JP6836972B2 - Hydraulic control device for automatic transmission - Google Patents

Description

本発明は、自動変速機の油圧制御装置に関し、特に、油圧回路への作動油の流量を少なくとも２段階に切り替え可能な自動変速機の油圧制御装置に関する。 The present invention relates to an automatic transmission hydraulic control device, and more particularly to an automatic transmission hydraulic control device capable of switching the flow rate of hydraulic oil to a hydraulic circuit in at least two stages.

従来、自動変速機の油圧制御装置に関し、内燃機関（エンジン）に駆動されるオイルポンプの負荷を低減して燃料経済性（燃費）を高めるものがある（例えば、特許文献１参照）。特許文献１では、摩擦締結要素を有するメイン油圧回路に作動油を供給する圧力（ライン圧）を低圧と高圧との２段階に切り替え可能なライン圧制御バルブを有し、必要に応じて低圧が多くなるように制御する。ライン圧が低圧となると、ライン圧が高圧のときと比較して、ライン圧制御バルブに作動油を供給するオイルポンプの負荷が減る。すると、オイルポンプを駆動するエンジンの負荷も減り、燃費が向上する。 Conventionally, there is a hydraulic control device for an automatic transmission that reduces the load of an oil pump driven by an internal combustion engine (engine) to improve fuel economy (fuel efficiency) (see, for example, Patent Document 1). Patent Document 1 has a line pressure control valve capable of switching the pressure (line pressure) for supplying hydraulic oil to a main hydraulic circuit having a friction fastening element into two stages of low pressure and high pressure, and the low pressure can be reduced as needed. Control to increase. When the line pressure becomes low, the load of the oil pump that supplies the hydraulic oil to the line pressure control valve is reduced as compared with the case where the line pressure is high. Then, the load on the engine that drives the oil pump is also reduced, and fuel efficiency is improved.

ここで、メイン油圧回路にて必要なライン圧を出力するためには、オイルポンプからメイン油圧回路に供給される作動油の流量が十分でなければならない。しかし、常に必要以上の作動油を高圧のメイン油圧回路に供給すると、オイルポンプの負荷が多くなる。このため、従来、クラッチ等を有し高圧のメイン油圧回路と、潤滑系等から構成され低圧のサブ油圧回路とから構成される２つの油圧回路に対して、オイルポンプから供給される作動油の流量を推定し、必要以上の流量がメイン油圧回路に供給されていると判断される場合には、オイルポンプから吐出される作動油の一部をサブ油圧回路に流すように切り替える。これにより、オイルポンプから高圧のメイン油圧回路への流量を減らし、オイルポンプの負荷を減らすという流量切替制御をしていた。そして、流量切替制御の切り替えは、オイルポンプからメイン油圧回路への作動油の推定流量を基準として行うこととし、当該推定流量をオイルポンプの作動時に算出しつつ行っていた。 Here, in order to output the required line pressure in the main hydraulic circuit, the flow rate of the hydraulic oil supplied from the oil pump to the main hydraulic circuit must be sufficient. However, if more hydraulic oil than necessary is constantly supplied to the high-pressure main hydraulic circuit, the load on the oil pump will increase. For this reason, conventionally, the hydraulic oil supplied from the oil pump to two hydraulic circuits composed of a high-pressure main hydraulic circuit having a clutch or the like and a low-pressure sub-hydraulic circuit composed of a lubrication system or the like. When the flow rate is estimated and it is determined that more flow rate than necessary is supplied to the main hydraulic circuit, a part of the hydraulic oil discharged from the oil pump is switched to flow to the sub-hydraulic circuit. As a result, the flow rate switching control was performed to reduce the flow rate from the oil pump to the high-pressure main hydraulic circuit and reduce the load on the oil pump. Then, the flow rate switching control was switched based on the estimated flow rate of the hydraulic oil from the oil pump to the main hydraulic circuit, and the estimated flow rate was calculated while the oil pump was operating.

しかしながら、推定流量を算定するにあたり、従来は、オイルポンプの個体差や耐久劣化を考慮し、比較的低い吐出能力であるオイルポンプを基準として、オイルポンプから吐出される作動油の推定流量を決定していた。この場合、実際には高い吐出能力を有するオイルポンプであっても、低い吐出能力のオイルポンプの推定流量を用いて流量切替制御をせねばならない。低い吐出能力のオイルポンプと仮定して、オイルポンプの供給流量を推定すると、実際に必要な供給流量よりも多くの流量をメイン油圧回路に供給することとなる。この結果、オイルポンプの負荷が大きくなり、燃費が悪くなるおそれがあった。 However, in calculating the estimated flow rate, conventionally, the estimated flow rate of hydraulic oil discharged from the oil pump is determined based on the oil pump, which has a relatively low discharge capacity, in consideration of individual differences and durability deterioration of the oil pump. Was. In this case, even if the oil pump actually has a high discharge capacity, the flow rate switching control must be performed using the estimated flow rate of the oil pump having a low discharge capacity. Assuming an oil pump with a low discharge capacity, estimating the supply flow rate of the oil pump will supply more flow rate to the main hydraulic circuit than is actually required. As a result, the load on the oil pump becomes large, and there is a risk that fuel efficiency may deteriorate.

特開２００２−０８９６７９号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 2002-089679

本発明は上述の点に鑑みてなされたものでありその目的は、オイルポンプの負荷を減らし燃費を向上させ得る自動変速機の油圧制御装置を提供することにある。 The present invention has been made in view of the above points, and an object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission capable of reducing the load on an oil pump and improving fuel efficiency.

上記課題を解決するため本発明にかかる自動変速機の油圧制御装置は、係合により動力の伝達を行う摩擦係合要素（２４ｃ）を有し所定の変速比で動力を伝達する自動変速機と、摩擦係合要素（２４ｃ）を係合させるための油圧を供給する油圧供給機構（４６）と、油圧供給機構（４６）を制御する制御手段（９１）と、を備えた自動変速機の油圧制御装置であって、油圧供給機構（４６）は、摩擦係合要素（２４ｃ）を有し相対的に高い油圧を必要とするメイン油圧回路（４７）と、相対的に低い油圧を必要とするサブ油圧回路（４８）と、内燃機関（１０）により駆動されメイン油圧回路（４７）及びサブ油圧回路（４８）に作動油を供給する油圧供給源（４６ａ１，４６ａ２）と、油圧供給源（４６ａ１，４６ａ２）からメイン油圧回路（４７）へ供給される流量が相対的に少ない第１状態（潤滑モード）と、油圧供給源（４６ａ１，４６ａ２）からメイン油圧回路（４７）へ供給される流量が相対的に多い第２状態（高圧モード）と、の少なくとも２段階に切り替え可能な流量調整手段（４６ｇ）と、第１状態（潤滑モード）におけるメイン油圧回路（４７）への作動油の流量の推定値である推定供給流量（Ｑｓ）と、前記第１状態（潤滑モード）における前記メイン油圧回路（４７）にて消費される作動油の流量の推定値である推定消費流量（Ｑｃ）とを推定する流量推定手段（９２）と、摩擦係合要素（２４ｃ）の滑りを検知した場合に滑り検知信号（ＳＩ）を出力する滑り検知手段（９３）と、を備え、制御手段（９１）は、推定供給流量（Ｑｓ）が推定消費流量（Ｑｃ）を下回った場合に、第１状態（潤滑モード）から第２状態（高圧モード）に切り替え、推定供給流量（Ｑｓ）が推定消費流量（Ｑｃ）を超えた場合に、第２状態（高圧モード）から第１状態（潤滑モード）に切り替える流量切替制御を行い、流量切替制御の際に滑り検知手段（９３）から滑り検知信号（ＳＩ）が出力されない場合には、推定供給流量（Ｑｓ）を増加させる補正または推定消費流量（Ｑｃ）を減少させる補正のうち少なくとも一方を行うことで第１状態（潤滑モード）を増加させる第１状態増加補正を行うことを特徴とする。 In order to solve the above problems, the flood control device for an automatic transmission according to the present invention is an automatic transmission having a friction engaging element (24c) that transmits power by engagement and transmitting power at a predetermined gear ratio. , The oil pressure of the automatic transmission including the oil pressure supply mechanism (46) for supplying the oil pressure for engaging the friction engagement element (24c) and the control means (91) for controlling the oil pressure supply mechanism (46). In the control device, the hydraulic supply mechanism (46) requires a main hydraulic circuit (47) having a friction engaging element (24c) and requiring a relatively high hydraulic pressure, and a relatively low hydraulic pressure. A sub-hydraulic circuit (48), a hydraulic supply source (46a1, 46a2) driven by an internal combustion engine (10) to supply hydraulic oil to the main hydraulic circuit (47) and the sub-hydraulic circuit (48), and a hydraulic supply source (46a1). , 46a2), the first state (lubricating mode) in which the flow rate supplied from the main hydraulic circuit (47) is relatively small, and the flow rate supplied from the hydraulic supply sources (46a1, 46a2) to the main hydraulic circuit (47) The flow rate adjusting means (46 g) that can be switched between the relatively large second state (high pressure mode) and at least two stages, and the flow rate of hydraulic oil to the main hydraulic circuit (47) in the first state (lubricating mode). An estimated supply flow rate (Qs), which is an estimated value, and an estimated consumption flow rate (Qc), which is an estimated value of the flow rate of hydraulic oil consumed in the main hydraulic circuit (47) in the first state (lubricating mode). The control means (91) includes a flow rate estimation means (92) for estimating and a slip detection means (93) that outputs a slip detection signal (SI) when the slip of the friction engaging element (24c) is detected. When the estimated supply flow rate (Qs) is lower than the estimated consumption flow rate (Qc), the first state (lubrication mode) is switched to the second state (high pressure mode), and the estimated supply flow rate (Qs) becomes the estimated consumption flow rate (Qc). ) Is exceeded, the flow rate switching control for switching from the second state (high pressure mode) to the first state (lubricating mode) is performed, and the slip detection signal (SI) is transmitted from the slip detection means (93) during the flow switching control. If it is not output, the first state increase correction that increases the first state (lubricating mode) by performing at least one of the correction that increases the estimated supply flow rate (Qs) and the correction that decreases the estimated consumption flow rate (Qc). It is characterized by performing.

このように、流量切替制御の時点において摩擦係合要素の滑り検知を行い、滑り検知信号が出力されない場合には、流量切替制御の時点において、摩擦係合要素の係合のために十分な作動油の流量を供給できていると制御手段が判断する。そこで、制御手段は、第１状態増加補正を行う。すると、制御手段が第１状態を選択する時間を多くすることができ、油圧供給源から高圧のメイン油圧回路へ供給される流量が少なくなることで、油圧供給源及びこれを駆動する内燃機関にかかる負荷を低減することができる。この結果、燃費向上を図ることができる。 In this way, slip detection of the friction engaging element is performed at the time of flow rate switching control, and when the slip detection signal is not output, sufficient operation for engagement of the friction engaging element is performed at the time of flow rate switching control. The control means determines that the flow rate of oil can be supplied. Therefore, the control means performs the first state increase correction. Then, the time for the control means to select the first state can be increased, and the flow rate supplied from the hydraulic supply source to the high-pressure main hydraulic circuit is reduced, so that the hydraulic supply source and the internal combustion engine driving the hydraulic supply source are affected. Such a load can be reduced. As a result, fuel efficiency can be improved.

また、上記自動変速機の油圧制御装置において、制御手段（９１）は、滑り検知手段（９３）から滑り検知信号（ＳＩ）が出力された場合には、推定供給流量（Ｑｓ）を減少させる補正または推定消費流量（Ｑｃ）を増加させる補正のうち少なくとも一方を行うことで第１状態（潤滑モード）を減少させる第１状態減少補正を行うこととしてもよい。 Further, in the hydraulic control device of the automatic transmission, the control means (91) reduces the estimated supply flow rate (Qs) when the slip detection signal (SI) is output from the slip detection means (93). Alternatively, the first state reduction correction for reducing the first state (lubrication mode) may be performed by performing at least one of the corrections for increasing the estimated consumption flow rate (Qc).

