JP2004239297A

JP2004239297A - Controller for transmission

Info

Publication number: JP2004239297A
Application number: JP2003026524A
Authority: JP
Inventors: Yoshio Ito; 良雄伊藤
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-02-03
Filing date: 2003-02-03
Publication date: 2004-08-26

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To suppress changes of a torque capacity of a torque capacity controller caused by providing other control valve when a first control valve is controlled by the oil pressure of the control valve except the first control valve. <P>SOLUTION: The controller for the transmission has the first control valve for the transmission. It has a second control valve for the torque capacity controller. It is so constituted that the oil of a third control valve is supplied to the first control valve via a prescribed oil passage when the first control valve is broken down. The second control valve is connected to the prescribed oil passage. The controller for the transmission has a function judging means (a step S1) to judge the function of the first control valve, torque capacity judging means (steps S4, S6) to judge the state of the torque capacity controller, and timing selecting means (steps S5, 7, 8, and 9) to select the timing to supply the oil of the third control valve to the first control valve on the basis of the judgement result of the torque capacity. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、駆動力源の出力側に変速機およびトルク容量制御装置が設けられており、変速機の動力伝達状態を制御する第１の制御弁を有する変速機の制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、ベルト式無段変速機の変速比を油圧により制御する変速制御装置が知られており、その変速制御装置の一例が下記の特許文献１に記載されている。この特許文献１においては、変速制御弁のハウジングに、軸方向に動作可能なスプールが嵌合されている。また、ハウジングには、ライン圧ポートと、入力プーリピストン圧ポートと、ドレーンポートとが設けられている。さらに、スプールを軸方向に押圧するスプリングが設けられている。さらにまた、スプールをスプリングとは逆方向に押圧する変速制御弁用ソレノイドが設けられている。
【０００３】
そして、変速制御弁用ソレノイドからスプールに作用する推力を徐々に低下させていくと、入力プーリピストン圧ポートとドレーンポートとの連通面積が増加する。これにより、入力プーリピストン室の作動油が排出されて、入力プーリのシーブ間が拡張されて、入力プーリでのベルト走行径が小さくなる。これにともない、出力シーブではシーブ間が狭まり、ベルト走行径が大きくなり、すなわち、出力プーリでの減速比が増加する。
【０００４】
これに対して、変速制御弁用ソレノイドの推力を徐々に増加させていくと、入力プーリピストン圧ポートとライン圧ポートとの連通面積が増加していく。これにより、入力プーリピストン室へ作動油が供給されて入力プーリのシーブ間が狭まり、入力プーリでのベルト走行径が大きくなる。これにともない、出力プーリではシーブ間が拡張され、ベルト走行径が小さくなり、すなわち、減速比が減少する。
【０００５】
そして、変速制御弁用ソレノイドが非作動状態または最大動作状態となった場合は、入力プーリピストン圧ポートをライン圧ポートおよびドレーンポートから遮断し、入力プーリピストン室に作動油を閉じこめるようにしている。このように、入力プーリピストン圧がシールから漏れることに応じて、減速比が緩やかに大きくなる方向に変速することにより、急激な変速を防止できるとされている。なお、変速制御用ソレノイドの作動不良時に生じる急激な変速を回避する技術は、特許文献１の他に、下記の特許文献２にも記載されている。
【０００６】
【特許文献１】
特開平８−１７８９０４９号公報（特許請求の範囲、段落番号０００８ないし段落番号００１２、図１および図２）
【特許文献２】
特開２００１−２８０４５５号公報
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記の特許文献１においては、変速制御弁用ソレノイドの作動不良時に、入力プーリピストン室に作動油が閉じこめられるため、変速制御性に劣っていた。そこで、変速制御性を向上させるため、変速制御弁用ソレノイドの作動不良時に、別の油圧制御弁の油圧を変速制御用ソレノイドに伝達して、変速制御用ソレノイドを作動させることも考えられる。しかしながら、別の油圧制御弁から変速制御用ソレノイドに至る油路が、他のトルク容量制御装置を制御するトルク容量制御弁に接続されている場合は、別の油圧制御弁の油圧を変速制御用ソレノイドに伝達することにともない、トルク容量制御弁の出力油圧が変化して、トルク容量制御装置のトルク容量が変化するという問題があった。すなわち、別の油圧制御弁を利用する場合に、車両の挙動が急激に変化する可能性があり、改善の余地があった。
【０００８】
この発明は、上記の事情を背景にしてなされたものであり、変速機の動力伝達状態を制御する第１の制御弁の機能が低下する場合の対策として、他の制御弁を用いる構成であることに起因して、車両の挙動が急激に変化することを抑制できる変速機の制御装置を提供することを目的とするものである。
【０００９】
【課題を解決するための手段およびその作用】
上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、駆動力源の出力側に変速機およびトルク容量制御装置が設けられており、前記変速機の動力伝達状態を制御する第１の制御弁を有する変速機の制御装置において、前記トルク容量制御装置のトルク容量を制御する第２の制御弁が設けられており、前記第１の制御弁の機能が低下した場合に、第３の制御弁から出力されるオイルが所定の油路を経由して前記第１の制御弁に供給されて、この第１の制御弁の機能の低下を抑制するように構成されているとともに、前記所定の油路には前記第２の制御弁が接続されており、前記第１の制御弁の機能を判断する機能判断手段と、前記トルク容量制御装置のトルク容量を判断するトルク容量判断手段と、前記第３の制御弁から出力されるオイルを、前記所定の油路を経由させて前記第１の制御弁に供給する時期を、前記トルク容量判断手段の判断結果に基づいて選択する時期選択手段とを備えていることを特徴とするものである。
【００１０】
請求項１の発明によれば、変速機の動力伝達状態が第１の制御弁により制御されるとともに、第１の制御弁の機能が低下して、第３の制御弁から出るオイルを、所定の油路を経由させて第１の制御弁に供給する場合は、第３の制御弁から出るオイル第１の制御弁に供給する時期が、トルク容量制御装置のトルク容量に基づいて判断される。
【００１１】
請求項２の発明は、請求項１の発明と同様の作用が生じる他に、前記トルク容量制御装置には、流体伝動装置と並列に配置されたロックアップクラッチが含まれていることを特徴とする。
【００１２】
請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の作用が生じる他に、第３の制御弁から出るオイルを第１の制御弁に供給する時期が、ロックアップクラッチのトルク容量に基づいて選択される。
【００１３】
請求項３の発明は、請求項２の構成に加えて、前記トルク容量判断手段は、前記ロックアップクラッチのトルク容量の低下が完了したか否かを判断する機能を更に有しており、前記時期判断手段は、前記ロックアップクラッチのトルク容量の低下が完了した後に、前記第３の制御弁から出るオイルを、前記所定の油路を経由させて前記第１の制御弁に供給する機能を、更に備えていることを特徴とするものである。
【００１４】
請求項３の発明によれば、請求項２の発明と同様の作用が生じる他に、ロックアップクラッチのトルク容量の低下が完了した後に、第３の制御弁から出るオイルが第１の制御弁に供給される。
【００１５】
請求項４の発明は、請求項１の構成に加えて、前記トルク容量制御装置には、前記駆動力源を搭載した車両の走行方向を切り換える前後進切換装置が含まれていることを特徴とする。
【００１６】
請求項４の発明によれば、請求項１の発明と同様の作用が生じる他に、第３の制御弁から出るオイルを第１の制御弁に供給する時期が、前後進切換装置のトルク容量に基づいて選択される。
【００１７】
請求項５の発明は、請求項４の構成に加えて、前記トルク容量判断手段は、前記前後進切換装置のトルク容量の上昇が完了したか否かを判断する機能を更に有しており、前記時期選択手段は、前記前後進切換装置のトルク容量の上昇が完了した後に、前記第３の制御弁から出力されるオイルを、前記所定の油路を経由させて前記第１の制御弁に供給する機能を、更に備えていることを特徴とするものである。
【００１８】
請求項５の発明によれば、請求項４の発明と同様の作用が生じる他に、前後進切換装置のトルク容量の上昇が完了した後に、第３の制御弁から出るオイルが第１の制御弁に供給される。
【００１９】
請求項６の発明は、駆動力源の出力側にトルク容量制御装置を介して変速機が設けられており、前記変速機の動力伝達状態を制御する第１の制御弁と、前記トルク容量制御装置のトルク容量のトルク容量を制御する第２の制御弁とを有する変速機の制御装置において、前記第１の制御弁と第３の制御弁とを接続し、かつ、前記第２の制御弁を経由する油路が設けられており、第４の制御弁から前記第２の制御弁に供給される油圧を、前記駆動力源のトルクに基づいて制御することにより、前記トルク容量制御装置のトルク容量を制御するトルク容量制御手段と、前記第１の制御弁の機能が低下した場合に前記油路を開放し、かつ、前記第３の制御弁から前記油路を経由して前記第１の制御弁に作用する油圧を制御することにより、前記第１の制御弁を経由して前記変速機に供給されるオイル量、および前記変速機から前記第１の制御弁を経由して排出されるオイル量を調整するオイル量調整手段と、前記第３の制御弁の機能を判断する機能判断手段と、この機能判断手段の判断結果に基づいて、前記第４の制御弁から前記第２の制御弁に供給される油圧を、前記油路が前記第２の制御弁で遮断される油圧、または油路が前記第２の制御弁で連通される油圧のいずれにするかを選択する油圧選択手段とを有することを特徴とするものである。
【００２０】
請求項６の発明によれば、変速機の動力伝達状態が第１の制御弁により制御され、トルク容量制御装置のトルク容量のトルク容量が第２の制御弁により制御される。また、第３の制御弁と第１の制御弁とを接続する油路が、第２の制御弁で連通されている場合は、第３の制御弁から油路を経由して第１の制御弁に作用する油圧を制御することにより、第１の制御弁を経由して変速機に供給されるオイル量、および変速機から前記第１の制御弁を経由して排出されるオイル量が調整されて、変速機の動力伝達状態が制御される。また、第３の制御弁の機能が判断され、この判断結果に基づいて、油路が遮断または開放される。
【００２１】
請求項７の発明は、請求項６の構成に加えて、前記機能判断手段は、前記駆動力源から前記トルク容量制御装置に伝達されるトルクが所定値を越えているか否かを判断する機能を更に有しており、前記油圧選択手段は、前記駆動力源から前記トルク容量制御装置に伝達されるトルク容量が所定値を越えており、かつ、前記第３の制御弁の機能が低下している場合は、前記駆動力源から前記トルク容量制御装置に伝達されるトルク容量を所定値以下に制御する機能と、前記第４の制御弁から前記第２の制御弁に供給される油圧として、前記油路が前記第２の制御弁で遮断される油圧を選択する機能とを、更に有していることを特徴とするものである。
