速機への係合圧を遮断する油圧回路構成と、を備える、
ことを特徴とする油圧制御装置。 A first spool valve for a continuously variable transmission having a large-diameter land portion having a pressure-receiving area A and a small-diameter land portion having a pressure-receiving area A ′;
A second spool valve for a sub-transmission that assists in shifting the continuously variable transmission having a large-diameter land portion having a pressure-receiving area B and a small-diameter land portion having a pressure-receiving area B ′, and a control pressure applied to the first spool valve A first linear solenoid valve for delivering P1,
A second linear solenoid valve for delivering a control pressure P2 to the second spool valve,
Each of the first spool valve and the second spool valve is a hydraulic control device having a spring member that applies urging forces F and F ′ from the small-diameter land portion toward the large-diameter land portion,
The control pressure P1 is supplied to the connecting portion side between the large-diameter land portion and the small-diameter land portion of the first spool valve, and is supplied to the end portion side of the large-diameter land portion of the second spool valve.
The control pressure P2 is supplied to the end portion side of the large-diameter land portion of the first spool valve, and supplied to the connecting portion side of the large-diameter land portion and small-diameter land portion of the second spool valve,
The line pressure Pc, which is the original pressure of the control pressure P1 and the control pressure P2, is substantially the same as the maximum value of the control pressure P1 and the control pressure P2, and is the end of the small-diameter land portion of the first spool valve and the second spool valve. Supplied to the department side,
In the continuously variable transmission travel mode, the control pressure P1 is increased by the first linear solenoid valve, and P1 × B> P2 × (BB ′) + (Pc × B ′) + F ′ and P2 × A <P1 × When the relationship of (A−A ′) + (Pc × A ′) + F is established, the second spool valve moves to the small-diameter land portion side, interrupts the hydraulic path of the control pressure P2, and the first spool valve has a large diameter. A hydraulic circuit configuration that stays on the land side and supplies engagement pressure to the continuously variable transmission; and
In the transient mode from the continuously variable transmission to the sub-transmission, the control pressure P1 is P1 × B <P2 × (B−B ′) + (Pc × B ′) + F ′ from the maximum value by the first linear solenoid valve. After the second spool valve is moved to the large-diameter land portion side and the hydraulic path from the second spool valve to the sub-transmission is communicated, the control pressure P2 is controlled by the second linear solenoid valve. Is increased to start supplying the engagement pressure to the auxiliary transmission, the control pressure P1 is further reduced by the first linear solenoid valve, and the first spool valve moves to the small-diameter land portion side. P2 × A> P1 × (AA ′) + (Pc × A ′) + F is established, and a hydraulic circuit configuration that cuts off the engagement pressure to the continuously variable transmission;
In the sub-transmission travel mode, the control pressure P1 is reduced by the first linear solenoid valve, and the supply of the engagement pressure of the control pressure P2 by the second linear solenoid valve to the sub-transmission is continued. The relationship of × B <P2 × (B−B ′) + (Pc × B ′) + F ′ is maintained, and the state in which the second spool valve has moved to the large-diameter land portion side is maintained, and P2 × A> P1 × The hydraulic pressure that maintains the relationship of (A−A ′) + (Pc × A ′) + F, continues the state in which the first spool valve has moved to the small-diameter land portion side, and blocks the engagement pressure to the continuously variable transmission. A circuit configuration,
A hydraulic control device characterized by that.
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