このように、滑り検知信号が出力された場合には、摩擦係合要素の係合のために十分な作動油の流量を供給できていないと制御手段が判断する。そこで、制御手段は、第１状態減少補正を行う。すると、制御手段が第１状態を選択する時間を減少させ、第２状態を選択する時間が増加するので、十分な作動油の流量がメイン油圧回路に供給される。 When the slip detection signal is output in this way, the control means determines that a sufficient flow rate of hydraulic oil cannot be supplied for the engagement of the friction engaging element. Therefore, the control means performs the first state reduction correction. Then, the time for the control means to select the first state is reduced, and the time for selecting the second state is increased, so that a sufficient flow rate of the hydraulic oil is supplied to the main hydraulic circuit.

また、上記自動変速機の油圧制御装置において、制御手段（９１）は、滑り検知手段（９３）から滑り検知信号（ＳＩ）が出力されない場合に、流量切替制御の際に第１状態増加補正を行い、滑り検知手段（９３）から滑り検知信号（ＳＩ）が出力された場合には、第１状態減少補正を行うとともにその後における第１状態増加補正を中止することとしてもよい。 Further, in the hydraulic control device of the automatic transmission, the control means (91) corrects the first state increase at the time of flow rate switching control when the slip detection signal (SI) is not output from the slip detection means (93). Then, when the slip detection signal (SI) is output from the slip detection means (93), the first state decrease correction may be performed and the subsequent first state increase correction may be stopped.

このように、滑り検知信号が出力される前においては、第１状態増加補正を行うたびに第１状態が増えるため、メイン油圧回路に供給する流量を少なくすることができる。また、滑り検知信号が出力された場合には、第１状態減少補正を行うことで、滑り検知信号が出力される直前の推定流量、すなわち推定供給流量又は推定消費流量に戻すことができる。当該推定流量は、滑りが検知されず且つ最も実際の流量に即した値と考えることができる。ここで、その後における第１状態増加補正を中止することで、当該推定流量が変更されず、当該推定流量に基づいて流量切替制御を行うことで、メイン油圧回路に対する実際の流量に近い流量切替制御が可能となる。なお、いったん滑り検知信号が出力された後においても、第１状態減少補正は中止しないので、油圧供給源の継続使用により油圧供給源の特性が変化して、再び滑り検知信号が出力された場合には、再び第１状態減少補正を行うことで、実際の流量に近い流量切替制御が可能となる。 As described above, before the slip detection signal is output, the first state increases each time the first state increase correction is performed, so that the flow rate supplied to the main hydraulic circuit can be reduced. Further, when the slip detection signal is output, the first state reduction correction can be performed to return to the estimated flow rate immediately before the slip detection signal is output, that is, the estimated supply flow rate or the estimated consumption flow rate. The estimated flow rate can be considered as a value that does not detect slippage and is most in line with the actual flow rate. Here, by stopping the subsequent first state increase correction, the estimated flow rate is not changed, and by performing the flow rate switching control based on the estimated flow rate, the flow rate switching control close to the actual flow rate for the main hydraulic circuit is performed. Is possible. Since the first state reduction correction is not stopped even after the slip detection signal is output once, the characteristics of the hydraulic supply source change due to continuous use of the hydraulic supply source, and the slip detection signal is output again. By performing the first state reduction correction again, it is possible to control the flow rate switching close to the actual flow rate.

また、上記自動変速機の油圧制御装置において、メイン油圧回路（４７）は、油圧供給源（４６ａ１，４６ａ２）からの作動油が供給される第１作動油供給部と、第１作動油供給部の余剰分の作動油が供給される第２作動油供給部と、を備え、第２作動油供給部は、摩擦係合要素（２４ｃ）に油圧を供給することとしてもよい。 Further, in the hydraulic control device of the automatic transmission, the main hydraulic circuit (47) is a first hydraulic oil supply unit and a first hydraulic oil supply unit to which hydraulic oil is supplied from the hydraulic supply sources (46a1, 46a2). The second hydraulic oil supply unit may be provided with a second hydraulic oil supply unit to which the surplus hydraulic oil is supplied, and the second hydraulic oil supply unit may supply the oil pressure to the friction engaging element (24c).

このように、第１作動油供給部の後に摩擦係合要素に作動油が供給される構成である場合、より後に作動油が供給される第２作動油供給部にある摩擦係合要素の方が、第１作動油供給部よりも作動油の流量不足が生じやすい。ここで、摩擦係合要素の滑りを検知し、作動油の流量不足の有無を判断することで、第１作動油供給部における作動油の流量不足を未然に防ぐことができる。また、流量不足が生じやすい第２作動油供給部の検知を行うことで、いち早く流量不足の検知ができるため、作動油の流量の収支計算の精度を上げることができる。 In this way, when the hydraulic oil is supplied to the friction engaging element after the first hydraulic oil supply unit, the friction engaging element in the second hydraulic oil supply unit to which the hydraulic oil is supplied later However, the flow rate of the hydraulic oil is more likely to be insufficient than that of the first hydraulic oil supply unit. Here, by detecting the slip of the friction engaging element and determining whether or not the flow rate of the hydraulic oil is insufficient, it is possible to prevent the flow rate of the hydraulic oil from being insufficient in the first hydraulic oil supply unit. Further, by detecting the second hydraulic oil supply unit where the flow rate shortage is likely to occur, the flow rate shortage can be detected quickly, so that the accuracy of the balance calculation of the hydraulic oil flow rate can be improved.

また、上記自動変速機の油圧制御装置において、摩擦係合要素（２４ｃ）は、トルクコンバータのロックアップクラッチであることとしてもよい。 Further, in the hydraulic control device of the automatic transmission, the friction engaging element (24c) may be a lockup clutch of a torque converter.

このように、摩擦係合要素（２４ｃ）を、トルクコンバータのロックアップクラッチとすると、第１作動油供給部を、例えば、自動変速機の主要な変速機構に設定した場合、主要な変速機構における作動油の流量不足を未然に防ぐことができる。また、流量不足が生じやすいトルクコンバータのロックアップクラッチの滑り検知を行うことで、いち早く流量不足の検知ができるため、作動油の流量の収支計算の精度を上げることができる。 As described above, assuming that the friction engaging element (24c) is a lockup clutch of the torque converter, when the first hydraulic oil supply unit is set to, for example, the main transmission mechanism of the automatic transmission, the main transmission mechanism is used. It is possible to prevent insufficient flow of hydraulic oil. Further, by detecting the slip of the lockup clutch of the torque converter, which tends to cause a flow rate shortage, the flow rate shortage can be detected quickly, so that the accuracy of the hydraulic oil flow rate balance calculation can be improved.

なお、上記の括弧内の符号は、後述する実施形態の対応する構成要素の符号を本発明の一例として示したものである。 The reference numerals in parentheses above indicate the reference numerals of the corresponding components of the embodiments described later as an example of the present invention.

本発明にかかる自動変速機の油圧制御装置によれば、オイルポンプの負荷を減らし燃費を向上させ得る。 According to the hydraulic control device for an automatic transmission according to the present invention, the load on the oil pump can be reduced and fuel efficiency can be improved.

本実施形態にかかる自動変速機の油圧制御装置を備える車両の全体構成例を示す図である。It is a figure which shows the whole configuration example of the vehicle which includes the hydraulic control device of the automatic transmission which concerns on this embodiment. 油圧供給機構の油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic supply mechanism. 油圧制御装置のブロック図である。It is a block diagram of a hydraulic control device. 推定流量の決定方法に関するフローチャートである。It is a flowchart about the determination method of the estimated flow rate. 推定流量補正に関するフローチャートである。It is a flowchart about estimated flow rate correction. 潤滑モードから高圧モードへの切替時に推定供給流量の増加補正を行った例を示す図である。It is a figure which shows the example which performed the increase correction of the estimated supply flow rate at the time of switching from a lubrication mode to a high pressure mode. 滑り検知信号を検知した場合に推定供給流量の減少補正を行った例を示す図である。It is a figure which shows the example which performed the reduction correction of the estimated supply flow rate when the slip detection signal was detected. 高圧モードから潤滑モードへの切替時に推定供給流量の増加補正を行った例を示す図である。It is a figure which shows the example which performed the increase correction of the estimated supply flow rate at the time of switching from a high pressure mode to a lubrication mode. 潤滑モードから高圧モードへの切替時に推定消費流量の減少補正を行った例を示す図である。It is a figure which shows the example which performed the reduction correction of the estimated consumption flow rate at the time of switching from a lubrication mode to a high pressure mode.

以下、添付図面を参照して本発明の実施形態を詳細に説明する。図１は、本実施形態にかかる自動変速機の油圧制御装置を備える車両の全体構成例を示す図である。同図に示す車両は、駆動源としてのエンジン１０（内燃機関）と、トルクコンバータ２４と、エンジン１０の駆動力による回転を変速して出力する無段変速機２６（ＣＶＴ：Continuous Variable Transmission）と、前後進切替装置２８とを備える。前後進切替装置２８には、エンジン１０の駆動力の無段変速機２６への伝達を断接するために設けられた前進クラッチ２８ａが含まれる。また、車両は、上記のエンジン１０、無段変速機２６、前後進切替装置２８を制御するための制御装置であるエンジンコントローラ６６及びシフトコントローラ９０を備える。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings. FIG. 1 is a diagram showing an overall configuration example of a vehicle including a hydraulic control device for an automatic transmission according to the present embodiment. The vehicle shown in the figure includes an engine 10 (internal combustion engine) as a drive source, a torque converter 24, and a continuously variable transmission 26 (CVT) that shifts and outputs rotation due to the driving force of the engine 10. , A forward / backward switching device 28 is provided. The forward / reverse switching device 28 includes a forward clutch 28a provided for connecting / disconnecting the transmission of the driving force of the engine 10 to the continuously variable transmission 26. The vehicle also includes an engine controller 66 and a shift controller 90, which are control devices for controlling the engine 10, the continuously variable transmission 26, and the forward / backward switching device 28.

エンジン１０の吸気系に配置されたスロットルバルブ（図示せず）は、車両の運転席の床面に配置されるアクセルペダルとの機械的な接続が絶たれ電動モータなどのアクチュエータからなるＤＢＷ機構１６（Drive By Wire 機構）に接続され、ＤＢＷ機構１６で開閉される。 The throttle valve (not shown) arranged in the intake system of the engine 10 is a DBW mechanism 16 composed of an actuator such as an electric motor whose mechanical connection with the accelerator pedal arranged on the floor surface of the driver's seat of the vehicle is cut off. It is connected to (Drive By Wire mechanism) and opened and closed by the DBW mechanism 16.

スロットルバルブで調量された吸気は、インテークマニホルド（図示せず）を通って流れ、各気筒の吸気ポート付近でインジェクタ２０から噴射された燃料と混合して混合気を形成し、吸気バルブ（図示せず）が開弁されたとき、当該気筒の燃焼室（図示せず）に流入する。燃焼室において混合気は点火されて燃焼し、ピストンを駆動してクランクシャフト２２を回転させた後、排気となってエンジン１０の外部に放出される。 The intake air metered by the throttle valve flows through the intake chamber (not shown) and mixes with the fuel injected from the injector 20 near the intake port of each cylinder to form an air-fuel mixture, and the intake valve (figure). When the valve (not shown) is opened, it flows into the combustion chamber (not shown) of the cylinder. The air-fuel mixture is ignited and burned in the combustion chamber, drives the piston to rotate the crankshaft 22, and then becomes exhaust gas and is discharged to the outside of the engine 10.

エンジン１０のクランクシャフト２２は、トルクコンバータ２４のポンプ・インペラ２４ａに接続される一方、それに対向配置されて流体（作動油）を収受するタービン・ランナ２４ｂはメインシャフトＭＳ（入力軸）に接続される。これによりクランクシャフト２２の回転は、トルクコンバータ２４に入力される。また、トルクコンバータ２４は、ロックアップクラッチ２４ｃ（摩擦係合要素）を有する。 The crankshaft 22 of the engine 10 is connected to the pump impeller 24a of the torque converter 24, while the turbine runner 24b, which is arranged to face the pump impeller 24a and receives the fluid (hydraulic oil), is connected to the main shaft MS (input shaft). To. As a result, the rotation of the crankshaft 22 is input to the torque converter 24. Further, the torque converter 24 has a lockup clutch 24c (friction engagement element).