【００２２】
請求項７の発明によれば、請求項６の発明と同様の作用が生じる他に、駆動力源の出力トルクが所定値以上であり、かつ、第３の制御弁の機能が低下している場合は、駆動力源の出力トルクが低下され、かつ、第３の制御弁と第１の制御弁とを接続する油路が遮断される。
【００２３】
請求項８の発明は、駆動力源の出力側に変速機が連結されており、この変速機の動力伝達状態を制御する第１の制御弁を有する変速機の制御装置において、所定の制御対象に供給されるオイルの状態を制御する第２の制御弁と、この第２の制御弁の動作を制御する第３の制御弁と、第２の制御弁の動作により連通・遮断され、第４の制御弁の出力油圧を前記第１の制御弁に伝達する油路とが設けられているとともに、前記第３の制御弁の機能を判断する機能判断手段と、この機能判断手段の判断結果に基づいて、前記第４の制御弁出力油圧を制御する油圧制御手段とを備えていることを特徴とするものである。
【００２４】
請求項９の発明は、請求項８の構成に加えて、前記駆動力源の出力側にトルク容量制御装置が設けられており、前記第４の制御弁の出力油圧に応じて動作し、かつ、前記トルク容量制御装置のトルク容量を制御する第５の制御弁が設けられており、前記油圧制御手段は、前記第５の制御弁により前記トルク容量制御装置のトルク容量が増加される制御が実行されることを禁止するように、前記第４の制御弁の出力油圧を制御する機能を、更に備えていることを特徴とするものである。
【００２５】
請求項８または９の発明によれば、第３の制御弁の機能に基づいて、第４の制御弁の出力油圧が制御される。このため、第１の制御弁の機能が低下していない場合に、第３の制御弁の機能が低下して第２の制御弁が動作し、第４の制御弁から第１の制御弁に至る油路が連通された場合でも、第４の制御弁の出力油圧が第１の制御弁に伝達されることが抑制される。
【００２６】
【発明の実施の形態】
つぎに、この発明を具体例に基づいて説明する。図２には、この発明の制御装置の対象となる車両Ｖｅのパワートレーンおよび制御系統の一例が、模式的に示されている。ここに示すパワートレーンにおいては、駆動力源１のトルクが、流体伝動装置９および前後進切換装置８を介してベルト式無段変速機４に伝達されるように構成されている。駆動力源１としては、エンジンまたは電動機のうちの少なくとも一方を用いることができる。このエンジンとしては、例えば、内燃機関、具体的には、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジンなどを用いることができる。以下、駆動力源１としてガソリンエンジンを用いる場合について説明し、便宜上、駆動力源１を“エンジン１”と記す。このエンジン１の吸気管（図示せず）には、電子スロットルバルブ（図示せず）が設けられているとともに、エンジン１はクランクシャフト７０を有している。
【００２７】
このクランクシャフト７０に連結される流体伝動装置９として、図２の実施例ではトルクコンバータが用いられている。以下、流体伝動装置９を“トルクコンバータ９”と記す。このトルクコンバータ９は、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２とを有している。フロントカバー１０には円筒部７１が連続されており、円筒部７１であって、フロントカバー１０とは反対側の端部に、ポンプインペラ１１が形成されている。タービンランナ１２は円筒部７１の内部に配置されており、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２とが対向して設けられている。タービンランナ１２はシャフト５０と一体回転するように連結されている。これらのポンプインペラ１１とタービンランナ１２とには、多数のブレード（図示せず）が設けられており、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との間で、流体の運動エネルギにより動力伝達がおこなわれる。
【００２８】
また、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との内周側の部分には、タービンランナ１２から送り出されたフルードの流動方向を選択的に変化させてポンプインペラ１１に流入させるステータ１３が配置されている。このステータ１３は、一方向クラッチ１４を介して、所定の固定部（ケーシング）１５に連結されている。
【００２９】
このトルクコンバータ９は、ロックアップクラッチ１６を備えている。ロックアップクラッチ１６は、円筒部７１の内部に設けられており、フロントカバー１０からシャフト５０に至る動力伝達経路に対して並列に配置されたものである。また、円筒部７１の内部には第１の油圧室７２と第２の油圧室７３とが形成されている。ロックアップクラッチ１６は、シャフト５０と一体回転するように取り付けられているとともに、シャフト５０の軸線方向に移動可能に構成されている。そして、第１の油圧室７２の油圧と、第２の油圧室７３の油圧との対応関係に基づいて、シャフト５０の軸線方向におけるロックアップクラッチ１６の動作が制御される。さらにまた、第１の油圧室７２および第２の油圧室７３に供給される作動流体の圧力を制御する油圧制御装置５９が設けられている。
【００３０】
前後進切換装置８は、エンジン１の回転方向が一方向に限られていることに伴って採用されている機構であって、前後進切換装置８は、シャフト５０の回転方向に対するプライマリシャフト５１の回転方向を切り換える機能を備えている。図２に示す例では、前後進切換装置８としてダブルピニオン型の遊星歯車機構が採用されている。すなわち、シャフト５０と一体回転するサンギヤ１７と、サンギヤ１７と同心状に配置されたリングギヤ１８とが設けられ、これらのサンギヤ１７とリングギヤ１８との間に、サンギヤ１７に噛合したピニオンギヤ１９と、ピニオンギヤ１９およびリングギヤ１８に噛合した他のピニオンギヤ２０とが配置され、ピニオンギヤ１９，２０がキャリヤ２１によって、自転かつ公転自在に保持されている。
【００３１】
さらに、サンギヤ１７およびシャフト５０と、キャリヤ２１とを一体回転可能に連結する前進用クラッチ２２が設けられている。またリングギヤ１８を選択的に固定することにより、シャフト５０の回転方向に対するプライマリシャフト５１の回転方向を反転する後進用ブレーキ２３が設けられている。上記前進用クラッチ２２および後進用ブレーキ２３の係合・解放は、油圧制御装置５９により制御される。なお、プライマリシャフト５１とキャリヤ２１とが一体回転するように連結されている。
【００３２】
前記ベルト式無段変速機４は、互いに平行に配置されたプライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５とを有する。まず、プライマリプーリ２４は、プライマリシャフト５１と一体回転するように構成されており、プライマリプーリ２４は、固定シーブ５２と可動シーブ５３とを有している。そして、可動シーブ５３を、プライマリシャフト５１の軸線方向に動作させる油圧式のアクチュエータ２６が設けられている。
【００３３】
これに対して、セカンダリプーリ２５は、セカンダリシャフト５５と一体回転するように構成されており、セカンダリプーリ２５は、固定シーブ５４と可動シーブ５６とを有している。さらに、可動シーブ５６をセカンダリシャフト５５の軸線方向に動作させる油圧式のアクチュエータ２７が設けられている。さらに、プライマリプーリ２４およびセカンダリプーリ２５には環状のベルト２８が巻き掛けられている。さらに、上記アクチュエータ２６の油圧室（後述）およびアクチュエータ２７の油圧室（後述）に作用する油圧は、油圧制御装置５９により制御される。なお、セカンダリシャフト５５には歯車伝動装置２９を経由してデファレンシャル６が連結されており、デファレンシャル６には車輪２が連結されている。
【００３４】
つぎに、図２に示された車両Ｖｅの制御系統を説明する。まず、電子制御装置（ＥＣＵ）３４が設けられており、この電子制御装置３４は、演算処理装置（ＣＰＵまたはＭＰＵ）と、記憶装置（ＲＡＭおよびＲＯＭ）と、入出力インターフェースとを有するマイクロコンピュータにより構成されている。この電子制御装置３４には、エンジン回転速度センサ３０の信号、タービンランナ１２の回転速度を検出するタービン回転速度センサ３１の信号、プライマリシャフト５１の回転速度を検出する入力回転速度センサ３２の信号、セカンダリシャフト５５の回転速度を検出する出力回転速度センサ３３の信号、加速要求（アクセル開度）検知センサ５７の信号、制動要求検知センサ５８の信号、シフトポジションセンサ６０の信号、作動流体の温度を検知する温度検知センサ７４の信号、油圧制御装置５９の機能を検知する信号などが入力される。この電子制御装置３４からは、エンジン１を制御する信号、油圧制御装置５９を制御する信号、ベルト式無段変速機４を制御する信号、ロックアップクラッチ１６を制御する信号、前後進切換装置８を制御する信号などが出力される。ここで、エンジン１を制御する信号には、エンジン１の電子スロットルバルブの開度を制御する信号が含まれる。
【００３５】
上記のように構成された車両Ｖｅにおいて、エンジン１から出力されたトルクは、トルクコンバータ９、前後進切換装置８、ベルト式無段変速機４を経由して車輪２に伝達される。ここで、ロックアップクラッチ１６の制御について説明する。上記のトルク伝達時に、第１の油圧室７２の油圧が低圧に制御されて、ロックアップクラッチ１６が解放されている場合は、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との間で、流体の運動エネルギにより動力伝達がおこなわれる。したがって、エンジン１の爆発振動によるトルク変動が、車輪２に伝達されることを抑制できる。また、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との速度比が所定値である場合は、トルクコンバータ９によるトルクの増幅がおこなわれる。
【００３６】
これに対して、第１の油圧室７２の油圧が高められた場合について説明する。まず、ロックアップクラッチ１６の伝達トルク容量が所定値以下である場合、例えば、ロックアップクラッチ１６の伝達トルク容量が、クランクシャフト７０からシャフト５０に伝達されるトルクよりも低い場合は、ロックアップクラッチ１６がスリップ状態となる。すなわち、フロントカバー１０とシャフト５０とが相対回転する。このとき、クランクシャフト７０の動力は、流体の運動エネルギおよびロックアップクラッチ１６の摩擦力の両方により、シャフト５０に伝達される。
【００３７】
さらに、ロックアップクラッチ１６の伝達トルク容量が所定値を越えた場合、例えば、ロックアップクラッチ１６の伝達トルク容量が、クランクシャフト７０からシャフト５０に伝達されるトルク以上である場合は、ロックアップクラッチ１６が完全係合される。すなわち、フロントカバー１０とシャフト５０との間で、ロックアップクラッチ１６の摩擦力により動力伝達がおこなわれて、フロントカバー１０とシャフト５０とが一体回転する。したがって、動力の伝達効率が一層向上する。つまり、ロックアップクラッチ１６のトルク容量が大きくなると、ロックアップクラッチ１６が完全係合され、ロックアップクラッチ１６のトルク容量が小さくなると、ロックアップクラッチ１６がスリップ状態となり、ロックアップクラッチ１６のトルク容量が零になったときに、ロックアップクラッチ１６が完全解放される。言い換えれば、ロックアップクラッチ１６の係合圧が高まると、ロックアップクラッチ１６が完全係合され、ロックアップクラッチ１６の係合圧が低くなると、ロックアップクラッチ１６がスリップ状態となり、ロックアップクラッチ１６の係合圧が、更に低下したときに、ロックアップクラッチ１６が完全解放される。
【００３８】
このようにロックアップクラッチ１６の伝達トルク容量（言い換えれば、係合油圧、係合圧、係合状態）を制御して、ロックアップクラッチ１６を解放（具体的には完全解放）またはスリップまたは係合（具体的には完全係合）するため、電子制御装置３４にはロックアップクラッチ制御マップが記憶されている。このロックアップクラッチ制御マップは、車速、アクセル開度などに基づいて、ロックアップクラッチ係合領域、ロックアップクラッチスリップ領域、ロックアップクラッチ解放領域を定めている。ロックアップクラッチ１６をスリップさせる場合は、実際のスリップ回転速度、具体的には、クランクシャフト７０の回転速度と、タービンランナ１２の回転速度との差を、目標スリップ回転速度に近づけるように、フィードバック制御が実行される。
【００３９】
つぎに、前後進切換装置８の制御について説明する。前記シフトポジションセンサ６０により、前進ポジション、例えば、Ｄ（ドライブ；走行）ポジションが検知された場合は、前後進切換装置８の前進用クラッチ２２が係合され、かつ、後進用ブレーキ２３が解放される。すると、シャフト５０とキャリヤ２１とが一体回転し、シャフト５０のトルクがプライマリシャフト５１に伝達されるとともに、プライマリシャフト５１のトルクが車輪２に伝達されて、車両Ｖｅを前進させる向きの駆動力が発生する。このとき、シャフト５０およびプライマリシャフト５１が同方向に回転する。
【００４０】
これに対して、シフトポジションセンサ６０により、後進ポジションが検知された場合は、前進用クラッチ２２が解放され、かつ、後進用ブレーキ２３が係合される。すると、エンジントルクがサンギヤ１７に伝達された場合は、リングギヤ１８が反力要素となって、サンギヤ１７のトルクがキャリヤ２１を経由してプライマリシャフト５１に伝達される。プライマリシャフト５１のトルクが車輪２に伝達されると、車両Ｖｅを後進させる向きの駆動力が発生する。この場合、シャフト５０とプライマリシャフト５１とは逆方向に回転する。
【００４１】
つぎに、ベルト式無段変速機４の制御を説明する。前記のように、エンジントルクがプライマリシャフト５１に伝達されるとともに、電子制御装置３４に入力される各種の信号、および電子制御装置３４に予め記憶されているデータに基づいて、ベルト式無段変速機４の変速比およびトルク容量が制御される。すなわち、プライマリシャフト５１の軸線方向における可動シーブ５３の位置が制御されて、プライマリプーリ２４の溝幅が調整される。すると、プライマリプーリ２４に対するベルト２８の巻掛け半径が連続的に変化し、変速比が無段階に変化する。また、セカンダリシャフト５５の軸線方向における可動シーブ５６の位置が制御されて、ベルト２８に対するセカンダリプーリ２５の挟圧力が調整される。このようにして、プライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５との間で、ベルト２８を経由して伝達されるトルクの容量が制御される。
【００４２】
つぎに、前記油圧制御装置５９の一部を構成する油圧回路を、図３ないし図５に基づいて説明する。図３ないし図５に示す油圧回路において、丸で囲まれた数字が付された油路同士が接続されていることを意味する。まず、オイルパン８０のオイルが、ストレーナ８１を経由して２つのオイルポンプ８２，８３の吸込口８４，８５に吸い込まれるように構成されている。このオイルポンプ８２，８３は回転装置により駆動される。回転装置として、駆動力源としての機能を有するエンジン１または電動機のうちの少なくとも一方を用いることができる。また、回転装置として、駆動力源としての機能がない電動機を用いることもできる。
【００４３】
前記オイルポンプ８２の吐出口８６には油路８７が接続されている。他方のオイルポンプ８３の吐出口８８には油路８９を介して油路８７が接続されている。油路８９にはチェックバルブ９０が設けられており、油路８７と油路８９との圧力差に基づいて、チェックバルブ９０が開閉されて、油路８９から油路８７に供給されるオイル量が調整される。つまり、オイルポンプ８２，８３のうち、少なくとも一方のオイルポンプから吐出されたオイルが油路８７に供給される。
【００４４】
前記油路８７はプライマリレギュレータバルブ９１に接続されている。このプライマリレギュレータバルブ９１は、図３の上下方向に動作可能なスプール９２と、スプール９２に形成されたランド部９３，９４，９５と、スプール９２を図３において下向きに押圧するスプリング９６とを有している。また、プライマリレギュレータバルブ９１はポート９９ないしポート１０１を有しており、ポート９７と油路８７とが接続されている。また、スプール９２の動作により、ポート９７とポート９８とを接続する通路の連通面積が調整される構成となっている。なお、油路８７はポート１００に接続されている。
【００４５】
ポート９８には油路１０２が接続されており、油路１０２は、図４に示すクラッチロックバルブ１０３に接続されている。このクラッチロックバルブ１０３は、図４において上下方向に動作可能なスプール１０４，１０４Ａと、スプール１０４を図４において上向きに押圧するスプリング１０５と、スプール１０４Ａを図４において上向きに押圧するスプリング１０５Ａとを有している。なお、スプール１０４とスプール１０４Ａとは上下方向に相対移動可能である。さらにクラッチロックバルブ１０３は、ポート１０６ないしポート１１３、ポート１６２を有している。
【００４６】
さらにまた、スプール１０４にはランド部１１４，１１５が形成されており、スプール１０４Ａにはランド部１１６が形成されている。そして、スプール１０４の動作により、ポート１０６またはポート１０７と、ポート１０８とが選択的に連通・遮断される。また、スプール１０４Ａの動作により、ポート１１２とポート１１１またはポート１１３とが選択的に連通・遮断される。なお、ポート１０９は前記油路１０２に接続され、ポート１１３はオイルパン８０に接続されている。
【００４７】
また、クラッチロックバルブ１０３のポート１０８は油路１３０に接続され、油路１３０は、図５に示すマニュアルバルブ１１７に接続されている。マニュアルバルブ１１７は、選択されるシフトポジションに基づいて、図５の上下方向に動作するスプール１１８を有している。この実施例では、Ｐ（パーキング）ポジション、Ｒ（リバース；後進）ポジション、Ｎ（ニュートラル）ポジション、Ｄポジション、Ｌ（ロー）ポジションに対応してスプール１１８が動作可能である。
【００４８】
さらにマニュアルバルブ１１７は、ポート１１９ないしポート１２４とを有してり、ポート１１９と油路１３０とが接続されている。また、ポート１２１とラインプレッシャモジュレータバルブ１３１のポート２４１とが、油路２４２，２４３により接続されている。さらにスプール１１８にはランド部１２５ないしランド部１２７が形成されている。そして、ポート１２０には油路１２８を介して油圧室Ｃ１が接続されている。この油圧室Ｃ１は前進用クラッチ２２のトルク容量（係合圧）を制御する油圧室である。また、ポート１２２には油路１２９を経由して油圧室Ｂ１が接続されている。この油圧室Ｂ１は後進用ブレーキ２３のトルク容量を制御する油圧室である。
【００４９】
一方、図３に示すように、前記油路８７にはラインプレッシャモジュレータバルブ１３１が接続されている。このラインプレッシャモジュレータバルブ１３１は、図３において上下方向に動作可能なスプール１３２と、スプール１３２を図３において下向きに押圧するスプリング１３３とを有している。また、スプール１３２にはランド部１３４，１３５が形成されているとともに、ラインプレッシャモジュレータバルブ１３１はポート１３６ないしポート１３７、ポート１３９、ポート２４１を有している。そして、ポート１３６と油路８７とが接続されているとともに、スプール１３２の動作に応じて、ポート１３６とポート１３７とを接続する通路の連通面積が調整される。
【００５０】
またポート１３７には油路１３８が接続されており、油路１３８とクラッチロックバルブ１０３のポート１０６とが接続されている。さらに油路１３８にはクラッチコントロールバルブ１４０が接続されている。クラッチコントロールバルブ１４０は、図３において上下方向に動作可能なスプール１４１と、スプール１４１を図３において下向きに押圧するスプリング１４２とを有している。スプール１４１はランド部１４３ないしランド部１４５を有している。
【００５１】
さらにクラッチコントロールバルブ１４０は、ポート１４６ないしポート１４９を有している。ポート１４６と油路１３８とが接続されている。そしてスプール１４１の動作に応じて、ポート１４６とポート１４７とを接続する通路の連通面積が調整される。さらにクラッチコントロールバルブ１４０のポート１４７と、クラッチロックバルブ１０３のポート１０７とが、油路１５０により接続されている。また、クラッチコントロールバルブ１４０のポート１４８と、図５に示すマニュアルバルブ１１７のポート１２３，１２４とが、油路１５１により接続されている。
【００５２】
一方、前記油路１３８には、図４に示す油路１５２が接続されており、この油路１５２はリニアソレノイドバルブＳＬＳに接続されている。このリニアソレノイドバルブＳＬＳは、電磁コイル１５３と、図４において上下方向に動作可能なスプール１５４と、スプール１５４に形成されたランド部１５５，１５６と、ポート１５７，１５８，１５９，１６０Ａと、スプール１５４を図４において上向きに押圧するスプリング１６０とを有している。そして、油路１５２のオイルがポート１５７に流れ込むように構成されている。
【００５３】
このリニアソレノイドバルブＳＬＳにおいては、電磁コイル１５３への通電により発生する磁気吸引力、およびポート１５９の油圧に対応する押圧力と、スプリング１６０の押圧力との対応関係に基づいて、スプール１５４の動作が制御され、ポート１５７またはポート１６０Ａと、ポート１５８とを接続する通路の連通面積を調整できる。具体的には、電磁コイル１５３への通電電流と、ポート１５８の出力油圧との関係を比例制御することが可能である。なお、リニアソレノイドバルブＳＬＳは、電磁コイル１５３への通電がおこなわれていない場合は、スプリング１６０の押圧力でスプール１５４が動作して、ポート１５７とポート１５８との間の通路が全開となる形式のリニアソレノイドバルブ、いわゆる、ノーマルオープン形式のリニアソレノイドバルブである。
【００５４】
さらに、ポート１５８には油路１６１が接続されており、油路１６１はポート１５９に接続されている。また、油路１６１にはアキュムレータ１６２Ａが設けられているとともに、油路１６１は、クラッチロックバルブ１０３のポート１６２にも接続されている。さらに、油路１６１には油路１６３が接続されており、油路１６３は、プライマリレギュレータバルブ９１のポート１０１、およびクラッチコントロールバルブ１４０のポート１４９に接続されている。
【００５５】
さらに油路１６１には油路１６４が接続されており、油路１６４には、図５に示すロックアップリレーバルブ１６５が接続されている。ロックアップリレーバルブ１６５は、図５において上下方向に動作可能なスプール１６６と、スプール６６をした向きに押圧するスプリング１６６Ａと、スプール１６６に形成されたランド部１６７，１６８，１６９と、ポート１７０ないしポート１７８とを有している。ポート１７８と油路１６４とが接続されている。また、ポート１７２には油路１７９が接続され、図４に示すように、油路１７９と油路１０２とが接続されている。また油路１８０と油路１０２との接続部分には油路１８０Ａが接続されており、油路１８０Ａとポート１７１とが接続されている。
【００５６】
さらに図５に示すように、第１の油圧室７２に連通するポート１８１が形成され、第２の油圧室７３に連通するポート１８２が形成されている。そして、ポート１８１と、ロックアップリレーバルブ６５のポート１７７とが油路１８３により接続され、ポート１８２と、ロックアップリレーバルブ６５のポート１７６とが油路１８４により接続されている。
【００５７】
一方、前記油路８７には、図４に示すようにラインプレッシャモジュレータバルブ１８５が接続されている。ラインプレッシャモジュレータバルブ１８５は、図４において上下方向に動作可能なスプール１８６，１８７を有している。スプール１８７にはランド部１８８，１８９が形成されているとともに、スプール１８６とスプール１８７とは、図４において上下方向に相対移動可能である。また、スプール１８７にはランド部１９０，１９１，１９２が形成されている。
【００５８】
さらにラインプレッシャモジュレータバルブ１８５は、ポート１９３ないしポート１９９，１９８Ａを有している。さらにまた、ラインプレッシャモジュレータバルブ１８５は、スプール１８６を図４において下向きに押圧するスプリング２０１を有している。そして、ポート１９３と油路８７とが接続され、ポート１９８と油路１５２とが接続され、ポート１９５と油路１６３とが接続され、ポート１９６と油路８７とが接続されている。さらにポート１９４には油路１９９が接続されており、図５に示すように、油路１９９と、アクチュエータ２７の油圧室２００とが接続されている。また、油路１９９はポート１９７にも接続されている。前記ポート１９５，１９６の油圧に対応する押圧力、およびスプリング２０１による押圧力と、ポート１９７，１９８の油圧に対応する押圧力とがスプール１８６に逆向きに作用し、逆向きの押圧力同士の対応関係に基づいてスプール１８６が動作して、ポート１９３またはポート１９８Ａと、ポート１９４との連通面積が調整される。
【００５９】
また、前記油路８７には、図５に示すようにリニアソレノイドバルブＳＬＲが接続されている。リニアソレノイドバルブＳＬＲは、電磁コイル２０２と、図５において上下方向に動作可能なスプール２０３と、スプール２０３に形成されたランド部２０４，２０５とを有している。リニアソレノイドバルブＳＬＲは、さらにポート２０６ないしポート２０９と、スプール２０３を図５において下向きに押圧するスプリング２１０とを有している。そして、ポート２０６と油路８７とが接続され、ポート２０７には油路２１１が接続されている。この油路２１１は、アクチュエータ２６の油圧室２１２に接続されている。さらに、ポート２０８と、ロックアップリレーバルブ１６５のポート１７５とが油路２１３により接続されている。またポート２０９と、クラッチロックバルブ１０３のポート１１２とが油路２１４により接続されている。
【００６０】
このリニアソレノイドバルブＳＬＲにおいては、電磁コイル２０２への通電により、スプール２０３を図５において上向きに動作させるような磁気吸引力が生じる。そして、電磁コイル２０２への通電により発生する磁気吸引力、およびポート２０９の油圧に基づく押圧力と、スプリング２１０の押圧力との対応関係に基づいて、スプール２０３の動作が制御され、ポート２０６またはポート２０８と、ポート２０７とを選択的に接続・遮断することができる。このため、リニアソレノイドバルブＳＬＲの機能が正常である場合は、電磁コイル２０２への通電電流と、ポート２０６から、ポート２０７を経由して油路２１１に供給されるオイル量との関係を、比例制御することが可能である。