また、クランクシャフト２２の回転は、トルクコンバータ２４を介して、無段変速機２６に入力される。無段変速機２６は、メインシャフトＭＳ、より正確にはその外周側シャフト、に配置されたドライブプーリ２６ａと、メインシャフトＭＳに平行なカウンタシャフトＣＳ（出力軸）、より正確にはカウンタシャフトＣＳの外周側シャフト、に配置されたドリブンプーリ２６ｂと、その間に掛け回される無端可撓部材、例えば金属製のベルト２６ｃからなる。 Further, the rotation of the crankshaft 22 is input to the continuously variable transmission 26 via the torque converter 24. The continuously variable transmission 26 includes a drive pulley 26a arranged on the main shaft MS, more accurately, the outer peripheral side shaft thereof, and a counter shaft CS (output shaft) parallel to the main shaft MS, more accurately, the counter shaft CS. It is composed of a driven pulley 26b arranged on the outer peripheral side shaft of the above, and an endless flexible member, for example, a metal belt 26c, which is hung between them.

ドライブプーリ２６ａは、メインシャフトＭＳの外周側シャフトに相対回転不能で軸方向移動不能に配置された固定プーリ半体２６ａ１と、メインシャフトＭＳの外周側シャフトに相対回転不能で固定プーリ半体２６ａ１に対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ半体２６ａ２からなる。ドリブンプーリ２６ｂは、カウンタシャフトＣＳの外周側シャフトに相対回転不能で軸方向移動不能に配置された固定プーリ半体２６ｂ１と、カウンタシャフトＣＳに相対回転不能で固定プーリ半体２６ｂ１に対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ半体２６ｂ２からなる。 The drive pulley 26a is divided into a fixed pulley half body 26a1 which is arranged so that it cannot rotate relative to the outer peripheral side shaft of the main shaft MS and cannot move in the axial direction, and a fixed pulley half body 26a1 which cannot rotate relative to the outer peripheral side shaft of the main shaft MS. On the other hand, it is composed of a movable pulley half body 26a2 that can move relative to the axial direction. The driven pulley 26b has an axial direction with respect to a fixed pulley half body 26b1 which is arranged on the outer peripheral side shaft of the counter shaft CS so as not to rotate in the axial direction and a fixed pulley half body 26b1 which cannot rotate relative to the counter shaft CS and cannot move in the axial direction. It consists of a movable pulley half body 26b2 that can move relative to each other.

無段変速機２６は、前後進切替装置２８を介してエンジン１０に接続される。前後進切替装置２８は、車両の前進方向への走行を可能にする前進クラッチ２８ａと、後進方向への走行を可能にする後進ブレーキクラッチ２８ｂと、その間に配置されるプラネタリギヤ機構２８ｃからなる。無段変速機２６は、エンジン１０に前進クラッチ２８ａを介して接続される。 The continuously variable transmission 26 is connected to the engine 10 via the forward / backward switching device 28. The forward / backward switching device 28 includes a forward clutch 28a that enables the vehicle to travel in the forward direction, a reverse brake clutch 28b that enables the vehicle to travel in the reverse direction, and a planetary gear mechanism 28c arranged between them. The continuously variable transmission 26 is connected to the engine 10 via a forward clutch 28a.

プラネタリギヤ機構２８ｃにおいて、サンギヤ２８ｃ１はメインシャフトＭＳに固定されるとともに、リングギヤ２８ｃ２は前進クラッチ２８ａを介してドライブプーリ２６ａの固定プーリ半体２６ａ１に固定される。サンギヤ２８ｃ１とリングギヤ２８ｃ２の間には、ピニオン２８ｃ３が配置される。ピニオン２８ｃ３は、サンギヤ２８ｃ１と噛合い、キャリア２８ｃ４と一体に構成される。キャリア２８ｃ４は、後進ブレーキクラッチ２８ｂが作動させられると、それによって固定（ロック）される。 In the planetary gear mechanism 28c, the sun gear 28c1 is fixed to the main shaft MS, and the ring gear 28c2 is fixed to the fixed pulley half body 26a1 of the drive pulley 26a via the forward clutch 28a. A pinion 28c3 is arranged between the sun gear 28c1 and the ring gear 28c2. The pinion 28c3 meshes with the sun gear 28c1 and is integrally formed with the carrier 28c4. The carrier 28c4 is locked by the reverse brake clutch 28b when it is activated.

カウンタシャフトＣＳの回転は、ギヤを介してセカンダリシャフトＳＳ（中間軸）から駆動輪１２に伝えられる。即ち、カウンタシャフトＣＳの回転は、ギヤ３０ａ，３０ｂを介してセカンダリシャフトＳＳに伝えられ、その回転はギヤ３０ｃを介してディファレンシャル３２から駆動軸３４に伝わり、最終的に左右の駆動輪１２（右側のみ示す）に伝えられる。 The rotation of the counter shaft CS is transmitted from the secondary shaft SS (intermediate shaft) to the drive wheels 12 via gears. That is, the rotation of the counter shaft CS is transmitted to the secondary shaft SS via the gears 30a and 30b, and the rotation is transmitted from the differential 32 to the drive shaft 34 via the gear 30c, and finally the left and right drive wheels 12 (right side). Only shown).

駆動輪１２（前輪）と図示しない従動輪（後輪）の付近には、ディスクブレーキ３６が配置される。車両の運転席の床面にはブレーキペダル４０及びアクセルペダル５６が配置される。ブレーキペダル４０の付近にはブレーキスイッチ４０ａが設けられる。ブレーキスイッチ４０ａは、運転者のブレーキペダル４０の操作に応じてオン信号を出力する。また、アクセルペダル５６の付近には、アクセル開度センサ５６ａが設けられる。アクセル開度センサ５６ａは、運転者のアクセルペダル操作量に相当するアクセル開度に比例する信号を出力する。 Disc brakes 36 are arranged in the vicinity of the driving wheels 12 (front wheels) and the driven wheels (rear wheels) (not shown). A brake pedal 40 and an accelerator pedal 56 are arranged on the floor surface of the driver's seat of the vehicle. A brake switch 40a is provided near the brake pedal 40. The brake switch 40a outputs an on signal in response to the operation of the driver's brake pedal 40. Further, an accelerator opening sensor 56a is provided in the vicinity of the accelerator pedal 56. The accelerator opening sensor 56a outputs a signal proportional to the accelerator opening corresponding to the driver's accelerator pedal operation amount.

前後進切替装置２８において前進クラッチ２８ａと後進ブレーキクラッチ２８ｂの切替は、車両運転席に設けられたレンジセレクタ４４を運転者が操作して例えばＰ，Ｒ，Ｎ，Ｄなどのレンジのいずれかを選択することで行われる。運転者のレンジセレクタ４４の操作によるレンジ選択は、油圧供給機構４６のマニュアルバルブに伝えられる。レンジセレクタ４４の付近には、レンジセレクタスイッチ４４ａが設けられる。レンジセレクタスイッチ４４ａは、運転者によって選択されたＰ，Ｒ，Ｎ，Ｄなどのレンジに応じた信号を出力する。 In the forward / backward switching device 28, the driver operates the range selector 44 provided in the driver's seat of the vehicle to switch between the forward clutch 28a and the reverse brake clutch 28b, for example, one of the ranges such as P, R, N, and D. It is done by selecting. The range selection by the operation of the range selector 44 by the driver is transmitted to the manual valve of the hydraulic supply mechanism 46. A range selector switch 44a is provided in the vicinity of the range selector 44. The range selector switch 44a outputs a signal corresponding to a range such as P, R, N, D selected by the driver.

レンジセレクタ４４を介して、例えばＤ，Ｓ，Ｌレンジが選択されると、それに応じてマニュアルバルブのスプールが移動し、後進ブレーキクラッチ２８ｂのピストン室から作動油（油圧）が排出される一方、前進クラッチ２８ａのピストン室に油圧が供給されて前進クラッチ２８ａが締結される。 When, for example, the D, S, L range is selected via the range selector 44, the spool of the manual valve moves accordingly, and the hydraulic oil (flood) is discharged from the piston chamber of the reverse brake clutch 28b, while Flood is supplied to the piston chamber of the forward clutch 28a to engage the forward clutch 28a.

前進クラッチ２８ａが締結されると、全ギヤがメインシャフトＭＳと一体に回転し、ドライブプーリ２６ａはメインシャフトＭＳと同方向（前進方向）に駆動される。よって、車両は前進方向に走行する。 When the forward clutch 28a is engaged, all gears rotate integrally with the main shaft MS, and the drive pulley 26a is driven in the same direction (forward direction) as the main shaft MS. Therefore, the vehicle travels in the forward direction.

Ｒレンジが選択されると、前進クラッチ２８ａのピストン室から作動油が排出される一方、後進ブレーキクラッチ２８ｂのピストン室に油圧が供給されて後進ブレーキクラッチ２８ｂが作動する。 When the R range is selected, hydraulic oil is discharged from the piston chamber of the forward clutch 28a, while oil is supplied to the piston chamber of the reverse brake clutch 28b to operate the reverse brake clutch 28b.

ＰあるいはＮレンジが選択されると、両方のピストン室から作動油が排出されて前進クラッチ２８ａと後進ブレーキクラッチ２８ｂが共に開放され、前後進切替装置２８を介しての動力伝達が断たれ、エンジン１０と無段変速機２６のドライブプーリ２６ａとの間の動力伝達が遮断される。 When the P or N range is selected, hydraulic oil is discharged from both piston chambers, both the forward clutch 28a and the reverse brake clutch 28b are released, power transmission via the forward / backward switching device 28 is cut off, and the engine The power transmission between the 10 and the drive pulley 26a of the continuously variable transmission 26 is cut off.

エンジン１０のカム軸（図示せず）付近などの適宜位置にはクランク角センサ５０が設けられている。クランク角センサ５０は、ピストンの所定クランク角度位置ごとにエンジン回転数ＮＥを示す信号を出力する。また、吸気系においてスロットルバルブの下流の適宜位置には絶対圧センサ５２が設けられている。絶対圧センサ５２は、吸気管内絶対圧（エンジン負荷）ＰＢＡに比例した信号を出力する。ＤＢＷ機構１６のアクチュエータには、スロットル開度センサ５４が設けられている。 A crank angle sensor 50 is provided at an appropriate position such as near the camshaft (not shown) of the engine 10. The crank angle sensor 50 outputs a signal indicating the engine speed NE for each predetermined crank angle position of the piston. Further, an absolute pressure sensor 52 is provided at an appropriate position downstream of the throttle valve in the intake system. The absolute pressure sensor 52 outputs a signal proportional to the absolute pressure (engine load) PBA in the intake pipe. The actuator of the DBW mechanism 16 is provided with a throttle opening sensor 54.

クランク角センサ５０などの出力は、エンジンコントローラ６６に送られる。エンジンコントローラ６６は、マイクロコンピュータを備え、それらセンサ出力に基づいて目標スロットル開度を決定してＤＢＷ機構１６の動作を制御するとともに、燃料噴射量を決定してインジェクタ２０を駆動する。 The output of the crank angle sensor 50 and the like is sent to the engine controller 66. The engine controller 66 includes a microcomputer, determines a target throttle opening degree based on the sensor outputs to control the operation of the DBW mechanism 16, and determines a fuel injection amount to drive the injector 20.

メインシャフトＭＳには、ＮＴセンサ７０が設けられている。ＮＴセンサ７０は、タービン・ランナ２４ｂの回転数、具体的にはメインシャフトＭＳの回転数ＮＴ、より具体的には、前進クラッチ２８ａの入力軸回転数を示すパルス信号を出力する。 The NT sensor 70 is provided on the main shaft MS. The NT sensor 70 outputs a pulse signal indicating the rotation speed of the turbine runner 24b, specifically, the rotation speed NT of the main shaft MS, and more specifically, the input shaft rotation speed of the forward clutch 28a.

無段変速機２６のドライブプーリ２６ａの近傍には、ＮＤＲセンサ７２が設けられている。ＮＤＲセンサ７２は、ドライブプーリ２６ａの回転数ＮＤＲ、換言すれば前進クラッチ２８ａの出力軸回転数に応じたパルス信号を出力する。 An NDR sensor 72 is provided in the vicinity of the drive pulley 26a of the continuously variable transmission 26. The NDR sensor 72 outputs a pulse signal corresponding to the rotation speed NDR of the drive pulley 26a, in other words, the output shaft rotation speed of the forward clutch 28a.

ドリブンプーリ２６ｂの近傍には、ＮＤＮセンサ７４が設けられている。ＮＤＮセンサ７４は、ドリブンプーリ２６ｂの回転数ＮＤＮ、即ち、カウンタシャフトＣＳの回転数を示すパルス信号を出力する。セカンダリシャフトＳＳのギヤ３０ｂの付近には、Ｖセンサ７６が設けられている。Ｖセンサ７６は、セカンダリシャフトＳＳの回転数を通じて車速Ｖを示すパルス信号を出力する。油圧供給機構４６は、所定の油路に配置され油圧を計測する油圧センサ８２と、油温を計測する油温センサ８４とが配置される。 An NDN sensor 74 is provided in the vicinity of the driven pulley 26b. The NDN sensor 74 outputs a pulse signal indicating the rotation speed NDN of the driven pulley 26b, that is, the rotation speed of the counter shaft CS. A V sensor 76 is provided in the vicinity of the gear 30b of the secondary shaft SS. The V sensor 76 outputs a pulse signal indicating the vehicle speed V through the rotation speed of the secondary shaft SS. In the oil pressure supply mechanism 46, an oil pressure sensor 82 that is arranged in a predetermined oil passage and measures the oil pressure and an oil temperature sensor 84 that measures the oil temperature are arranged.

上述の各種センサの出力は、図示しないその他のセンサの出力も含め、シフトコントローラ９０に送られる。シフトコントローラ９０もＣＰＵ，ＲＯＭ，ＲＡＭ，Ｉ／Ｏなどからなるマイクロコンピュータを備えるとともに、エンジンコントローラ６６と通信自在に構成される。 The outputs of the various sensors described above, including the outputs of other sensors (not shown), are sent to the shift controller 90. The shift controller 90 also includes a microcomputer including a CPU, ROM, RAM, I / O, etc., and is configured to be freely communicative with the engine controller 66.

図２は、油圧供給機構４６の油圧回路図である。本実施形態の油圧供給機構４６は、メイン油圧回路４７と、サブ油圧回路４８から構成される。メイン油圧回路４７は、後述のＰＨ制御バルブ４６ｃを含み、無段変速機２６、前後進切替装置２８及びトルクコンバータ２４の各部を制御するための油圧回路である。サブ油圧回路４８は、後述の潤滑系４６ｊを有する油圧回路である。メイン油圧回路４７には油圧制御が必要な構成部材が多いため、メイン油圧回路４７の油圧は、相対的に高い油圧となる。これに対して、サブ油圧回路４８の油圧は、相対的に低い油圧となる。 FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram of the hydraulic supply mechanism 46. The hydraulic supply mechanism 46 of the present embodiment includes a main hydraulic circuit 47 and a sub hydraulic circuit 48. The main hydraulic circuit 47 includes a PH control valve 46c described later, and is a hydraulic circuit for controlling each part of the continuously variable transmission 26, the forward / backward switching device 28, and the torque converter 24. The sub-hydraulic circuit 48 is a hydraulic circuit having a lubrication system 46j described later. Since the main hydraulic circuit 47 has many components that require hydraulic control, the oil pressure of the main hydraulic circuit 47 is relatively high. On the other hand, the oil pressure of the sub-hydraulic circuit 48 is relatively low.

また、メイン油圧回路４７は、ＰＨ制御バルブ４６ｃを介して供給される作動油が、先に供給される第１作動油供給部と、第１作動油供給部の後に供給される第２作動油供給部と、から構成される。本実施形態においては、第１作動油供給部は、無段変速機２６及び前後進切替装置２８のために構成された油圧回路であり、第２作動油供給部は、トルクコンバータ２４のために構成された油圧回路である。 Further, in the main hydraulic circuit 47, the hydraulic oil supplied via the PH control valve 46c is supplied first to the first hydraulic oil supply unit and the second hydraulic oil to be supplied after the first hydraulic oil supply unit. It consists of a supply unit. In the present embodiment, the first hydraulic oil supply unit is a hydraulic circuit configured for the continuously variable transmission 26 and the forward / backward switching device 28, and the second hydraulic oil supply unit is for the torque converter 24. It is a configured hydraulic circuit.

油圧供給機構４６には、第１オイルポンプ４６ａ１及び第２オイルポンプ４６ａ２が設けられる。第１オイルポンプ４６ａ１のロータと第２オイルポンプ４６ａ２のロータとは、エンジン１０の回転軸と同一軸に配置される。このため、第１オイルポンプ４６ａ１及び第２オイルポンプ４６ａ２は、エンジン１０の回転によって駆動される。 The hydraulic supply mechanism 46 is provided with a first oil pump 46a1 and a second oil pump 46a2. The rotor of the first oil pump 46a1 and the rotor of the second oil pump 46a2 are arranged on the same axis as the rotation axis of the engine 10. Therefore, the first oil pump 46a1 and the second oil pump 46a2 are driven by the rotation of the engine 10.

第１オイルポンプ４６ａ１は、ＣＶＴケース（図示せず）の下方のリザーバ４６ｂに貯留された作動油を汲み上げ、ＰＨ制御バルブ４６ｃに接続される油路４６ｄに作動油を圧送する。第２オイルポンプ４６ａ２は、リザーバ４６ｂから作動油を汲み上げ、ポンプ切替バルブ４６ｇ（流量調整手段）に接続される油路４６ｅに作動油を圧送する。 The first oil pump 46a1 pumps the hydraulic oil stored in the reservoir 46b below the CVT case (not shown) and pumps the hydraulic oil into the oil passage 46d connected to the PH control valve 46c. The second oil pump 46a2 pumps hydraulic oil from the reservoir 46b and pumps the hydraulic oil to the oil passage 46e connected to the pump switching valve 46g (flow rate adjusting means).

油路４６ｄにはＰＨ制御バルブ４６ｃが接続される。ＰＨ制御バルブ４６ｃは、第１オイルポンプ４６ａ１の吐出圧（元圧）と、必要に応じて第２オイルポンプ４６ａ２から加えられた吐出圧とを、ＰＨ圧（ライン圧）に調圧して油路４６ｋに出力する。 A PH control valve 46c is connected to the oil passage 46d. The PH control valve 46c adjusts the discharge pressure (primary pressure) of the first oil pump 46a1 and the discharge pressure applied from the second oil pump 46a2 as needed to the PH pressure (line pressure) to adjust the oil passage. Output to 46k.

ポンプ切替バルブ４６ｇは、ポンプ切替バルブ４６ｇのスプールの一端に、付勢部材であるバネ４６ｇ１を有する。ポンプ切替バルブ４６ｇは、バネ４６ｇ１によって、図の左方に付勢される。 The pump switching valve 46g has a spring 46g1 which is an urging member at one end of the spool of the pump switching valve 46g. The pump switching valve 46g is urged to the left in the figure by the spring 46g1.

ポンプ切替バルブ４６ｇの出力は、一方では油路４６ｄに接続される油路４６ｆに接続されるとともに、他方では油路４６ｈに接続され、そこから潤滑制御バルブ４６ｉを介して潤滑系４６ｊに接続される。潤滑系４６ｊとは、潤滑を必要とする構成部品あるいは部材の総称を意味する。 The output of the pump switching valve 46g is connected to the oil passage 46f connected to the oil passage 46d on the one hand and to the oil passage 46h on the other hand, and is connected to the lubrication system 46j from there via the lubrication control valve 46i. Lubrication. The lubrication system 46j is a general term for components or members that require lubrication.

そして、油圧供給機構４６では、ポンプ切替バルブ４６ｇの切り替えにより、潤滑モード（第１状態）と高圧モード（第２状態）の少なくとも２段階に、モード（状態）を切り替え可能である。潤滑モードは、メイン油圧回路４７へ供給される作動油の流量が相対的に少ないモードであり、高圧モードは、メイン油圧回路４７へ供給される作動油の流量が相対的に多いモードである。 Then, in the oil pressure supply mechanism 46, the mode (state) can be switched to at least two stages of the lubrication mode (first state) and the high pressure mode (second state) by switching the pump switching valve 46g. The lubrication mode is a mode in which the flow rate of the hydraulic oil supplied to the main hydraulic circuit 47 is relatively small, and the high pressure mode is a mode in which the flow rate of the hydraulic oil supplied to the main hydraulic circuit 47 is relatively large.

潤滑モードと高圧モードとの切り替えの際の、ポンプ切替バルブ４６ｇの切り替え動作を説明する。潤滑モードの場合、ポンプ切替バルブ４６ｇは、第２オイルポンプ４６ａ２から供給された作動油を潤滑側の油路４６ｈに供給する。このため、ＰＨ制御バルブ４６ｃには、作動油が第１オイルポンプ４６ａ１のみから供給されることとなる。一方、高圧モードの場合、ポンプ切替バルブ４６ｇは、第２オイルポンプ４６ａ２から供給された作動油を高圧側の油路４６ｆに供給する。このため、ＰＨ制御バルブ４６ｃには、作動油が第１オイルポンプ４６ａ１及び第２オイルポンプ４６ａ２から供給されることとなる。このように、ポンプ切替バルブ４６ｇが作動油を供給する油路を切り替えることにより、ＰＨ制御バルブ４６ｃに供給される作動油の流量が、相対的に少ない第１流量Ｑ１と相対的に多い第２流量Ｑ２とのいずれかに切り替わる。 The switching operation of the pump switching valve 46g at the time of switching between the lubrication mode and the high pressure mode will be described. In the lubrication mode, the pump switching valve 46g supplies the hydraulic oil supplied from the second oil pump 46a2 to the oil passage 46h on the lubrication side. Therefore, the hydraulic oil is supplied to the PH control valve 46c only from the first oil pump 46a1. On the other hand, in the high pressure mode, the pump switching valve 46g supplies the hydraulic oil supplied from the second oil pump 46a2 to the oil passage 46f on the high pressure side. Therefore, hydraulic oil is supplied to the PH control valve 46c from the first oil pump 46a1 and the second oil pump 46a2. In this way, by switching the oil passage in which the pump switching valve 46g supplies the hydraulic oil, the flow rate of the hydraulic oil supplied to the PH control valve 46c is relatively large compared to the first flow rate Q1 which is relatively small. It switches to either the flow rate Q2.

油路４６ｋは、ＤＲ制御バルブ４６ｍ１を介してドライブプーリ２６ａの可動プーリ半体２６ａ２のピストン室２６ａ２１に接続される。また、油路４６ｋは、ＤＮ制御バルブ４６ｍ２を介してドリブンプーリ２６ｂの可動プーリ半体２６ｂ２のピストン室２６ｂ２１に接続される。 The oil passage 46k is connected to the piston chamber 26a21 of the movable pulley half body 26a2 of the drive pulley 26a via the DR control valve 46m1. Further, the oil passage 46k is connected to the piston chamber 26b21 of the movable pulley half body 26b2 of the driven pulley 26b via the DN control valve 46m2.

第１リニアソレノイドバルブ４６ｍ１１及び第２リニアソレノイドバルブ４６ｍ２１は、油路４６ｐから送られる後述のＣＲ圧を元圧として調圧されるパイロット圧を、ＤＲ制御バルブ４６ｍ１とＤＮ制御バルブ４６ｍ２のスプールの一端に供給する。 In the first linear solenoid valve 46m11 and the second linear solenoid valve 46m21, the pilot pressure adjusted by using the CR pressure sent from the oil passage 46p as the original pressure is applied to one end of the spools of the DR control valve 46m1 and the DN control valve 46m2. Supply to.

ＤＲ制御バルブ４６ｍ１は、ＰＨ圧を元圧として調圧され、ドライブプーリ２６ａの可動プーリ半体２６ａ２のピストン室２６ａ２１に供給する。ＤＮ制御バルブ４６ｍ２は、ＰＨ圧を元圧として調圧され、ドリブンプーリ２６ｂの可動プーリ半体２６ｂ２のピストン室２６ｂ２１に供給する。こうして、ドライブプーリ側圧及びドリブンプーリ側圧を発生させる。 The DR control valve 46m1 is regulated using the PH pressure as the original pressure, and is supplied to the piston chamber 26a21 of the movable pulley half body 26a2 of the drive pulley 26a. The DN control valve 46m2 is regulated using the PH pressure as the original pressure, and is supplied to the piston chamber 26b21 of the movable pulley half body 26b2 of the driven pulley 26b. In this way, the drive pulley side pressure and the driven pulley side pressure are generated.