【００６１】
具体的には、このリニアソレノイドバルブＳＬＲは、電磁コイル２０２に通電されず、かつ、ポート２０９が低圧である場合は、スプリング２１０によりスプール２０３が下向きに押圧されて、ポート２０６とポート２０７との間の通路が全開になり、油路２１１に供給されるオイル量が最大になるとともに、ポート２０７とポート２０８との間の通路が遮断される。そして、電磁コイルへ２０２への通電電流が増加するほど、油路２１１に供給されるオイル量が減少する。
【００６２】
電磁コイル２０２への通電電流がさらに増加すると、ポート２０６とポート２０７との間の通路が遮断されるとともに、ポート２０７とポート２０８とが連通されて、油圧室２１２のオイルが、油路２１１、およびポート２０７，２０８を経由して油路２１３にドレーンされる。このように、リニアソレノイドバルブＳＬＲは、電磁コイル２０２への通電がおこなわれていない場合に、ポート２０６とポート２０７との間の通路が全開となる形式のリニアソレノイドバルブ、いわゆる、ノーマルオープン形式のリニアソレノイドバルブである。
【００６３】
前記油路１５２には、図４に示すようにデューティソレノイドバルブＤＳＬが接続されている。このデューティソレノイドバルブＤＳＬは、電磁コイル２１５と、ポート２１６，２１７とを有している。このポート２１６と油路１５２とが接続されている。また、ポート２１７と、クラッチロックバルブ１０３のポート１１０，１１１とが、油路２１８により接続されている。ポート１１０，１１１は、油路２１８に対して相互に並列に接続されている。なお、油路２１８は、図５に示すように、ロックアップリレーバルブ１６５のポート１７０に接続されている。
【００６４】
このデューティソレノイドバルブＤＳＬは、電磁コイル２１５への通電（オン）と非通電（オフ）とを交互に繰り返すとともに、オン時間の割合とオフ時間の割合とを、零％ないし１００％の範囲で任意に制御可能である。このデューティソレノイドバルブＤＳＬは、電磁コイル２１５への通電がオフされている場合に、ポート２１６とポート２１７とが連通し、電磁コイル２１５への通電がオンされている場合に、ポート２１６とポート２１７とが遮断される、いわゆるノーマルクローズ形式のソレノイドバルブである。
【００６５】
さらに油路１５２には、図４に示すようにリニアソレノイドバルブＳＬＵが接続されている。このリニアソレノイドバルブＳＬＵは、電磁コイル２１９と、図４において上下方向に動作可能なスプール２２０と、スプール２２０に形成されたランド部２２１，２２２，２２３と、ポート２２４，２２５，２２６，２２７とを有している。また、スプール２２０を図４において上向きに押圧するスプリング２２８とを有している。そして、油路１５２とポート２２５とが接続されている。
【００６６】
このリニアソレノイドバルブＳＬＵにおいては、電磁コイル２１９への通電により発生する磁気吸引力と、スプリング２２８の押圧力との対応関係に基づいて、スプール２２０の動作が制御され、ポート２２４とポート２２５またはポート２２７との接続・遮断が選択的に切り換えられるとともに、ポート２２４とポート２２５またはポート２２７とを接続する通路の連通面積を調整できる。具体的には、電磁コイル２１９への通電電流と、ポート２２４の出力油圧との関係を比例制御することが可能である。
【００６７】
このリニアソレノイドバルブＳＬＵは、電磁コイル２１９への通電がおこなわれていない場合（オフ）は、スプリング２２８によりスプール２２０が図４において上向きに押圧されて、ポート２２５とポート２２４との間の通路が全開となる形式のリニアソレノイドバルブ、いわゆる、ノーマルオープン形式のリニアソレノイドバルブである。すなわち、電磁コイル２１９への通電がオフされている場合は、ポート２２４の出力油圧が最大となり、電流値が増加するほど、スプール２２０が図４において下向きに動作して、ポート２２４の出力油圧が低下する特性となる。
【００６８】
上記ポート２２４には油路２２９を介してロックアップコントロールバルブ２３０が接続されている。ロックアップコントロールバルブ２３０は、図４において上下方向に動作可能なスプール２３１を有している。このスプール２３１にはランド部２３２，２３３，２３４が形成されている。さらに、スプール２３１を図４において下向きに押圧するスプリング２３５が設けられている。さらにまた、ロックアップコントロールバルブ２３０は、ポート２３６，２３７，２３８，２３９を有している。そして、ポート２３６，２３８と、図５に示すロックアップリレーバルブ１６５のポート１７３とが、油路２４０により接続されている。またポート２３７と油路１５２とが接続されている。
【００６９】
さらに、図３に示す油路８９に接続されているセカンダリレギュレータバルブ２４４について説明する。セカンダリレギュレータバルブ２４４は、図３において上下方向に動作するスプール２４５を有し、スプール２４５にはランド部２４６ないしランド部２５１が形成されている。また、スプール２４５を図３において下向きに押圧するスプリング２５２が設けられている。さらに、セカンダリレギュレータバルブ２４４は、ポート２５３ないしポート２５９を有している。そして、ポート２５５と油路８９とが接続され、ポート２５４と油路２４３とが接続されている。また、ポート２５７，２５９と油路１８０とが接続され、ポート２５６は、油路２６０を経由してオイルポンプ８２の吸込口８４およびオイルポンプ８３の吸込口８５に接続されている。さらにポート２５３は油路１３８に接続されている。
【００７０】
つぎに、油圧制御装置５９の機能を説明する。まず、油圧制御装置５９が正常であれば、オイルパン８０のオイルがオイルポンプ８２により汲み上げられるとともに、オイルポンプ８２の吐出口８６から吐出されるオイルが油路８７に供給される。また、オイルポンプ８３が駆動された場合は、オイルポンプ８３の吐出口から吐出されたオイルが油路８９に供給される。ここで、油路８９の油圧が油路８７の油圧以下である場合は、チェックバルブ９０が閉じられる。したがって、油路８９のオイルは油路８７には供給されない。これ対して、油路８７の油圧よりも油路８９の油圧の方が高い場合は、チェックバルブ９０が開放される。したがって、油路８９のオイルは油路８７に供給される。
【００７１】
油路８７のオイルはプライマリレギュレータバルブ９１のポート９７，１００に供給される。プライマリレギュレータバルブ９１においては、スプリング９６の弾性力により、スプール９２が図３において下向きに押圧されており、油路９７の油圧が所定値以下である場合は、ポート９７とポート９８とがランド部９３により遮断される。したがって、油路８７のオイルは油路１０２には排出されず、油路８７の油圧が上昇する。
【００７２】
油路８７の油圧の上昇により、ポート１００の油圧が高まると、スプール９２がスプリング９６の押圧力に抗して図４で上向きに動作し、ポート９７とポート９８とが連通する。その結果、油路８７のオイルが、ポート９７，９８を経由して油路１０２に排出されて、油路８７の油圧が低下する。油路８７の油圧が低下すると、ポート１００の油圧が低下して、スプール９２が、再び図３において下向きに動作する。このようにして、油路８７の油圧が所定圧に調圧される。
【００７３】
前記油路８７のオイルは、ラインプレッシャモジュレータバルブ１３１のポート１３６にも供給されている。ラインプレッシャモジュレータバルブ１３１においては、スプリング１３３の弾性力により、スプール１３２が図３において下向きに押圧されている。このため、ポート１３６とポート１３７とが連通し、油路８７のオイルが、ポート１３６，１３７を経由して油路１３８に供給される。油路１３８の油圧はポート１３９に作用しており、油路１３８の油圧が低い場合は、ポート１３６とポート１３７とが連通している。
【００７４】
ポート１３９の油圧が上昇すると、スプリング１３３の押圧力に抗してスプール１３２が図３において上向きに動作し、ポート１３６とポート１３７との連通面積が狭められて、油路１３８の油圧の上昇が抑制される。油路１３８の油圧が低下すると、スプリング１３３の弾性力により、スプール１３２が再び図３において下向きに動作し、ポート１３６とポート１３７との連通面積が拡大される。
【００７５】
このようにして、油路１３８の油圧は油路８７の油圧以下に調圧（減圧）される。この油路１３８の油圧は、クラッチロックバルブ１０３のポート１０６と、クラッチコントロールバルブ１４０のポート１４６と、リニアソレノイドバルブＳＬＳのポート１５７と、デューティソレノイドバルブＤＳＬのポート２１６と、ラインプレッシャモジュレータバルブ１８５のポート１９８に作用する。
【００７６】
また、リニアソレノイドバルブＳＬＳへの通電電流が増加されて、スプール１５４がスプリングの弾性力に抗して下向きに動作し、ポート１５７とポート１５８との連通面積が狭められる。このようにして、ポート１５７からポート１５８を経由して油路１６１，１６３に供給されるオイルの油圧が最大圧未満に制御される。
【００７７】
油路１６３の油圧が上昇すると、クラッチコントロールバルブ１４０のポート１４９の油圧が上昇して、スプール１４１が図３において上向きに動作し、ポート１４６とポート１４７との連通面積が拡大する。すると、油路１５０から、クラッチロックバルブ１０３のポート１０７に作用する油圧が上昇する。このクラッチロックバルブ１０３のポート１０９には、プライマリレギュレータバルブ９１のポート９８に接続された油路１０２の油圧が作用している。ここで、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧が、低圧または高圧に制御される場合を説明する。
【００７８】
例えば、クラッチモードが選択された場合に、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧が低圧に制御される。このクラッチモードは、車速およびアクセル開度が、ロックアップクラッチ解放領域にある場合に選択されるモードである。なお、このクラッチモードが選択された場合は、デューティソレノイドバルブＤＳＬの出力油圧は低圧に制御される。具体的には、デューティソレノイドバルブＤＳＬの通電割合が零パーセントに制御される。
【００７９】
このように、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧が低圧に制御された場合は、ポート１６２の油圧が低下するため、ポート１０９の油圧により、スプール１０４が図４において下向きに動作し、スプール１０４が、図４において右半分に示す位置（オフ位置）となる。
【００８０】
すると、ポート１０７とポート１０８とが連通され、ポート１０６とポート１０８とが、ランド部１１４により遮断される。したがって、油路１５０のオイルが、ポート１０７，１０８および油路１３０を経由して、マニュアルバルブ１１７のポート１１９に供給される。ここで、シフトポジションとしてＮポジションまたはＰポジションが選択されている場合は、ポート１１９とポート１２０との間の通路が遮断され、かつ、ポート１１９とポート１２２との間の通路も遮断される。このため、油圧室Ｃ１のオイルは、油路１２８およびポート１２０，１２４を経由して油路１５１にドレーンされて、前進用クラッチ２２が解放される。また、油圧室Ｂ１のオイルは、油路１２９からドレーンされて、後進用ブレーキ２３が解放される。
【００８１】
これに対して、ＤポジションまたはＬポジションが選択された場合は、ポート１１９とポート１２０とが連通し、油路１３０のオイルが油路１２８を経由して油圧室Ｃ１に供給されて、油圧室Ｃ１の油圧が上昇する。その結果、前進用クラッチ２２の係合圧が高められる。また、Ｒポジションが選択された場合は、ポート１１９とポート１２２とが連通されて、油路１３０のオイルが油路１２９を経由して油圧室Ｂ１に供給される。その結果、後進用ブレーキ２３の係合圧が高められる。
【００８２】
つぎに、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧が高圧に制御される場合を説明する。例えば、ベルトモードが選択された場合に、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧が高圧に制御される。このベルトモードは、車速およびアクセル開度が、ロックアップクラッチ係合領域またはロックアップクラッチスリップ領域にある場合に選択されるモードである。なお、このベルトモードが選択された場合は、デューティソレノイドバルブＤＳＬの出力油圧は高圧、具体的には、デューティソレノイドバルブＤＳＬの通電割合が１００％に制御される。
【００８３】
前記のように、クラッチモードからベルトモードに切り替えられると、クラッチロックバルブ１０３のスプール１０４が、図４において上向きに動作し、スプール１０４が、図４において左半分に示す位置（オン位置）へ移動する。スプール１０４がオン位置に移動すると、ポート１０６とポート１０８とが連通する一方、ポート１０７とポート１０８とが遮断される。このため、油路１３８のオイルが油路１３０を経由してマニュアルバルブ１１７に供給される。ここで、油路１３８の油圧は、油路１５０の油圧よりも高いため、ベルトモードが選択され、かつ、前進用クラッチ２２または後進用ブレーキ２３が係合される場合のトルク容量は、クラッッチモードが選択され、かつ、前進用クラッチ２２または後進用ブレーキ２３が係合される場合のトルク容量よりも高くなる。