その結果、無段変速機２６においては、可動プーリ半体２６ａ２と可動プーリ半体２６ｂ２を軸方向に移動させるプーリ側圧が発生して、ドライブプーリ２６ａとドリブンプーリ２６ｂのプーリ幅が変化する。これにより、ベルト２６ｃの巻掛け半径が変化してエンジン１０の出力を駆動輪１２に伝達する変速比が無段階に変化させられる。 As a result, in the continuously variable transmission 26, a pulley side pressure for moving the movable pulley half body 26a2 and the movable pulley half body 26b2 in the axial direction is generated, and the pulley widths of the drive pulley 26a and the driven pulley 26b change. As a result, the winding radius of the belt 26c changes, and the gear ratio that transmits the output of the engine 10 to the drive wheels 12 can be changed steplessly.

油路４６ｋは、他方では油路４６ｎを介してＣＲバルブ４６ｏに接続される。ＣＲバルブ４６ｏはＰＨ制御バルブ４６ｃで調圧されたＰＨ圧をＣＲ圧（クラッチリデューシング圧（制御圧））に減圧し、油路４６ｐに吐出する。油路４６ｐに吐出されるＣＲバルブ４６ｏの出力圧（ＣＲ圧）は第３リニアソレノイドバルブ４６ｑに入力され、そこでソレノイドの励磁に応じて適切な油圧に調圧される。 The oil passage 46k, on the other hand, is connected to the CR valve 46o via the oil passage 46n. The CR valve 46o reduces the PH pressure adjusted by the PH control valve 46c to the CR pressure (clutch reducing pressure (control pressure)) and discharges it to the oil passage 46p. The output pressure (CR pressure) of the CR valve 46o discharged to the oil passage 46p is input to the third linear solenoid valve 46q, where the pressure is adjusted to an appropriate level according to the excitation of the solenoid.

第３リニアソレノイドバルブ４６ｑで調圧された油圧は、フェール時のバックアップ用に設けられるバックアップバルブ４６ｒの入力ポート４６ｒ１から入力され、出力ポート４６ｒ２から出力される。そして、マニュアルバルブ４６ｓを介して前後進切替装置２８の前進クラッチ２８ａのピストン室２８ａ１あるいは後進ブレーキクラッチ２８ｂのピストン室２８ｂ１に接続される。 The oil pressure adjusted by the third linear solenoid valve 46q is input from the input port 46r1 of the backup valve 46r provided for backup at the time of failure, and is output from the output port 46r2. Then, it is connected to the piston chamber 28a1 of the forward clutch 28a of the forward / backward switching device 28 or the piston chamber 28b1 of the reverse brake clutch 28b via the manual valve 46s.

マニュアルバルブ４６ｓは、運転者によって操作されるレンジセレクタ４４の出力信号に応じて第３リニアソレノイドバルブ４６ｑで調圧された出力圧を、前進クラッチ２８ａのピストン室２８ａ１または後進ブレーキクラッチ２８ｂのピストン室２８ｂ１に接続する。これにより、車両の前進または後進走行を可能にする。 The manual valve 46s applies the output pressure adjusted by the third linear solenoid valve 46q according to the output signal of the range selector 44 operated by the driver to the piston chamber 28a1 of the forward clutch 28a or the piston chamber of the reverse brake clutch 28b. Connect to 28b1. This allows the vehicle to travel forward or backward.

また、ＰＨ制御バルブ４６ｃの排出圧は、油路４６ｔを介してＴＣ制御バルブ４６ｕにトルコン元圧として送られる。ＴＣ制御バルブ４６ｕの出力圧は、トルクコンバータ２４のロックアップクラッチ２４ｃのピストン室に送られるとともに、排出圧は潤滑系４６ｊに送られる。 Further, the discharge pressure of the PH control valve 46c is sent to the TC control valve 46u via the oil passage 46t as the torque converter original pressure. The output pressure of the TC control valve 46u is sent to the piston chamber of the lockup clutch 24c of the torque converter 24, and the discharge pressure is sent to the lubrication system 46j.

図３を用いて、油圧制御装置の構造を説明する。図３は、油圧制御装置のブロック図である。本実施形態の油圧制御装置は、シフトコントローラ９０が、少なくとも制御部９１（制御手段）、流量推定手段９２、滑り検知手段９３を有する構成である。流量推定手段９２は、後述の推定供給流量Ｑｓや推定消費流量Ｑｃを求めるためのマップ等の情報が記憶された記憶部９２ａ、制御部９１により推定供給流量Ｑｓや推定消費流量Ｑｃを補正するための補正部９２ｂをさらに有する。 The structure of the flood control device will be described with reference to FIG. FIG. 3 is a block diagram of the hydraulic control device. The hydraulic control device of the present embodiment has a configuration in which the shift controller 90 includes at least a control unit 91 (control means), a flow rate estimation means 92, and a slip detecting means 93. The flow rate estimation means 92 is used to correct the estimated supply flow rate Qs and the estimated consumption flow rate Qc by the storage unit 92a and the control unit 91 in which information such as a map for obtaining the estimated supply flow rate Qs and the estimated consumption flow rate Qc, which will be described later, is stored. The correction unit 92b of the above is further provided.

制御部９１は、流量推定手段９２と滑り検知手段９３とにより得られた結果に基づいて、油圧供給機構４６のポンプ切替バルブ４６ｇの制御を行う。具体的には、ポンプ切替バルブ４６ｇを切り替えてＰＨ制御バルブ４６ｃに供給する流量を第１流量Ｑ１または第２流量Ｑ２に調整する。 The control unit 91 controls the pump switching valve 46g of the oil supply mechanism 46 based on the results obtained by the flow rate estimating means 92 and the slip detecting means 93. Specifically, the pump switching valve 46g is switched to adjust the flow rate supplied to the PH control valve 46c to the first flow rate Q1 or the second flow rate Q2.

流量推定手段９２は、エンジン１０と直結された第１オイルポンプ４６ａ１の回転数、油圧センサ８２及び油温センサ８４等の検知値や、記憶部９２ａに記憶された流量に関するマップに基づいて、作動油の流量を推定する。流量推定手段９２により推定される作動油の推定流量（推定値）としては、第１オイルポンプ４６ａ１から供給される推定供給流量Ｑｓと、メイン油圧回路４７で消費される推定消費流量Ｑｃとがある。 The flow rate estimation means 92 operates based on the rotation speed of the first oil pump 46a1 directly connected to the engine 10, the detected values of the oil pressure sensor 82 and the oil temperature sensor 84, and the map related to the flow rate stored in the storage unit 92a. Estimate the flow rate of oil. The estimated flow rate (estimated value) of the hydraulic oil estimated by the flow rate estimation means 92 includes an estimated supply flow rate Qs supplied from the first oil pump 46a1 and an estimated consumption flow rate Qc consumed by the main hydraulic circuit 47. ..

本実施形態における推定供給流量Ｑｓは、２つのオイルポンプのうち第１オイルポンプ４６ａ１から供給される作動油の流量を推定したものである。しかしながら、これに限るものではない。例えば、１つのオイルポンプで油圧供給源が構成される場合であっても、オイルポンプから作動油をメイン油圧回路４７へ供給する場合に、供給流量を、相対的に少ない第１流量と相対的に多い第２流量との２段階に切り替えが可能な場合に、第１流量の推定を行うものとしてもよい。 The estimated supply flow rate Qs in the present embodiment is an estimate of the flow rate of the hydraulic oil supplied from the first oil pump 46a1 of the two oil pumps. However, it is not limited to this. For example, even when the hydraulic supply source is configured by one oil pump, when the hydraulic oil is supplied from the oil pump to the main hydraulic circuit 47, the supply flow rate is relative to the relatively small first flow rate. When it is possible to switch to two stages with the second flow rate, which is often the case, the first flow rate may be estimated.

記憶部９２ａに記憶されるマップとしては、例えば、作動油の油温、オイルポンプの回転数、ライン圧等から構成され、供給流量の基準となるマップ、作動油の油温とライン圧等から構成され、作動油の消費流量の基準となるマップ、無段変速機２６により消費される作動油の消費流量の基準となるマップ等がある。マップの具体的な構成は、これに限られるものではない。 The map stored in the storage unit 92a is composed of, for example, the oil temperature of the hydraulic oil, the rotation speed of the oil pump, the line pressure, etc., and is a reference map of the supply flow rate, the oil temperature and the line pressure of the hydraulic oil, etc. There is a map that is configured and serves as a reference for the flow rate of hydraulic oil consumed, a map that serves as a reference for the flow rate of hydraulic oil consumed by the continuously variable transmission 26, and the like. The specific structure of the map is not limited to this.

補正部９２ｂは、制御部９１が行う推定供給流量Ｑｓと推定消費流量Ｑｃとの比較により行われる流量の収支計算の結果に基づいて、マップの値の補正を行う。例えば、ある供給側の基準となるマップＭｓ０から得られた推定供給流量Ｑｓ０が実際の供給流量と異なると判断した場合、マップＭｓ０から得られる値に所定の補正係数Ｃ１を乗じ、Ｃ１×Ｍｓ０から得られるマップＭｓ１を、次回の推定供給流量Ｑｓを求めるために基準となるマップとして用いる。同様に、ある消費側の基準となるマップＭｃ０から得られた推定消費流量Ｑｃ０が実際の消費流量と異なると判断した場合、消費側の基準となるマップＭｃ０から得られる値に所定の補正係数Ｃ２を乗じ、Ｃ２×Ｍｃ０から得られるマップＭｃ１を次回の推定消費流量Ｑｃを求めるために基準となるマップとして用いる。なお、補正方法は、必ずしもマップから得られた値に補正係数を乗じて行う必要はなく、マップから得られた値に所定の補正値を加減して行ってもよい。また、補正は、一部のマップから得られた値に対して補正係数を乗じたものに、さらに所定の補正値を加減して行うこととしてもよい。 The correction unit 92b corrects the value of the map based on the result of the flow rate balance calculation performed by comparing the estimated supply flow rate Qs and the estimated consumption flow rate Qc performed by the control unit 91. For example, when it is determined that the estimated supply flow rate Qs0 obtained from the reference map Ms0 on the supply side is different from the actual supply flow rate, the value obtained from the map Ms0 is multiplied by a predetermined correction coefficient C1 to obtain C1 × Ms0. The obtained map Ms1 is used as a reference map for obtaining the next estimated supply flow rate Qs. Similarly, when it is determined that the estimated consumption flow rate Qc0 obtained from a certain consumption-side reference map Mc0 is different from the actual consumption flow rate, a predetermined correction coefficient C2 is added to the value obtained from the consumption-side reference map Mc0. , And the map Mc1 obtained from C2 × Mc0 is used as a reference map for obtaining the next estimated consumption flow rate Qc. The correction method does not necessarily have to be performed by multiplying the value obtained from the map by the correction coefficient, and may be performed by adding or subtracting a predetermined correction value to the value obtained from the map. Further, the correction may be performed by multiplying the value obtained from a part of the map by the correction coefficient and further adding or subtracting a predetermined correction value.

滑り検知手段９３は、トルクコンバータ２４のロックアップクラッチ２４ｃのスリップ率ＥＴＲ（ＬＣ締結率）を検知する。具体的には、ＥＴＲ（％）は、クランク角センサ５０の検出回転数とＮＴセンサ７０の検出回転数との比率を計測することで得られる。ＥＴＲが１００％でない場合、制御部９１は、滑り検知手段９３から滑り検知信号ＳＩが出力されたと判断する。 The slip detecting means 93 detects the slip ratio ETR (LC engagement rate) of the lockup clutch 24c of the torque converter 24. Specifically, ETR (%) is obtained by measuring the ratio between the detected rotation speed of the crank angle sensor 50 and the detected rotation speed of the NT sensor 70. If the ETR is not 100%, the control unit 91 determines that the slip detection signal SI has been output from the slip detection means 93.

図４を用いて、制御部９１による推定流量（推定供給流量Ｑｓ及び推定消費流量Ｑｃ）の決定と当該推定流量に基づいて、ＰＨ制御バルブ４６ｃへ供給する流量の決定と、ポンプ切替バルブ４６ｇの切り替えタイミングについて説明する。図４は、推定流量の決定方法に関するフローチャートである。 Using FIG. 4, the control unit 91 determines the estimated flow rate (estimated supply flow rate Qs and estimated consumption flow rate Qc), determines the flow rate to be supplied to the PH control valve 46c based on the estimated flow rate, and determines the pump switching valve 46g. The switching timing will be described. FIG. 4 is a flowchart relating to a method for determining the estimated flow rate.