【００８４】
つぎに、ロックアップクラッチ１６の制御について説明する。前記油路１０２のオイルは油路１７９を経由してロックアップリレーバルブ１６５のポート１７２に供給されている。一方、油路１５２のオイルはリニアソレノイドバルブＳＬＵのポート２２５に供給されている。リニアソレノイドバルブＳＬＵのポート２２５とポート２２４とが連通していると、油路１５２のオイルが油路２２９を経由してロックアップコントロールバルブ２３０のポート２３９に供給される。ポート２３９に作用する油圧が所定圧以上に高まると、スプリング２３５の弾性力に抗してスプール２３１が図４において上向きに動作する。すると、ポート２３７とポート２３８との連通面積が拡大し、油路１５２および油路２４０を経由してロックアップリレーバルブ１６５のポート１７３に供給されるオイルの油圧が高められる。
【００８５】
ところで、油路１５２のオイルは、デューティソレノイドバルブＤＳＬのポート２１６に供給されているとともに、ロックアップクラッチ制御マップに基づいて、デューティソレノイドバルブＤＳＬのポート２１７の出力油圧が制御される。具体的には、車速およびアクセル開度が、ロックアップクラッチの解放領域にある場合は、デューティソレノイドバルブＤＳＬの出力油圧が低圧に制御される。これに対して、車速およびアクセル開度が、ロックアップクラッチの係合領域またはスリップ領域にある場合は、デューティソレノイドバルブＤＳＬの出力油圧が高圧に制御される。
【００８６】
前述のように各種のソレノイドバルブの機能が正常である場合、またはエンジントルクが所定値以下である場合などにおいては、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧が低く制御され、クラッチロックバルブ１０３のポート１６２の油圧は低い。したがって、クラッチロックバルブ１０３のスプール１０４が図４において右半分に示す位置（オフ位置）にあり、ポート１１１とポート１１２とがランド部１１６により遮断されている。このため、油路２１８の油圧は高くなり、ロックアップリレーバルブ１６５のポート１７０の油圧が高くなる。
【００８７】
このため、ロックアップリレーバルブ１６５のスプール１６６が、図５において上向きに動作し、スプール１６６が図５において左半分に示す位置（オン位置）に移動する。すると、ロックアップリレーバルブ１６５のポート１７２とポート１７７とが連通し、かつ、ポート１７３とポート１７６とが連通する。そして、油路１７９のオイルが油路１８３を経由して第１の油圧室７２に供給される。また、油路２４０のオイルが油路１８４を経由して第２の油圧室７３に供給される。ここで、油路２４０の油圧よりも、油路１７９の油圧の方が高いため、ロックアップクラッチ１６が完全係合される。なお、リニアソレノイドバルブＳＬＵへの通電電流値を制御することにより、リニアソレノイドバルブＳＬＵから、ロックアップコントロールバルブ２３０のポート２３９に伝達される油圧を制御することにより、第１の油圧室７２と第２の油圧室７３との圧力差を調整すれば、ロックアップクラッチ１６をスリップさせることができる。
【００８８】
これに対して、デューティソレノイドバルブＤＳＬから、ロックアップリレーバルブ１６５のポート１７０に伝達される油圧を低下させると、ロックアップリレーバルブ１６５のスプール１６６が図５において下向きに動作し、スプール１６６が図５で右半分に示す位置（オフ位置）に移動する。すると、油路１７９と油路１８４とが連通し、油路１８０Ａと油路１８３とが連通される。その結果、第２の油圧室７３の油圧が上昇し、かつ、第１の油圧室７２のオイルが、油路１８３を経由して油路１８０Ａにドレーンされて、第１の油圧室７２の油圧が低下する。したがって、ロックアップクラッチ１６が解放される。
【００８９】
つぎに、ベルト式無段変速機４の制御について説明する。まず、ベルト式無段変速機４の変速比の制御について説明する。プライマリレギュレータバルブ前記油路８７のオイルはリニアソレノイドバルブＳＬＲのポート２０６に供給されており、リニアソレノイドバルブＳＬＲへの通電電流を制御することにより、油路８７から油路２１１を経由して、プライマリプーリ２４の油圧室２１２に供給されるオイル量が調整される。ここで、油圧室２１２の油圧が高められた場合は、プライマリプーリ２４の溝幅が狭められて、変速比が小さくなる方向に変速（アップシフト）される。これに対して、油圧室２１２の油圧が低下された場合は、プライマリプーリ２４の溝幅が広げられて、変速比が大きくなる方向に変速（ダウンシフト）される。
【００９０】
つぎに、ベルト式無段変速機４のトルク容量の制御を説明する。前記油路８７のオイルはラインプレッシャモジュレータバルブ１８５のポート１９３に供給されており、ポート１９５，１９６の油圧に対応する下向きの押圧力、およびスプリング２０１の下向きの押圧力と、ポート１９７，１９８の油圧に対応する上向きの押圧力との対応関係に応じてスプール１８７が動作し、ポート１９３とポート１９４との連通面積が調整されて、油路８７から油路１９９に供給されるオイルの油圧が高められる一方、ポート１９４とポート１９８Ａとの連通面積が調整されて、油路１９９から油路１９８Ａにドレーンされるオイル量が調整される。このようにして、セカンダリプーリ２５の油圧室２００における油圧が調整され、油圧室２００の油圧に応じてセカンダリプーリ２５の溝幅が変化する。なお、ベルト２８に加えられる挟圧力は、主としてリニアソレノイドバルブＳＬＳからポート１９５に伝達される油圧により制御される。
【００９１】
具体的には、ベルト式無段変速機４に入力されるトルク容量が増加する場合、または、ベルト式無段変速機４でダウンシフトを実行する場合は、セカンダリプーリ２５の溝幅が狭められて、ベルト２８に加えられる挟圧力が増加される。これに対して、ベルト式無段変速機４に入力されるトルク容量が低下する場合、または、ベルト式無段変速機４でアップシフトを実行する場合は、セカンダリプーリ２５の溝幅が広げられて、ベルト２８に加えられる挟圧力が低下する。
【００９２】
なお、図３に示すセカンダリレギュレータバルブ２４４においては、ポート２５３，２５４，２５９の油圧、およびスプリング２５３の押圧力に応じてスプール２５４が動作することにより、ポート２５５とポート２５６との連通面積と、ポート２５７とポート２５６，２５８との連通面積とが調整されて、油路８９，１８０，１０２の油圧が制御される。なお、油路１８０から油路２６０に排出されたオイルは、吸込口８４，８５に戻される。
【００９３】
つぎに、油圧制御装置５９の機能が低下した場合の制御を説明する。ここでは、リニアソレノイドバルブＳＬＲの機能が低下した場合、より具体的には、リニアソレノイドバルブＳＬＲに電力を供給するケーブルが断線した場合を説明する。なお、電磁コイル２０２自体が断線した場合でも同様である。前述のように、リニアソレノイドバルブＳＬＲはノーマルクローズ形式のリニアソレノイドバルブであるため、リニアソレノイドバルブＳＬＲに電力が供給されなくなるフェール、すなわち断線フェールが発生すると、スプール２０３の動作を制御することができなくなり、ベルト式無段変速機４の変速比を制御することが不可能となる。
【００９４】
そこで、リニアソレノイドバルブＳＬＲに電力を供給できなくなった場合は、リニアソレノイドバルブＳＬＳに供給される電流値を最大に制御し、ポート１５８から油路１６１に供給されるオイルの油圧を最大圧とする。油路１６１の油圧が上昇すると、クラッチロックバルブ１０３ポート１６２の油圧が上昇し、スプール１０４が図４において上向きに動作する。その結果、スプール１０４が図４において左半分に示す位置で停止して、ポート１１１とポート１１２との連通面積が拡大する。
【００９５】
ポート１１１とポート１１２との連通面積が拡大すると、油路２１８から油路２１４に供給されるオイル量が増加して、油路２１４の油圧が高まる。油路２１８から油路２１４に供給されるオイルの油圧は、デューティソレノイドバルブＤＳＬのデューティ比に対応した油圧に制御される。このようにして、油路２１４からリニアソレノイドバルブＳＬＲのポート２０９に作用する油圧を制御することにより、電磁コイル２０２への通電により生じる磁気吸引力の代わりに、スプール２０３を図５において上向きに押圧する力を生じるポート２０９の油圧を制御する。このように、リニアソレノイドバルブＳＬＲに電力を供給できない場合でも、ベルト式無段変速機４の変速比を制御することができる。
【００９６】
（第１の制御例）
前述のように、クラッチロックバルブ１０３から出力される油圧により前進用クラッチ２２および後進用ブレーキ２３のトルク容量が制御される。このため、リニアソレノイドバルブＳＬＲがフェールして、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧を最大にするとともに、クラッチロックバルブ１０３のスプール１０４の動作が切り換わる時点で、前進用クラッチ２２または後進用ブレーキ２３のトルク容量が急激に変化して、駆動力の変化によるショックが発生する可能性がある。
【００９７】
具体的に説明すると、リニアソレノイドバルブＳＬＲに電力を供給できる場合は、油路１５０のオイルが、油路１３０を経由して油圧室Ｃ１または油圧室Ｂ１に供給される。これに対して、リニアソレノイドバルブＳＬＲに電力を供給できなくなった場合は、油路１３８のオイルが、油路１３０を経由して油圧室Ｃ１または油圧室Ｂ１に供給される。ここで、油路１３８の油圧を減圧して、油路１５０の油圧が設定されているため、油路１３８の油圧よりも油路１５０の油圧の方が低い。そして、クラッチロックバルブ１０３のスプール１０４の動作にともない、油圧室Ｃ１または油圧室Ｂ１に供給されるオイルの油圧が急激に高まり、前進用クラッチ２２または後進用ブレーキ２３が急激に係合される可能性がある。
【００９８】
一方、前述のように、デューティソレノイドバルブＤＳＬの出力油圧は、ロックアップリレーバルブ１６５のポート１７０にも作用している。このため、リニアソレノイドバルブＳＬＲがフェールして、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧を最大にするとともに、クラッチロックバルブ１０３のスプール１０３の動作が切り換わり、油路２１８から油路２１４に供給されるオイル量が増加すると、ポート１７０の油圧が急激に低下する。また、油路１６３に接続されている油路１６４の油圧も上昇し、ロックアップリレーバルブ１６５のポート１７８の油圧が上昇する。このような作用により、ロックアップリレーバルブ１６５のスプール１６６の動作が切り換わり、ロックアップクラッチ１６のトルク容量が急激に変化して、駆動力の変化にともなうショックが発生する可能性がある。
【００９９】
具体的には、ロックアップリレーバルブ１６５のスプール１６６が、図５において左半分に示す位置から右半分に示す位置に切り換わり、ポート１７７とポート１７１とが連通されて、油路１８３のオイルが油路１８０Ａに排出される。このようにして、第１の油圧室７２の油圧が低下し、ロックアップクラッチ１６が急激に解放され、駆動力の変化にともなうショックを招く可能性がある。
【０１００】
この第１の制御例は、リニアソレノイドバルブＳＬＲのフェール時に実行される制御例であり、上記のような不都合に対処する制御例である。この第１の制御例を、図１のフローチャートに基づいて説明する。なお、この第１の制御例は、請求項１ないし請求項５の発明に対応する制御例である。
【０１０１】
まず、リニアソレノイドバルブＳＬＲに電力を供給するケーブルが断線したか否かが判断される（ステップＳ１）。ステップＳ１で否定的に判断された場合は、この制御ルーチンを終了する。これに対して、ステップＳ１で肯定的に判断された場合は、デューティソレノイドバルブＤＳＬのポート２１７から出力する油圧の必要値が算出される（ステップＳ２）。
【０１０２】
このステップＳ２では、つぎのような処理がおこなわれる。まず、リニアソレノイドバルブＳＬＲが正常である時点で、リニアソレノイドバルブＳＬＲに供給される電流の指示値に基づいて、その指示値に対応する電磁コイル２０２の磁気吸引力ｆｓｌｒを算出する。この磁気吸引力ｆｓｌｒは、電流指示値と磁気吸引力との関係を定めたマップｆｓｌｒｍａｐから求める。ついで、ポート２０９の油圧により、磁気吸引力ｆｓｌｒに対応する押圧力が得られるように、デューティソレノイドバルブＤＳＬの必要油圧ｐｄｓｌｓｌｒを算出する。例えば、
ｐｄｓｌｓｌｒ＝ｆｓｌｒ／ＡＳＬＲ
として算出する。ここで、ＡＳＬＲとは、リニアソレノイドバルブＳＬＲの有効断面積を意味する。リニアソレノイドバルブＳＬＲの有効断面積とは、ポート２０９の油圧に対応するランド部２０５の受圧面積である。
【０１０３】
さらに、算出された必要油圧ｐｄｓｌｓｌｒに基づいて、デューティソレノイドバルブＤＳＬのデューティ比の制御値を算出する。このデューティソレノイドバルブＤＳＬのデューティ比の制御値は、デューティソレノイドバルブＤＳＬのデューティ比と、デューティソレノイドバルブＤＳＬの出力油圧との関係を定めたマップｄｓｌｐｄｓｌｍａｐから算出する。
【０１０４】