図４に示すように、まず、制御部９１は、上述の各種センサから得られる値と流量推定手段９２の記憶部９２ａに記憶されるマップに基づいて、推定供給流量Ｑｓ及び推定消費流量Ｑｃを算出する（ステップＳ１）。 As shown in FIG. 4, first, the control unit 91 determines the estimated supply flow rate Qs and the estimated consumption flow rate Qc based on the values obtained from the above-mentioned various sensors and the map stored in the storage unit 92a of the flow rate estimation means 92. Calculate (step S1).

そして、制御部９１は、推定供給流量Ｑｓと推定消費流量Ｑｃとを比較する（ステップＳ２）。ここで、推定供給流量Ｑｓが推定消費流量Ｑｃを上回る場合、メイン油圧回路４７に供給される流量は、相対的に少ない第１流量Ｑ１でよいと判断する（ステップＳ３）。一方、推定供給流量Ｑｓが推定消費流量Ｑｃを上回らない場合（又は下回る場合でもよい）、メイン油圧回路４７に供給される流量は、相対的に多い第２流量Ｑ２を供給すべきであると判断する（ステップＳ４）。 Then, the control unit 91 compares the estimated supply flow rate Qs with the estimated consumption flow rate Qc (step S2). Here, when the estimated supply flow rate Qs exceeds the estimated consumption flow rate Qc, it is determined that the flow rate supplied to the main hydraulic circuit 47 may be the relatively small first flow rate Q1 (step S3). On the other hand, when the estimated supply flow rate Qs does not exceed (or may be lower than) the estimated consumption flow rate Qc, it is determined that the flow rate supplied to the main hydraulic circuit 47 should supply a relatively large second flow rate Q2. (Step S4).

次に、制御部９１は、ポンプ切替バルブ４６ｇの切り替えが必要か否かを判断する（ステップＳ５）。具体的には、ＰＨ制御バルブ４６ｃへ供給する流量が第１流量Ｑ１から第２流量Ｑ２へ変わる場合、または、ＰＨ制御バルブ４６ｃへ供給する流量が第２流量Ｑ２から第１流量Ｑ１へ変わる場合がこれにあたる。 Next, the control unit 91 determines whether or not the pump switching valve 46g needs to be switched (step S5). Specifically, when the flow rate supplied to the PH control valve 46c changes from the first flow rate Q1 to the second flow rate Q2, or when the flow rate supplied to the PH control valve 46c changes from the second flow rate Q2 to the first flow rate Q1. Corresponds to this.

ここで、制御部９１は、流量切替が必要である場合には、後述の推定流量を補正する制御を行い（ステップＳ１０）、ポンプ切替バルブ４６ｇの切り替えを行う（ステップＳ６）。一方、流量切替が必要でない場合は、制御部９１は、ポンプ切替バルブ４６ｇの切り替えを行わない。 Here, when the flow rate switching is necessary, the control unit 91 performs control for correcting the estimated flow rate, which will be described later (step S10), and switches the pump switching valve 46g (step S6). On the other hand, when the flow rate switching is not necessary, the control unit 91 does not switch the pump switching valve 46g.

図５を用いて、推定流量の補正について説明する。図５は、推定流量補正に関するフローチャートである。図５のステップＳ１０は、図４に示すステップＳ１０と同じものである。 The correction of the estimated flow rate will be described with reference to FIG. FIG. 5 is a flowchart relating to the estimated flow rate correction. Step S10 in FIG. 5 is the same as step S10 shown in FIG.

推定流量を補正する制御（ステップＳ１０）において、制御部９１は、推定流量の補正の条件が成立しているか否かを確認する（ステップＳ１１）。補正のための条件が成立していない場合には、特に何も行うことなく制御を終了する。一方、条件が成立している場合には、制御部９１は、滑り検知手段９３から滑り検知信号ＳＩが出力されているか否かを確認する（ステップＳ１２）。 In the control for correcting the estimated flow rate (step S10), the control unit 91 confirms whether or not the condition for correcting the estimated flow rate is satisfied (step S11). If the condition for correction is not satisfied, the control is terminated without performing anything in particular. On the other hand, when the condition is satisfied, the control unit 91 confirms whether or not the slip detection signal SI is output from the slip detection means 93 (step S12).

次に、制御部９１は、滑り検知手段９３から、滑り検知信号ＳＩが出力されない場合、推定流量の補正を進める（ステップＳ１３）。すなわち、ポンプ切替バルブ４６ｇの流量切替制御が行われる時点では、通常、推定供給流量Ｑｓと推定消費流量Ｑｃとの大小が逆転する場合である。このため、流量切替制御の時点の推定供給流量Ｑｓと推定消費流量Ｑｃとは一致する。この時点において、ロックアップクラッチ２４ｃの滑りがない場合には、実際には、ロックアップクラッチ２４ｃを締結するために十分な供給流量があったと判断することができ、推定供給流量Ｑｓが推定消費流量Ｑｃよりも大きかったものと推定することができる。 Next, when the slip detection signal SI is not output from the slip detection means 93, the control unit 91 proceeds to correct the estimated flow rate (step S13). That is, at the time when the flow rate switching control of the pump switching valve 46g is performed, the magnitude of the estimated supply flow rate Qs and the estimated consumption flow rate Qc is usually reversed. Therefore, the estimated supply flow rate Qs and the estimated consumption flow rate Qc at the time of the flow rate switching control match. At this point, if there is no slippage of the lockup clutch 24c, it can be determined that there was actually a sufficient supply flow rate for engaging the lockup clutch 24c, and the estimated supply flow rate Qs is the estimated consumption flow rate. It can be estimated that it was larger than Qc.

このため、制御部９１は、ステップＳ１３において、次回のポンプ切替バルブ４６ｇの切替時点に用いる推定供給流量Ｑｓを増加させる。または、実際の消費流量が、ポンプ切替バルブ４６ｇの切替時点で用いた推定消費流量Ｑｃよりも少なかったと判断し、次回のポンプ切替バルブ４６ｇの切替時点に用いる推定消費流量Ｑｃを減少させる。なお、これらの制御は、必ずしも一方のみを行うことに限るものではなく、推定供給流量Ｑｓを増加する補正と推定消費流量Ｑｃを減少させる補正との両方を行うものとしてもよい。このように、推定供給流量Ｑｓを増加させる補正または推定消費流量Ｑｃを減少させる補正のうち少なくとも一方を行うことで潤滑モード（第１状態）の時間を増加させる補正を第１状態増加補正という。 Therefore, in step S13, the control unit 91 increases the estimated supply flow rate Qs used at the time of switching the next pump switching valve 46g. Alternatively, it is determined that the actual consumption flow rate is less than the estimated consumption flow rate Qc used at the time of switching the pump switching valve 46g, and the estimated consumption flow rate Qc used at the time of switching the next pump switching valve 46g is reduced. It should be noted that these controls are not necessarily limited to performing only one of them, and may perform both a correction for increasing the estimated supply flow rate Qs and a correction for decreasing the estimated consumption flow rate Qc. The correction for increasing the time of the lubrication mode (first state) by performing at least one of the correction for increasing the estimated supply flow rate Qs and the correction for decreasing the estimated consumption flow rate Qc is called the first state increase correction.

一方、制御部９１は、滑り検知手段９３から、滑り検知信号ＳＩが出力された場合、推定流量の補正を少なくとも一段階前の状態に戻す（ステップＳ１４）。すなわち、ロックアップクラッチ２４ｃの滑りがあった場合には、実際には、ロックアップクラッチ２４ｃを締結するために十分な供給流量がないと判断することができ、推定供給流量Ｑｓが推定消費流量Ｑｃよりも小さかったものと判断できる。 On the other hand, when the slip detection signal SI is output from the slip detection means 93, the control unit 91 returns the correction of the estimated flow rate to the state at least one step before (step S14). That is, when the lockup clutch 24c slips, it can be determined that the supply flow rate is not sufficient to engage the lockup clutch 24c, and the estimated supply flow rate Qs is the estimated consumption flow rate Qc. It can be judged that it was smaller than.

このため、制御部９１は、ステップＳ１４において、推定供給流量Ｑｓを減少させる補正を行うか、推定消費流量Ｑｃを増加させる補正を行う。なお、これらの制御は、必ずしも一方のみを行うことに限るものではなく、推定供給流量Ｑｓを減少する補正と推定消費流量Ｑｃを増加させる補正との両方を行うものとしてもよい。このように、推定供給流量Ｑｓを減少させる補正または推定消費流量Ｑｃを増加させる補正のうち少なくとも一方を行うことで潤滑モード（第１状態）の時間を減少させる補正を第１状態減少補正という。 Therefore, in step S14, the control unit 91 makes a correction for reducing the estimated supply flow rate Qs or a correction for increasing the estimated consumption flow rate Qc. It should be noted that these controls are not necessarily limited to performing only one of them, and may perform both a correction for decreasing the estimated supply flow rate Qs and a correction for increasing the estimated consumption flow rate Qc. The correction for reducing the time of the lubrication mode (first state) by performing at least one of the correction for reducing the estimated supply flow rate Qs and the correction for increasing the estimated consumption flow rate Qc is called the first state reduction correction.

なお、滑り検知手段９３からの滑り検知信号ＳＩは、常に制御部９１に送信されている。このため、ロックアップクラッチ２４ｃの滑り検知信号ＳＩが出力される時点は、必ずしも、流量切替制御の時点のみに限るものではない。 The slip detection signal SI from the slip detection means 93 is always transmitted to the control unit 91. Therefore, the time point when the slip detection signal SI of the lockup clutch 24c is output is not necessarily limited to the time point of the flow rate switching control.

制御部９１は、ステップＳ１４の後、推定流量補正を中断する（ステップＳ１５）。このため、推定供給流量Ｑｓと推定消費流量Ｑｃは、滑り検知手段９３から滑り検知信号ＳＩが得られた時点よりも、少なくとも一段階前の時点で補正された値となる。 The control unit 91 interrupts the estimated flow rate correction after step S14 (step S15). Therefore, the estimated supply flow rate Qs and the estimated consumption flow rate Qc are corrected values at least one step before the time when the slip detection signal SI is obtained from the slip detection means 93.

次に、具体的な場合を例示して、上記の推定流量補正による効果を説明する。図６は、潤滑モードから高圧モードへの切替時に推定供給流量Ｑｓの増加補正を行った例を示す図である。図６の例においては、推定流量補正を行う時点を、潤滑モードから高圧モードに切り替える流量切替制御の時点とし、推定供給流量Ｑｓのみを補正し、推定供給流量Ｑｓは固定するものとした。 Next, the effect of the above estimated flow rate correction will be described by exemplifying a specific case. FIG. 6 is a diagram showing an example in which the increase correction of the estimated supply flow rate Qs is performed when switching from the lubrication mode to the high pressure mode. In the example of FIG. 6, the time point at which the estimated flow rate correction is performed is the time point of the flow rate switching control for switching from the lubrication mode to the high pressure mode, only the estimated supply flow rate Qs is corrected, and the estimated supply flow rate Qs is fixed.

まず、１回目の流量切替制御の時点Ｔａ１よりも前においては、推定供給流量Ｑｓを、基準となるマップＭｓ０を用いて算定している。１回目の流量切替制御の時点Ｔａ１において、ロックアップクラッチ２４ｃの締結率（ＬＣ締結率）は１００％であるため、滑り検知信号ＳＩは出力されない。この場合、推定供給流量Ｑｓを増加させる補正を行う。具体的には、マップＭｓ０よりも推定供給流量Ｑｓが大きくなるようなマップＭｓ１に基づいて、１回目の流量切替制御の時点Ｔａ１以降の推定供給流量Ｑｓの算定を行う。また、２回目の流量切替制御の時点Ｔａ２においても、ＬＣ締結率が１００％であるため、推定供給流量Ｑｓを増加させる補正が行われる。具体的には、推定供給流量Ｑｓがより増大するようなマップＭｓ２に基づいた補正を行う。 First, before the time point Ta1 of the first flow rate switching control, the estimated supply flow rate Qs is calculated using the reference map Ms0. Since the engagement rate (LC engagement rate) of the lockup clutch 24c is 100% at the time Ta1 of the first flow rate switching control, the slip detection signal SI is not output. In this case, a correction is made to increase the estimated supply flow rate Qs. Specifically, the estimated supply flow rate Qs after the time Ta1 of the first flow rate switching control is calculated based on the map Ms1 in which the estimated supply flow rate Qs is larger than the map Ms0. Further, even at the time point Ta2 of the second flow rate switching control, since the LC fastening rate is 100%, the correction for increasing the estimated supply flow rate Qs is performed. Specifically, correction is performed based on the map Ms2 so that the estimated supply flow rate Qs is further increased.