上記のステップＳ２についで、前回、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧を最大にする指示を実行してから、所定時間が経過しているか否かが判断される（ステップＳ３）。このステップＳ３で否定的に判断された場合は、例えば、ガレージシフトの実行中に、前進用クラッチまたは後進クラッチ２３の係合が完了したか否かが判断される（ステップＳ４）。ガレージシフトとは、Ｎポジションから、前進ポジションまたは後進ポジションへ切り換える操作である。
【０１０５】
このステップＳ４で否定的に判断された場合は、リニアソレノイドバルブＳＬＵの出力油圧を最低値、例えば、零メガパスカルに設定（固定）し（ステップＳ５）、この制御ルーチンを終了する。これに対して、ステップＳ４で肯定的に判断された場合は、
▲１▼ロックアップクラッチ１６の係合が完了していること、
▲２▼ロックアップクラッチ１６の係合圧を上昇または低下させる制御の途中であること、
▲３▼減速モードが選択されていること、
のうちの少なくとも１つの事項が発生しているか否かが判断される（ステップＳ５）。減速モードとは、ロックアップクラッチ１６が係合され、かつ、加速要求が所定値以下であることを意味する。
【０１０６】
このステップＳ６で肯定的に判断された場合は、ロックアップクラッチ１６のトルク容量を徐々に低下させる制御（スムースオフ制御）を実行し（ステップＳ７）、この制御ルーチンを終了する。これに対して、ステップＳ６で否定的に判断された場合は、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧を最大値とする（ステップＳ８）。このステップＳ８についで、リニアソレノイドバルブＳＬＵの出力油圧を最低値、例えば、零メガパスカルに設定（固定）し、かつ、デューティソレノイドバルブＤＳＬから前記必要油圧を出力させる制御を実行し（ステップＳ９）、この制御ルーチンを終了する。なお、ステップＳ３で肯定的に判断された場合も、ステップＳ９に進む。
【０１０７】
このように、図１の制御例では、ステップＳ４で否定的に判断された場合、またはステップＳ６で肯定的に判断された場合は、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧を最大圧とし、かつ、デューティソレノイドバルブＤＳＬの油圧を油圧室２１２に供給する制御は実行されない。そして、前進用クラッチ２２または後進用ブレーキ２３の係合が完了し、かつ、ロックアップクラッチ１６の解放が完了してから、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧を最大値とし、かつ、デューティソレノイドバルブＤＳＬの出力油圧により、ベルト式無段変速機４の変速比が制御される。したがって、前進用クラッチまたは後進クラッチ２３が急激に係合されること、またはロックアップクラッチ１６が急激に解放されることにともなうショックを回避でき、車両Ｖｅの挙動が急激に変化することを回避できる。
【０１０８】
ここで、図１に示す機能的手段と請求項１ないし請求項５の発明の構成との対応関係を説明すれば、ステップＳ１がこの発明の機能判断手段に相当し、ステップＳ４，Ｓ６がこの発明のトルク容量判断手段に相当し、ステップＳ５，Ｓ７，Ｓ８，Ｓ９がこの発明の時期選択手段に相当する。図２ないし図５に示された構成と、請求項１ないし請求項６の発明の構成との対応関係を説明すれば、エンジン１が、この発明の駆動力源に相当し、ベルト式無段変速機４が、この発明の変速機に相当し、前後進切換装置８およびロックアップクラッチ１６が、この発明のおよびトルク容量制御装置に相当する。
【０１０９】
また、リニアソレノイドバルブＳＬＲが、この発明の第１の制御弁に相当し、ロックアップリレーバルブ１６５およびクラッチロックバルブ１０３が、この発明の第２の制御弁に相当し、デューティソレノイドバルブＤＳＬが、この発明の第３の制御弁に相当し、油路２１４，２１８が、この発明の所定の油路に相当し、トルクコンバータ９が、この発明の流体伝動装置に相当する。
【０１１０】
さらに、ベルト式無段変速機４の変速比が、この発明の変速機の動力伝達状態に相当し、リニアソレノイドバルブＳＬＲに電力を供給できなくなること、具体的には、リニアソレノイドバルブＳＬＲに電力を供給するケーブルが断線していること、または電磁コイル２０２自体が断線していることが、この発明の第１の制御弁の機能の低下に相当し、車両Ｖｅの前進・後進が、この発明の車両の走行方向に相当し、ロックアップクラッチ１６に作用する油圧、前進用クラッチ２２に作用する油圧、後進用ブレーキ２３に作用する油圧が、この発明のトルク容量に相当する。
【０１１１】
（第２の制御例）
前記図３ないし図５に示す油圧回路においては、エンジン１からインプットシャフト５０に伝達されるトルクが、所定値を越えている場合は、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧を高めて、クラッチロックバルブ１０３のポート１６２に作用する油圧を上昇させて、クラッチロックバルブ１０３のスプール１０４，１０４Ａを図４において上向きに動作させた位置（オン位置）に制御する。すると、ポート１０６とポート１０８とが連通され、ポート１０７とポート１０８とが遮断される。ここで、油路１３８の油圧の方が油路１５０の油圧よりも高いため、前進用クラッチまたは後進用ブレーキ２３のトルク容量が増加し、前進用クラッチまたは後進用ブレーキ２３のスリップが抑制される。
【０１１２】
ところで、デューティソレノイドバルブＤＳＬの出力油圧を、リニアソレノイドバルブＳＬＲに伝達する油路２１８，２１４は、クラッチロックバルブ１０３により接続されている。また、プライマリプーリ２４の油圧室２１２のオイルをドレーンする油路２１３には、ロックアップリレーバルブ１６５を介して油路２４０が接続されている。さらに、リニアソレノイドバルブＳＬＳのポート１５８から出力される油圧は、ロックアップリレーバルブ１６５のポート１７８にも作用するように構成されている。
【０１１３】
このため、前記のようにリニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧を高めると、ロックアップリレーバルブ１６５のスプール１６６が図５において下向きに動作し、スプール１６６が図５の右側半分に示す位置（オフ位置）で停止する。すると、油路２１３と油路２４０とが、クラッチロックバルブ１０３により連通される。また、前記のようにリニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧を高めた場合は、クラッチロックバルブ１０３のスプール１０４Ａがオン位置にあり、油路２１８と油路２１４とが連通される。
【０１１４】
ここで、リニアソレノイドバルブＳＬＲが断線フェールしていないにも拘わらず、デューティソレノイドバルブＤＳＬに常時電力が供給されるショートフェールが発生した場合は、リニアソレノイドバルブＳＬＲのポート２０９の油圧が急激に高まる。すると、リニアソレノイドバルブＳＬＲを制御する信号とは関係なく、スプール２０３が図５において上向きに動作し、油路２１１と油路２１３とが連通される。その結果、プライマリプーリ２４の第１の油圧室２１２のオイルが、油路２１１，２１３およびロックアップリレーバルブ１６５を経由して油路２４０へドレーンされてしまい、ベルト式無段変速機４で急減速が発生する可能性がある。
【０１１５】
この第２の制御例は、このような不都合に対処する制御例であり、この第２の制御例を、図６のフローチャートに基づいて説明する。なお、この第２の制御例は、請求項５および請求項６の発明に対応する制御例である。まず、デューティソレノイドバルブＤＳＬがショートフェールしているか否かが判断される（ステップＳ１１）。このステップＳ１１で肯定的に判断された場合は、エンジン１からインプットシャフト５０に入力されるトルクが、所定トルクを越えているか否かが判断される（ステップＳ１２）。ここで、所定トルクとは、クラッチロックバルブ１０３のスプール１０４Ａをオン位置に切り替えるように、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧を制御する必要があるトルクである。
【０１１６】
このステップＳ１２で肯定的に判断された場合は、エンジン１の電子スロットルバルブの開度を減少して、エンジントルクを低下させる制御を実行するとともに、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧を下げる制御を実行し（ステップＳ１３）、この制御ルーチンを終了する。このように、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧を下げた場合は、クラッチロックバルブ１０３のポート１６２の油圧が低下して、スプール１０４Ａが図４において下向きに動作して、スプール１０４Ａが図４の右半分に示す位置（オフ位置）に切り替わる。
【０１１７】
このようにして、油路２１８と油路２１４とがランド部１１６により遮断されると、デューティソレノイドバルブＤＳＬがショートフェールした場合でも、リニアソレノイドバルブＳＬＲのポート２０９に作用する油圧が高まることを防止できる。したがって、プライマリプーリ２４の第１の油圧室２１２のオイルがドレーンされることを防止でき、急減速によるショックおよび車輪２のスリップを回避できる。
【０１１８】
また、ステップＳ１３でリニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧が低下された場合は、ロックアップリレーバルブ１６５のポート１７８の油圧が低下して、スプール１６６が図５において上向きに動作し、図５の左半分に示す位置（オン位置）に切り替わる。すると、油路１８４が油路２４０に連通されて、第２の油圧室７３のオイルが油路１８４を経由して油路３２４０にドレーンされ、ロックアップリレーバルブ１６の係合圧が急激に高まり、ショックが発生する可能性がある。
【０１１９】
そこで、前記ステップＳ１３において、リニアソレノイドバルブＳＬＵを非通電状態として、リニアソレノイドバルブＳＬＵの出力油圧を最大値にする制御を実行する。すると、ロックアップコントロールバルブ２３０のポート２３９に作用する油圧が高まり、スプール２３１が図４において上方に動作して、ポート２３７とポート２３８との連通面積が拡大する。その結果、油路１３８の油圧が油路２４０，１８４を経由して第２の油圧室７３に作用するため、ロックアップクラッチ１６の急係合を抑制できる。したがって、ショックの発生を防止できる。
【０１２０】
また、前記ステップＳ１２で否定的に判断された場合は、実際のアクセル開度が、所定アクセル開度以下であるか否かが判断される（ステップＳ１４）。ここで、所定アクセル開度とは、クラッチロックバルブ１０３のスプール１０４Ａを、オン位置に切り替えるような油圧を、リニアソレノイドバルブＳＬＳから出力する必要があるアクセル開度である。このステップＳ１４で肯定的に判断された場合は、“電子スロットルバルブの開度を減少させて、エンジントルクを低下させる制御”を解除し、かつ、“リニアソレノイドバルブＳＬＵの出力油圧を最大圧とする制御”を解除し（ステップＳ１５）、この制御ルーチンを終了する。
【０１２１】
なお、ステップＳ１４で否定的に判断された場合は、そのまま制御ルーチンを終了する。さらに、ステップＳ１１で否定的に判断された場合も、制御ルーチンを終了する。このステップＳ１１で否定的に判断された場合は、例えば、リニアソレノイドバルブＳＬＳからクラッチロックバルブ１０３のポート１６２に伝達する油圧を高めて、油路２１８と油路２１４とを連通させる制御が許可される。
【０１２２】
ここで、第２の制御例で述べた機能的手段と、請求項６および請求項７の発明の構成との対応関係を説明すれば、リニアソレノイドバルブＳＬＳから、クラッチロックバルブ１０３のポート１６２に伝達される油圧を、エンジン１からインプットシャフト５０に伝達されるトルクに基づいて制御することにより、油路１３０を経由して前進用クラッチまたは後進用ブレーキ２３に供給される油圧を制御して、前進用クラッチまたは後進用ブレーキ２３のトルク容量を制御する機能が、この発明のトルク容量制御手段相当する。このトルク容量制御手段は、図６には示されていない。
【０１２３】
また、リニアソレノイドバルブＳＬＲが断線フェールした場合に、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧を高めてクラッチロックバルブ１０３のスプール１０４Ａをオン位置に切り替えることにより、油路２１８と油路２１４とを連通させて、デューティソレノイドバルブＤＳＬからリニアソレノイドバルブＳＬＲのポート２０９に伝達される油圧を高めることにより、リニアソレノイドバルブＳＬＲを経由してプライマリプーリ２４の第１の油圧室２１２に供給されるオイル量、および第１の油圧室２１２からリニアソレノイドバルブＳＬＲを経由してドレーンされるオイル量を調整する機能が、この発明のオイル量調整手段に相当する。このオイル量調整手段は、図６には示されていない。
【０１２４】
さらに、ステップＳ１１およびステップＳ１２が、この発明の機能判断手段に相当し、ステップＳ１１で肯定的に判断されて、ステップＳ１２からステップＳ１３に進む処理と、ステップＳ１１で否定的に判断されて制御ルーチンを終了する場合に許可される処理とが、この発明の油圧選択手段に相当する。
【０１２５】
さらにまた、エンジン１が、請求項６および請求項７の発明の駆動力源に相当し、前進用クラッチおよび後進用ブレーキ２３が、請求項６および請求項７の発明のトルク容量制御装置に相当し、ベルト式無段変速機４が、請求項６および請求項７の発明の変速機に相当し、ベルト式無段変速機４の変速比が、請求項６および請求項７の発明の変速機の動力伝達状態に相当し、リニアソレノイドバルブＳＬＲが、請求項６および請求項７の発明の第１の制御弁に相当する。
【０１２６】
また、油圧室Ｂ１および油圧室Ｃ１の油圧と、前進用クラッチの係合圧および後進用ブレーキ２３の係合圧とが、請求項６および請求項７の発明のトルク容量制御装置のトルク容量に相当し、クラッチロックバルブ１０３が、請求項６および請求項７の発明の第２の制御弁に相当し、デューティソレノイドバルブＤＳＬが、請求項６および請求項７の発明の第３の制御弁に相当し、油路２１８，２１４が、請求項６および請求項７の発明の油路に相当し、リニアソレノイドバルブＳＬＳが、請求項６および請求項７の発明の第４の制御弁に相当し、リニアソレノイドバルブＳＬＲの断線フェールが、請求項６および請求項７の発明の“第１の制御弁の機能が低下した場合”に相当する。
【０１２７】
さらに、デューティソレノイドバルブＤＳＬがショートフェールしているか否かに基づいて、請求項６および請求項７の発明の第３の制御弁の機能が判断され、リニアソレノイドバルブＳＬＳから出力される低油圧が、請求項６および請求項７の発明の“油路が遮断される油圧”に相当し、リニアソレノイドバルブＳＬＳから出力される高油圧が、請求項６および請求項７の発明の“油路が連通される油圧”に相当する。また、デューティソレノイドバルブＤＳＬがショートフェールしている場合が、請求項６および請求項７の発明の第３の制御弁の機能が低下している場合に相当する。
【０１２８】
（第３の制御例）
前記図３ないし図５に示す油圧回路においては、リニアソレノイドバルブＳＬＳから、クラッチロックバルブ１０３のポート１６２に伝達される油圧を制御して、スプール１０４Ａの動作を制御することにより、油路２１４と油路２１８とを連通または遮断する構成となっている。また、リニアソレノイドバルブＳＬＳは、ノーマルオープン形式のリニアソレノイドバルブである。このため、リニアソレノイドバルブＳＬＳに電力を供給できなくなるフェール、すなわち断線フェールが発生すると、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧が最大となり、リニアソレノイドバルブＳＬＳからクラッチロックバルブ１０３のポート１６２に伝達される油圧が高まり、スプール１０４がオン位置に停止する。その結果、油路２１８と油路２１４とが連通される。
【０１２９】
このように、油路２１８と油路２１４とが連通した時点で、デューティソレノイドバルブＤＳＬの出力油圧が高まっていると、デューティソレノイドバルブＤＳＬの出力油圧が、油路２１８，２１４を経由してリニアソレノイドバルブＳＬＲのポート２０９に伝達されて、スプール２０３を図５において上向きに動作させる押圧力が高まる。すると、リニアソレノイドバルブＳＬＲへの通電制御に関わりなく、プライマリプーリ２４の油圧室２１２のオイルが、油路２１１，２１３を経由してドレーンされて、ベルト式無段変速機４の変速比が急激に大きくなり、ショックを招く可能性があった。
【０１３０】
ところで、リニアソレノイドバルブＳＬＲの断線フェール時には、前述と同様にして、クラッチロックバルブ１０３をオン位置とし、ロックアップリレーバルブ１６５をオフ位置とするとともに、リニアソレノイドバルブＳＬＵの出力油圧を制御して、クラッチコントロールバルブ２３０の出力油圧を制御することにより、油路２１３からポート２０８に伝達される油圧を調整し、リニアソレノイドバルブＳＬＲのスプール２０３を、図５において上向きに押圧する力を生じさせて、ベルト式無段変速機４の変速制御をおこなうこともできる。
【０１３１】
しかしながら、リニアソレノイドバルブＳＬＳが断線フェールして、ベルト式無段変速機４に伝達されるトルクが高くなると、プライマリプーリ２４の溝幅を調整するために必要な油圧が、リニアソレノイドバルブＳＬＵの制御により達成可能な油圧の範囲を越える。その結果、ベルト式無段変速機４の変速制御が不適当となる可能性があった。
【０１３２】
この第３の制御例は、リニアソレノイドバルブＳＬＳが断線フェールした場合の不具合を回避する制御例であり、この第３の制御例を、図７に示すフローチャートに基づいて説明する。なお、第３の制御例は、請求項８および請求項９の発明に対応する。
【０１３３】
まず、リニアソレノイドバルブＳＬＳが断線フェールしているか否かが判断される（ステップＳ２１）。このステップＳ２１で肯定的に判断された場合は、デューティソレノイドバルブＤＳＬがオン（通電割合が１００％）となっているか否かが判断される（ステップＳ２２）。このステップＳ２２で肯定的に判断されるということは、デューティソレノイドバルブＤＳＬの出力油圧が高く、その出力油圧がロックアップリレーバルブ１６５のポート１７０に伝達されて、スプール１６６がオン位置で停止していることを意味する。すなわち、油路２４０の油圧が、油路１８４を経由して第２の油圧室１７３に伝達され、油路１７９の油圧が、油路１８３を経由して第１の油圧室１７２に伝達されている。ここで、油路１７９の油圧の方が油路２４０の油圧よりも高いため、ロックアップクラッチ１６は係合されている。
【０１３４】
そこで、ステップＳ２２で肯定的に判断された場合は、デューティソレノイドバルブＤＳＬをオフして、デューティソレノイドバルブＤＳＬの出力油圧を低下させる（ステップＳ２３）。すると、ロックアップリレーバルブ１６５のポート１７０の油圧が低下して、スプール１６６が図５において下向きに動作し、スプール１６６はオフ位置で停止する。すると、油路１７９と油路１８４とが連通して、油路１７９の油圧が第２の油圧室７３に伝達されるとともに、油路１８０Ａと油路１８３とが連通して、油路１８０Ａ油圧が第１の油圧室７２に伝達される。ここで、油路１８０Ａにはオリフィス（図示せず）が設けられており、油路１０２の油圧よりも、油路１０２から油路１８０Ａに流れ込む油圧の方が低くく、油路１０２から油路１７９に伝達される油圧の方が、油路１８０Ａの油圧よりも高いため、ロックアップクラッチ１６が解放される。
【０１３５】
上記ステップＳ２３についで、ロックアップクラッチ１６のトルク容量を高める制御を禁止し、かつ、デューティソレノイドバルブＤＳＬの出力油圧を高める制御を禁止し（ステップＳ２４）、この制御ルーチンを終了する。これに対して、ステップＳ２２で否定的に判断された場合、つまり、ロックアップクラッチ１６が解放されている場合はステップＳ２４に進む。一方、デューティソレノイドバルブＤＳＬではなく、リニアソレノイドバルブＳＬＵによりベルト式無段変速機４の変速を制御している場合は、ステップＳ２４において、リニアソレノイドバルブＳＬＵの出力油圧を零メガパスカルに固定する。なお、ステップＳ２１で否定的に判断された場合は、この制御ルーチンを終了する。
【０１３６】
以上のように、図７の制御例によれば、リニアソレノイドバルブＳＬＳが断線フェールし、油路２１８と油路２１４とが連通している場合は、デューティソレノイドバルブＤＳＬの出力油圧が低い状態に制御される。このため、リニアソレノイドバルブＳＬＲへの通電制御とは無関係にスプール２０３が動作することを防止できる。したがって、“第１の油圧室２１２のオイルがドレーンされて、ベルト式無段変速機４の変速比が急に大きくなり、ショックが発生すること”を回避できる。また、リニアソレノイドバルブＳＬＵの出力油圧を零メガパスカルに固定すれば、油路１５２のオイルが、油路２４０および油路２１３を経由して、リニアソレノイドバルブＳＬＲのポート２０８に流れ込むことを防止できる。したがって、ベルト式無段変速機４の変速制御が不適当となることを抑制できる。
【０１３７】
ここで、図７に示す機能的手段と、請求項８および９の発明との対応関係を説明すれば、ステップＳ２１が、請求項８および９の発明の機能判断手段に相当し、ステップＳ２２，Ｓ２３，Ｓ２４が、請求項８および９の発明の油圧制御手段に相当する。また、エンジン１が、請求項８および９の発明の駆動力源に相当し、ベルト式無段変速機４が、請求項８および９の発明の変速機に相当し、ベルト式無段変速機４の変速比が、請求項８および９の発明の変速機の動力伝達状態に相当し、リニアソレノイドバルブＳＬＲが、請求項８および９の発明の第１の制御弁に相当し、マニュアルバルブ１１７および油圧室Ｂ１，Ｃ１および前後進切換装置８が、請求項８および９の発明の所定の制御対象に相当する。
【０１３８】
また、マニュアルバルブ１１７、および前後進切換装置８の油圧室Ｂ１，Ｃ１に伝達される油圧、マニュアルバルブ１１７および前後進切換装置８に対するオイルの供給経路の切り替え状態が、請求項８および９の発明のオイルの状態に相当し、リニアソレノイドバルブＳＬＳが断線フェールしているか否かが、請求項８および９の発明の第３の制御弁の機能に相当し、クラッチロックバルブ１０３が、請求項８および９の発明の第２の制御弁に相当し、リニアソレノイドバルブＳＬＳが、請求項８および９の発明の第３の制御弁に相当し、デューティソレノイドバルブＤＳＬが、請求項８および９の発明の第４の制御弁に相当し、油路２１４，２１８が、請求項８および９の発明の油路に相当し、ロックアップクラッチ１６が、請求項８および９の発明のトルク容量制御装置に相当し、ロックアップリレーバルブ１６５が、請求項８および９の発明の第５の制御弁に相当する。
【０１３９】
（第４の制御例）
ところで、図２に示すパワートレーンにおいて、エンジントルクを車輪２に伝達する場合には、ベルト式無段変速機４でベルト２８の滑り量が所定量以下となるように、前進用クラッチ２２または後進用ブレーキ２３のトルク容量と、ベルト式無段変速機４のトルク容量との関係を制御することが可能である。このような制御をおこなう場合に、図３ないし図５の油圧回路で実行可能な制御例を、図８のフローチャートにより説明する。
【０１４０】
まず、前述したクラッチモードが選択されているか否かが判断される（ステップＳ３１）。このステップＳ３１で肯定的に判断された場合は、前進ポジションまたは後進ポジションが選択されているか否かが判断される（ステップＳ３２）。このステップＳ３２で肯定的に判断された場合は、前進用クラッチ２２または後進用ブレーキ２３の係合が完了したか否かが判断される（ステップＳ３３）。
【０１４１】
このステップＳ３３で否定的に判断された場合は、ガレージシフト用の油圧制御を実施し（ステップＳ３４）、この制御ルーチンを終了する。このステップＳ３４の実施される処理は、次式で表される。
Ｐｄ＝Ｆ（Ｐｃｌｔ）
Ｐｃｌｔ＝Ｐｃｌｔｎｄｒ
ここで、Ｐｄは、セカンダリプーリ２７の油圧室２００における油圧であり、Ｐｃｌｔは、前進用クラッチ２２の油圧室Ｃ１における油圧、または後進用クラッチ２３の油圧室Ｂ１における油圧である。また、Ｆはベルト２８の滑りを抑制するための関数であり、Ｐｃｌｔｎｄｒは、エンジン１から前後進切換装置８に伝達されるトルクに対応する油圧よりも低い油圧である。
【０１４２】
これに対して、ステップＳ３３で肯定的に判断された場合は、入力トルクに応じたクラッチ圧指示を実施し（ステップＳ３５）、この制御ルーチンを終了する。ここで、入力トルクとは、エンジン１から前後進切換装置８に伝達されるトルクであり、クラッチ圧とは、前進用クラッチ２２の油圧室Ｃ１における油圧、または後進用クラッチ２３の油圧室Ｂ１における油圧である。ステップＳ３５でおこなわれる処理は、次式で表される。
Ｐｄ＝Ｆ（Ｐｃｌｔ）
Ｐｃｌｔ＝Ｋ＊Ｔｔ
ここで、Ｋは定数であり、Ｔｔはタービントルク、具体的には、エンジン１からシャフト５０に伝達されるトルクである。つまり、ステップＳ３５で算出されるＰｃｌｔは、エンジン１からシャフト５０にトルクが伝達された場合に、前進用クラッチ２２または後進用ブレーキ２３で滑りが生じることを抑制できる油圧であり、ステップＳ３５で算出されるＰｃｌｔよりも、ステップＳ３４で算出されるＰｃｌｔの方が低い。
【０１４３】
一方、前記ステップＳ３２で否定的に判断された場合は、クラッチ指示圧を零メガパスカルに設定し（ステップＳ３６）、この制御ルーチンを終了する。また、ステップＳ３１で否定的に判断されるということは、クラッチモードからベルトモードに切り替えられたことを意味する。そこで、ステップＳ３１で否定的に判断された場合は、ステップＳ３７で
Ｐｄ＝ベルト挟圧力指示
という処理をおこない、この制御ルーチンを終了する。すなわち、ベルトモードが選択された場合は、前後進切換装置８のトルク容量が高められる。そこで、ステップＳ３７では、前後進切換装置８のトルク容量の増加に対応させてＰｄを制御する。ここで、ステップＳ３５で算出されるＰｄの方が、ステップＳ３７で算出されるＰｄのよりも高い。
【０１４４】
以上のように、図８の制御例によれば、クラッチモードが選択され、かつ、前進用クラッチ２２または後進用ブレーキの係合が完了した時点から、ベルトモードが選択され、かつ、ロックアップクラッチ１６の係合が開始されるまでの間は、ベルト式無段変速機４のベルト２８に加える挟圧力を最大に制御せずに済む。このため、オイルポンプ８２，８３のうちの少なくとも一方をエンジン１で駆動するように構成している場合には、燃費の低下を抑制できる。
【０１４５】