この結果、流量切替制御以降、マップＭｓ０に基づいて推定供給流量を算定し続けた場合と比較して、潤滑モードから高圧モードへの移行時点が遅くなり、高圧モードから潤滑モードへの移行時点が早くなっている。よって、潤滑モードの時間が長くなり、高圧のメイン油圧回路４７へ作動油を供給する流量が減少するため、第２オイルポンプ４６ａ２と同軸で回転するエンジン１０の負荷が減り、燃費がよくなる。 As a result, after the flow rate switching control, the transition time from the lubrication mode to the high pressure mode is delayed, and the transition time from the high pressure mode to the lubrication mode is delayed as compared with the case where the estimated supply flow rate is continuously calculated based on the map Ms0. It's getting faster. Therefore, the lubrication mode time becomes longer, and the flow rate for supplying hydraulic oil to the high-pressure main hydraulic circuit 47 decreases, so that the load on the engine 10 rotating coaxially with the second oil pump 46a2 decreases, and fuel efficiency improves.

図７は、滑り検知信号ＳＩを検知した場合に推定供給流量Ｑｓの減少補正を行った例を示す図である。図７の例においては、推定流量補正を行う時点を、潤滑モードから高圧モードに切り替える流量切替制御の時点とし、推定供給流量Ｑｓのみを補正し、推定消費流量Ｑｃは補正しないものとした。 FIG. 7 is a diagram showing an example in which reduction correction of the estimated supply flow rate Qs is performed when the slip detection signal SI is detected. In the example of FIG. 7, the time point at which the estimated flow rate correction is performed is the time point of the flow rate switching control for switching from the lubrication mode to the high pressure mode, only the estimated supply flow rate Qs is corrected, and the estimated consumption flow rate Qc is not corrected.

まず、流量切替制御の時点Ｔｂ１において、推定供給流量Ｑｓを増加させる補正が行われ、マップＭｓ２に基づいて推定供給流量Ｑｓが算定されている。ここで、滑り検知手段９３から滑り検知信号ＳＩが出力された場合、推定流量の補正を少なくとも一段階前の状態に戻す。すなわち、滑り検知信号ＳＩが出力された時点Ｔｂ２より後は、マップＭｓ２よりも推定供給流量Ｑｓが小さくなるようなマップＭｓ１に基づいて推定供給流量Ｑｓを算定することとする。すなわち、マップＭｓ２よりも一段階前の補正で用いられたマップＭｓ１に基づいて推定供給流量Ｑｓを算定する。 First, at the time point Tb1 of the flow rate switching control, a correction for increasing the estimated supply flow rate Qs is performed, and the estimated supply flow rate Qs is calculated based on the map Ms2. Here, when the slip detection signal SI is output from the slip detection means 93, the correction of the estimated flow rate is returned to the state at least one step before. That is, after the time point Tb2 when the slip detection signal SI is output, the estimated supply flow rate Qs is calculated based on the map Ms1 such that the estimated supply flow rate Qs is smaller than the map Ms2. That is, the estimated supply flow rate Qs is calculated based on the map Ms1 used in the correction one step before the map Ms2.

この結果、マップＭｓ１に基づいて推定供給流量Ｑｓを算定した場合に、滑り検知信号ＳＩが出力されなかったマップＭｓ１に基づく推定供給流量Ｑｓの算定が、最適だと把握することができる。 As a result, when the estimated supply flow rate Qs is calculated based on the map Ms1, it can be grasped that the calculation of the estimated supply flow rate Qs based on the map Ms1 in which the slip detection signal SI is not output is optimal.

図８は、高圧モードから潤滑モードへの切替時に推定供給流量Ｑｓの増加補正を行った例を示す図である。図８の例においては、推定流量補正を行う時点を、高圧モードから潤滑モードに切り替える流量切替制御の時点とし、推定供給流量Ｑｓのみを補正し、推定消費流量Ｑｃを補正しないものとした。 FIG. 8 is a diagram showing an example in which the increase correction of the estimated supply flow rate Qs is performed when switching from the high pressure mode to the lubrication mode. In the example of FIG. 8, the time point at which the estimated flow rate correction is performed is the time point of the flow rate switching control for switching from the high pressure mode to the lubrication mode, only the estimated supply flow rate Qs is corrected, and the estimated consumption flow rate Qc is not corrected.

まず、１回目の流量切替制御の時点Ｔｃ１よりも前においては、推定供給流量Ｑｓを、基準となるマップＭｓ０を用いて算定している。１回目の流量切替制御の時点Ｔｃ１において、ＬＣ締結率は１００％であるため、滑り検知信号ＳＩは出力されない。この場合、推定供給流量Ｑｓを増加させる補正を行う。具体的には、マップＭｓ０よりも推定供給流量Ｑｓが大きくなるようなマップＭｓ１に基づいて、１回目の流量切替制御の時点Ｔｃ１以降の推定供給流量Ｑｓの算定を行う。また、２回目の流量切替制御の時点Ｔｃ２においても、ＬＣ締結率が１００％であるため、推定供給流量Ｑｓを増加させる補正が行われる。具体的には、推定供給流量Ｑｓがより増大するようなマップＭｓ２に基づいた補正を行う。 First, before the time point Tc1 of the first flow rate switching control, the estimated supply flow rate Qs is calculated using the reference map Ms0. At the time point Tc1 of the first flow rate switching control, since the LC fastening rate is 100%, the slip detection signal SI is not output. In this case, a correction is made to increase the estimated supply flow rate Qs. Specifically, the estimated supply flow rate Qs after the time point Tc1 of the first flow rate switching control is calculated based on the map Ms1 in which the estimated supply flow rate Qs is larger than the map Ms0. Further, even at the time point Tc2 of the second flow rate switching control, since the LC fastening rate is 100%, the correction for increasing the estimated supply flow rate Qs is performed. Specifically, correction is performed based on the map Ms2 so that the estimated supply flow rate Qs is further increased.

この結果、流量切替制御以降、マップＭｓ０に基づいて推定供給流量を算定し続けた場合と比較して、潤滑モードから高圧モードへの移行時点が遅くなり、高圧モードから潤滑モードへの移行時点が早くなっている。よって、潤滑モードの時間が長くなり、上述のようにエンジン１０の負荷が減るため、燃費がよくなる。 As a result, after the flow rate switching control, the transition time from the lubrication mode to the high pressure mode is delayed, and the transition time from the high pressure mode to the lubrication mode is delayed as compared with the case where the estimated supply flow rate is continuously calculated based on the map Ms0. It's getting faster. Therefore, the time of the lubrication mode becomes long, and the load of the engine 10 is reduced as described above, so that the fuel consumption is improved.

図９は、潤滑モードから高圧モードへの切替時に推定消費流量Ｑｃの減少補正を行った例を示す図である。図９の例においては、推定流量補正を行う時点を、潤滑モードから高圧モードに切り替える流量切替制御の時点とし、推定供給流量Ｑｓを補正せず、推定消費流量Ｑｃのみを補正するものとした。 FIG. 9 is a diagram showing an example in which the decrease correction of the estimated consumption flow rate Qc is performed when switching from the lubrication mode to the high pressure mode. In the example of FIG. 9, the time point at which the estimated flow rate correction is performed is the time point of the flow rate switching control for switching from the lubrication mode to the high pressure mode, and the estimated supply flow rate Qs is not corrected and only the estimated consumption flow rate Qc is corrected.

まず、１回目の流量切替制御の時点Ｔｄ１よりも前においては、推定消費流量Ｑｃを、基準となるマップＭｃ０を用いて算定している。１回目の流量切替制御の時点Ｔｄ１において、ＬＣ締結率は１００％であるため、滑り検知信号ＳＩは出力されない。この場合、推定消費流量Ｑｃを減少させる補正を行う。具体的には、マップＭｃ０よりも推定消費流量Ｑｃが小さくなるようなマップＭｃ１に基づいて、１回目の流量切替制御の時点Ｔｄ１以降の推定消費流量Ｑｃの算定を行う。また、２回目の流量切替制御の時点Ｔｄ２においても、ＬＣ締結率が１００％であるため、推定消費流量Ｑｃを減少させる補正が行われる。具体的には、推定消費流量Ｑｃがより減少するようなマップＭｃ２に基づいた補正を行う。 First, before the time point Td1 of the first flow rate switching control, the estimated consumption flow rate Qc is calculated using the reference map Mc0. At the time point Td1 of the first flow rate switching control, since the LC fastening rate is 100%, the slip detection signal SI is not output. In this case, correction is performed to reduce the estimated consumption flow rate Qc. Specifically, the estimated consumption flow rate Qc after the time point Td1 of the first flow rate switching control is calculated based on the map Mc1 such that the estimated consumption flow rate Qc is smaller than the map Mc0. Further, even at the time point Td2 of the second flow rate switching control, since the LC fastening rate is 100%, the correction for reducing the estimated consumption flow rate Qc is performed. Specifically, the correction is performed based on the map Mc2 so that the estimated consumption flow rate Qc is further reduced.

この結果、流量切替制御以降、マップＭｃ０に基づいて推定消費流量を算定し続けた場合と比較して、潤滑モードから高圧モードへの移行時点が遅くなり、高圧モードから潤滑モードへの移行時点が早くなっている。よって、潤滑モードの時間が長くなり、上述のようにエンジン１０の負荷が減るため、燃費がよくなる。 As a result, after the flow rate switching control, the transition time from the lubrication mode to the high pressure mode is delayed, and the transition time from the high pressure mode to the lubrication mode is delayed as compared with the case where the estimated consumption flow rate is continuously calculated based on the map Mc0. It's getting faster. Therefore, the time of the lubrication mode becomes long, and the load of the engine 10 is reduced as described above, so that the fuel consumption is improved.

以上のように、本実施形態の自動変速機の油圧制御装置によれば、流量切替制御の時点においてロックアップクラッチ２４ｃの滑り検知を行い、滑り検知信号ＳＩが出力されない場合には、流量切替制御の時点において、ロックアップクラッチ２４ｃの係合のために十分な作動油の流量を供給できていると制御部９１が判断する。そこで、制御部９１は、第１状態増加補正を行う。すると、制御部９１が潤滑モードを選択する時間を多くすることができ、第２オイルポンプ４６ａ２から高圧のメイン油圧回路４７へ作動油を供給する流量が少なくなることで、第２オイルポンプ４６ａ２及びこれを駆動するエンジン１０にかかる負荷を低減することができる。この結果、燃費向上を図ることができる。 As described above, according to the hydraulic control device of the automatic transmission of the present embodiment, the slip of the lockup clutch 24c is detected at the time of the flow rate switching control, and when the slip detection signal SI is not output, the flow rate switching control is performed. At this time, the control unit 91 determines that a sufficient flow rate of hydraulic oil has been supplied for the engagement of the lockup clutch 24c. Therefore, the control unit 91 performs the first state increase correction. Then, the time for the control unit 91 to select the lubrication mode can be increased, and the flow rate of supplying hydraulic oil from the second oil pump 46a2 to the high-pressure main hydraulic circuit 47 is reduced, so that the second oil pump 46a2 and The load applied to the engine 10 that drives this can be reduced. As a result, fuel efficiency can be improved.

また、本実施形態によれば、滑り検知信号ＳＩが出力された場合には、ロックアップクラッチ２４ｃの係合のために十分な作動油の流量を供給できていないと制御部９１が判断する。そこで、制御部９１は、第１状態減少補正を行う。すると、制御部９１が潤滑モードを選択する時間を減少させ、高圧モードを選択する時間が増加するので、十分な作動油の流量がメイン油圧回路４７に供給される。 Further, according to the present embodiment, when the slip detection signal SI is output, the control unit 91 determines that a sufficient flow rate of hydraulic oil cannot be supplied for engaging the lockup clutch 24c. Therefore, the control unit 91 performs the first state reduction correction. Then, the time for the control unit 91 to select the lubrication mode is reduced and the time for selecting the high pressure mode is increased, so that a sufficient flow rate of the hydraulic oil is supplied to the main hydraulic circuit 47.

また、本実施形態によれば、滑り検知信号ＳＩが出力される前においては、第１状態増加補正を行うたびに潤滑モードが増えるため、メイン油圧回路４７に供給する流量を少なくすることができる。また、滑り検知信号ＳＩが出力された場合には、第１状態減少補正を行うことで、滑り検知信号ＳＩが出力される直前の推定流量、すなわち推定供給流量Ｑｓ又は推定消費流量Ｑｃに戻すことができる。当該推定流量は、滑りが検知されず且つ最も実際の流量に即した値と考えることができる。ここで、その後における第１状態増加補正を中止することで、当該推定流量が変更されず、当該推定流量に基づいて流量切替制御を行うことで、メイン油圧回路４７に対する実際の流量に近い流量切替制御が可能となる。なお、いったん滑り検知信号ＳＩが出力された後においても、第１状態減少補正は中止しないので、油圧供給源の継続使用により油圧供給源の特性が変化して、再び滑り検知信号ＳＩが出力された場合には、再び第１状態減少補正を行うことで、実際の流量に近い流量切替制御が可能となる。 Further, according to the present embodiment, before the slip detection signal SI is output, the lubrication mode increases each time the first state increase correction is performed, so that the flow rate supplied to the main hydraulic circuit 47 can be reduced. .. Further, when the slip detection signal SI is output, the first state reduction correction is performed to return to the estimated flow rate immediately before the slip detection signal SI is output, that is, the estimated supply flow rate Qs or the estimated consumption flow rate Qc. Can be done. The estimated flow rate can be considered as a value that does not detect slippage and is most in line with the actual flow rate. Here, by canceling the subsequent first state increase correction, the estimated flow rate is not changed, and by performing the flow rate switching control based on the estimated flow rate, the flow rate switching close to the actual flow rate with respect to the main hydraulic circuit 47 is performed. Control is possible. Since the first state reduction correction is not stopped even after the slip detection signal SI is output once, the characteristics of the hydraulic supply source change due to the continuous use of the hydraulic supply source, and the slip detection signal SI is output again. In that case, the flow rate switching control close to the actual flow rate can be performed by performing the first state reduction correction again.

また、本実施形態によれば、メイン油圧回路４７が、無段変速機２６及び前後進切替装置２８に作動油を供給する第１作動油供給部と、第１作動油供給部の余剰分の作動油が供給される第２作動油供給部と、から構成される。第２作動油供給部は、トルクコンバータ２４を有する。この場合、より後に作動油が供給される第２作動油供給部にあるトルクコンバータ２４の方が第１作動油供給部よりも作動油の流量不足が生じやすい。ここで、トルクコンバータ２４のロックアップクラッチ２４ｃの滑りを検知し、作動油の流量不足の有無を判断することで、第１作動油供給部における作動油の流量不足を未然に防ぐことができる。そして、第１作動油供給部を、無段変速機２６の主要な変速機構であるプーリ等に設定した場合、主要な変速機構の作動油の流量不足を未然に防ぐことができる。また、流量不足が生じやすい第２作動油供給部にあるロックアップクラッチ２４ｃの滑り検知を行うことで、いち早く流量不足の検知ができるため、作動油の流量の収支計算の精度を上げることができる。 Further, according to the present embodiment, the main hydraulic circuit 47 has a first hydraulic oil supply unit that supplies hydraulic oil to the continuously variable transmission 26 and the forward / backward switching device 28, and a surplus portion of the first hydraulic oil supply unit. It is composed of a second hydraulic oil supply unit to which hydraulic oil is supplied. The second hydraulic oil supply unit has a torque converter 24. In this case, the torque converter 24 in the second hydraulic oil supply unit to which the hydraulic oil is supplied later is more likely to have a shortage of the hydraulic oil flow rate than the first hydraulic oil supply unit. Here, by detecting the slippage of the lockup clutch 24c of the torque converter 24 and determining whether or not the flow rate of the hydraulic oil is insufficient, it is possible to prevent the flow rate of the hydraulic oil from being insufficient in the first hydraulic oil supply unit. When the first hydraulic oil supply unit is set to the pulley or the like which is the main transmission mechanism of the continuously variable transmission 26, it is possible to prevent the flow rate of the hydraulic oil of the main transmission mechanism from being insufficient. Further, by detecting the slip of the lockup clutch 24c in the second hydraulic oil supply unit where the flow rate shortage is likely to occur, the flow rate shortage can be detected quickly, so that the accuracy of the hydraulic oil flow rate balance calculation can be improved. ..

以上、本発明の実施形態を説明したが、本発明は、上記実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲、及び明細書と図面に記載された技術的思想の範囲内において種々の変形が可能である。 Although the embodiments of the present invention have been described above, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and the present invention is not limited to the above-described embodiments. It can be transformed.

１０…エンジン
２４…トルクコンバータ
２４ｃ…ロックアップクラッチ（摩擦係合要素）
２６…無段変速機
２６ａ…ドライブプーリ
２６ｂ…ドリブンプーリ
２８…前後進切替装置
２８ａ…前進クラッチ
２８ｂ…後進ブレーキクラッチ
２８ｃ…プラネタリギヤ機構
４６…油圧供給機構
４６ａ１…第１オイルポンプ（油圧供給源）
４６ａ２…第２オイルポンプ（油圧供給源）
４６ｃ…ＰＨ制御バルブ
４６ｇ…ポンプ切替バルブ（流量調整手段）
４６ｊ…潤滑系
４６ｕ…ＴＣ制御バルブ
４７…メイン油圧回路
４８…サブ油圧回路
５０…クランク角センサ
７０…ＮＴセンサ
８２…油圧センサ
８４…油温センサ
９０…シフトコントローラ
９１…制御部（制御手段）
９２…流量推定手段
９２ａ…記憶部
９２ｂ…補正部
９３…滑り検知手段
Ｑ１…第１流量
Ｑ２…第２流量
Ｑｃ…推定消費流量
Ｑｓ…推定供給流量
ＳＩ…滑り検知信号 10 ... Engine 24 ... Torque converter 24c ... Lockup clutch (friction engagement element)
26 ... Continuously variable transmission 26a ... Drive pulley 26b ... Driven pulley 28 ... Forward / backward switching device 28a ... Forward clutch 28b ... Reverse brake clutch 28c ... Planetary gear mechanism 46 ... Hydraulic supply mechanism 46a1 ... First oil pump (hydraulic supply source)
46a2 ... Second oil pump (hydraulic supply source)
46c ... PH control valve 46g ... Pump switching valve (flow rate adjusting means)
46j ... Lubrication system 46u ... TC control valve 47 ... Main hydraulic circuit 48 ... Sub hydraulic circuit 50 ... Crank angle sensor 70 ... NT sensor 82 ... Hydraulic sensor 84 ... Oil temperature sensor 90 ... Shift controller 91 ... Control unit (control means)
92 ... Flow rate estimation means 92a ... Storage unit 92b ... Correction unit 93 ... Slip detection means Q1 ... First flow rate Q2 ... Second flow rate Qc ... Estimated consumption flow rate Qs ... Estimated supply flow rate SI ... Slip detection signal

Claims (5)

係合により動力の伝達を行う摩擦係合要素を有し所定の変速比で動力を伝達する自動変速機と、前記摩擦係合要素を係合させるための油圧を供給する油圧供給機構と、前記油圧供給機構を制御する制御手段と、を備えた自動変速機の油圧制御装置であって、
前記油圧供給機構は、
前記摩擦係合要素を有し相対的に高い油圧を必要とするメイン油圧回路と、
相対的に低い油圧を必要とするサブ油圧回路と、
内燃機関により駆動され前記メイン油圧回路及び前記サブ油圧回路に作動油を供給する油圧供給源と、
前記油圧供給源から前記メイン油圧回路へ供給される流量が相対的に少ない第１状態と、前記油圧供給源から前記メイン油圧回路へ供給される流量が相対的に多い第２状態と、の少なくとも２段階に切り替え可能な流量調整手段と、
前記第１状態における前記メイン油圧回路への作動油の流量の推定値である推定供給流量と、前記第１状態における前記メイン油圧回路にて消費される作動油の流量の推定値である推定消費流量とを推定する流量推定手段と、
前記摩擦係合要素の滑りを検知した場合に滑り検知信号を出力する滑り検知手段と、を備え、
前記制御手段は、
前記推定供給流量が前記推定消費流量を下回った場合に、前記第１状態から前記第２状態に切り替え、前記推定供給流量が前記推定消費流量を超えた場合に、前記第２状態から前記第１状態に切り替える流量切替制御を行い、
前記流量切替制御の際に前記滑り検知手段から滑り検知信号が出力されない場合には、前記推定供給流量を増加させる補正または前記推定消費流量を減少させる補正のうち少なくとも一方である第１状態増加補正を行う
ことを特徴とする自動変速機の油圧制御装置。 An automatic transmission having a frictional engagement element that transmits power by engagement and transmitting power at a predetermined gear ratio, a hydraulic supply mechanism that supplies hydraulic pressure for engaging the frictional engagement element, and the above. An automatic transmission hydraulic control device including a control means for controlling a hydraulic supply mechanism.
The hydraulic supply mechanism is
The main hydraulic circuit having the friction engaging element and requiring a relatively high hydraulic pressure,
A sub-hydraulic circuit that requires relatively low flood control,
A hydraulic supply source driven by an internal combustion engine to supply hydraulic oil to the main hydraulic circuit and the sub-hydraulic circuit,
At least a first state in which the flow rate supplied from the hydraulic supply source to the main hydraulic circuit is relatively small and a second state in which the flow rate supplied from the hydraulic supply source to the main hydraulic circuit is relatively large. Flow rate adjustment means that can be switched in two stages,
Estimated supply flow rate, which is an estimated value of the flow rate of hydraulic oil to the main hydraulic circuit in the first state, and estimated consumption, which is an estimated value of the flow rate of hydraulic oil consumed by the main hydraulic circuit in the first state. A flow rate estimation means for estimating the flow rate and
A slip detecting means for outputting a slip detection signal when the slip of the friction engaging element is detected is provided.
The control means
When the estimated supply flow rate is lower than the estimated consumption flow rate, the first state is switched to the second state, and when the estimated supply flow rate exceeds the estimated consumption flow rate, the second state is changed to the first state. Performs flow rate switching control to switch to the state,
When the slip detection signal is not output from the slip detection means during the flow rate switching control, the first state increase correction is at least one of the correction for increasing the estimated supply flow rate and the correction for decreasing the estimated consumption flow rate. A hydraulic control device for an automatic transmission, which is characterized by performing. 前記制御手段は、
前記滑り検知手段から前記滑り検知信号が出力された場合には、前記推定供給流量を減少させる補正または前記推定消費流量を増加させる補正のうち少なくとも一方である第１状態減少補正を行う
ことを特徴とする請求項１に記載の自動変速機の油圧制御装置。 The control means
When the slip detection signal is output from the slip detection means, the first state reduction correction, which is at least one of the correction for reducing the estimated supply flow rate and the correction for increasing the estimated consumption flow rate, is performed. The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1. 前記制御手段は、
前記滑り検知手段から前記滑り検知信号が出力されない場合に、前記流量切替制御の際に前記第１状態増加補正を行い、
前記滑り検知手段から前記滑り検知信号が出力された場合には、第１状態減少補正を行うとともにその後における前記第１状態増加補正を中止する
ことを特徴とする請求項２に記載の自動変速機の油圧制御装置。 The control means
When the slip detection signal is not output from the slip detection means, the first state increase correction is performed at the time of the flow rate switching control.
The automatic transmission according to claim 2, wherein when the slip detection signal is output from the slip detecting means, the first state decrease correction is performed and the subsequent first state increase correction is stopped. Hydraulic control device. 前記メイン油圧回路は、
前記油圧供給源からの作動油が供給される第１作動油供給部と、
前記第１作動油供給部の余剰分の作動油が供給される第２作動油供給部と、を備え、
前記第２作動油供給部は、前記摩擦係合要素に油圧を供給する
ことを特徴とする請求項１乃至３のいずれか１項に記載の自動変速機の油圧制御装置。 The main hydraulic circuit
The first hydraulic oil supply unit to which the hydraulic oil from the hydraulic supply source is supplied, and
A second hydraulic oil supply unit to which a surplus hydraulic oil of the first hydraulic oil supply unit is supplied is provided.
The hydraulic control device for an automatic transmission according to any one of claims 1 to 3, wherein the second hydraulic oil supply unit supplies hydraulic pressure to the friction engaging element. 前記摩擦係合要素は、トルクコンバータのロックアップクラッチである
ことを特徴とする請求項４に記載の自動変速機の油圧制御装置。 The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 4, wherein the friction engaging element is a lockup clutch of a torque converter.