さらに、請求項１ないし９の発明は、変速機のトルク容量を第１の制御弁により制御する構成の油圧制御装置（図示せず）にも適用可能である。この場合、変速機のトルク容量が、変速機の動力伝達状態に相当する。また、請求項１ないし９の発明を、ベルト式無段変速機以外の無段変速機、例えば、トロイダル式無段変速機を有する車両の制御に用いることも可能である。さらにまた、請求項１ないし３の発明、または請求項８および９の発明を、トルクコンバータ以外の流体伝動装置、例えばトルク増幅機能を備えていない流体伝動装置を有する車両の制御に用いることも可能である。
【０１４６】
なお、特許請求の範囲に記載されている機能判断手段を、機能判断器または機能判断用コントローラと読み替え、トルク容量判断手段を、トルク容量判断器またはトルク容量判断用コントローラと読み替え、時期選択手段を、時期判断器または時期判断用コントローラと読み替え、トルク容量制御手段を、トルク容量制御器またはトルク容量制御用コントローラと読み替え、オイル量調整手段を、オイル量調整器またはオイル量調整用コントローラと読み替え、油圧選択手段を、油圧選択器または油圧選択用コントローラと読み替え、変速機の制御装置を、変速機の油圧制御装置またはドライブトレーンの制御装置と読み替えることも可能である。このような読替をおこなった場合、図２に示す電子制御装置３４が、各器または各コントローラに相当する。
【０１４７】
また、特許請求の範囲に記載されている機能判断手段を、機能判断ステップと読み替え、トルク容量判断手段を、トルク容量判断ステップと読み替え、時期選択手段を、時期判断ステップと読み替え、トルク容量制御手段を、トルク容量制御ステップと読み替え、オイル量調整手段を、オイル量調整ステップと読み替え、油圧選択手段を、油圧選択ステップと読み替え、変速機の制御装置を、変速機の制御方法、または変速機の油圧制御方法、またはドライブトレーンの制御方法と読み替えることも可能である。さらに、特許請求の範囲に記載されているトルク容量には、係合圧、係合油圧、係合状態が含まれる。この係合状態には、係合（完全係合）、スリップ、解放（完全解放）が含まれる。また、この発明のトルク容量制御装置には、摩擦式クラッチ、電磁式クラッチ、流体式クラッチなどが含まれる。したがって、トルク容量制御装置のトルク容量を制御するアクチュエータは、油圧制御装置以外のものを用いることも可能である。
【０１４８】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１の発明によれば、第１の制御弁の機能が低下して、第３の制御弁から出るオイル第１の制御弁に供給する場合において、“トルク容量制御装置のトルク容量が変化して、車両の挙動が不用意に変化すること”を抑制できる。
【０１４９】
請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の効果が生じる他に、第３の制御弁から出るオイルを第１の制御弁に供給する時期を、ロックアップクラッチのトルク容量に基づいて選択できる。したがって、ロックアップクラッチのトルク容量が急激に変化することにともなうショックを回避できる。
【０１５０】
請求項３の発明によれば、請求項２の発明と同様の効果を得られる他に、ロックアップクラッチのトルク容量の低下が完了した後に、第３の制御弁から出るオイルを第１の制御弁に供給できる。したがって、ロックアップクラッチが急激に解放されるショックを回避できる。
【０１５１】
請求項４の発明によれば、請求項１の発明と同様の効果を得られる他に、第３の制御弁から出るオイルを第１の制御弁に供給する時期を、前後進切換装置のトルク容量に基づいて選択できる。したがって、前後進切換装置のトルク容量が急激に変化することにともなうショックを回避できる。
【０１５２】
請求項５の発明によれば、請求項４の発明と同様の効果を得られる他に、前後進切換装置のトルク容量の上昇が完了した後に、第３の制御弁から出るオイルが第１の制御弁に供給する。したがって、前後進切換装置の係合にともなうショックを抑制できる。
【０１５３】
請求項６の発明によれば、第３の制御弁と第１の制御弁とを接続する油路が連通されていれば、第３の制御弁から油路を経由して第１の制御弁に作用する油圧を制御することにより、第１の制御弁を経由して変速機に供給されるオイル量、および変速機から前記第１の制御弁を経由して排出されるオイル量を調整して、変速機の動力伝達状態を制御できる。また、第３の制御弁の機能を判断し、その判断結果に基づいて、油路を遮断または開放する。したがって、第３の制御弁の機能が低下している場合に、“第３の制御弁から第１の制御弁に伝達される油圧が高められて、変速機の動力伝達状態が急激に変化し、車両の挙動が不用意に変化すること”を抑制できる。
【０１５４】
請求項７の発明によれば、請求項６の発明と同様の効果を得られる他に、駆動力源の出力トルクが所定値以上であり、かつ、第３の制御弁の機能が低下している場合は、駆動力源の出力トルクを低下し、かつ、第３の制御弁と第１の制御弁とを接続する油路を遮断する。したがって、第２の制御弁を経由してトルク容量制御装置に供給される油圧が、駆動力源の出力トルクに適合し易くなる。
【０１５５】
請求項８または９の発明によれば、第３の制御弁の機能に基づいて、第４の制御弁の出力油圧を制御できる。このため、第３の制御弁の機能が低下して第２の制御弁が動作し、第４の制御弁から第１の制御弁に至る油路が連通された場合でも、“第４の制御弁の出力油圧が第１の制御弁に伝達されて、第１の制御弁の機能に関わりなく、変速機の動力伝達状態が急激に変化して、ショックが発生すること”を回避できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の第１の実施例を示すフローチャートである。
【図２】この発明の対象となる車両のパワートレーンおよび制御系統を示す概念図である。
【図３】図２に示された油圧制御装置の具体例を示す図である。
【図４】図２に示された油圧制御装置の具体例を示す図である。
【図５】図２に示された油圧制御装置の具体例を示す図である。
【図６】この発明の第２の制御例を示すフローチャートである。
【図７】この発明の第３の制御例を示すフローチャートである。
【図８】図２ないし図５のシステムで実行可能な制御例を示すフローチャートである。
【符号の説明】
１…エンジン、４…ベルト式無段変速機、８…前後進切換装置、９…トルクコンバータ、１６…ロックアップクラッチ、２２…前進クラッチ、２３…後進ブレーキ、２４…プライマリプーリ、２５…セカンダリプーリ、５１…プライマリシャフト、５５…セカンダリシャフト、１０３…クラッチロックバルブ、１１７…マニュアルバルブ、１６５…ロックアップリレーバルブ、２１４，２１８…油路、Ｂ１，Ｃ１…油圧室、ＤＳＬ…デューティソレノイドバルブ、ＳＬＳ…リニアソレノイドバルブ、ＳＬＲ…リニアソレノイドバルブ、Ｖｅ…車両。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a transmission control device provided with a transmission and a torque capacity control device on an output side of a driving force source and having a first control valve for controlling a power transmission state of the transmission.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, a shift control device that controls a gear ratio of a belt-type continuously variable transmission by hydraulic pressure is known, and an example of the shift control device is described in Patent Literature 1 below. In Patent Literature 1, an axially operable spool is fitted to a housing of a transmission control valve. Further, the housing is provided with a line pressure port, an input pulley piston pressure port, and a drain port. Further, a spring for pressing the spool in the axial direction is provided. Furthermore, there is provided a solenoid for a shift control valve that presses the spool in the direction opposite to the spring.
[0003]
As the thrust acting on the spool from the shift control valve solenoid is gradually reduced, the area of communication between the input pulley piston pressure port and the drain port increases. As a result, the hydraulic oil in the input pulley piston chamber is discharged, the space between the sheaves of the input pulley is expanded, and the belt traveling diameter at the input pulley decreases. Along with this, in the output sheave, the space between the sheaves becomes narrow, and the belt traveling diameter increases, that is, the reduction ratio of the output pulley increases.
[0004]
On the other hand, when the thrust of the shift control valve solenoid is gradually increased, the communication area between the input pulley piston pressure port and the line pressure port increases. As a result, the operating oil is supplied to the input pulley piston chamber, the space between the sheaves of the input pulley is reduced, and the running diameter of the belt at the input pulley is increased. Along with this, in the output pulley, the space between the sheaves is expanded, and the belt traveling diameter decreases, that is, the reduction ratio decreases.
[0005]
When the solenoid for the shift control valve is in a non-operating state or a maximum operating state, the input pulley piston pressure port is shut off from the line pressure port and the drain port so that hydraulic oil is confined in the input pulley piston chamber. . As described above, according to the input pulley piston pressure leaking from the seal, the speed is changed in a direction in which the reduction ratio gradually increases, thereby preventing a sudden change in speed. In addition, a technique for avoiding a sudden shift that occurs at the time of malfunction of the shift control solenoid is described in Patent Literature 2 below in addition to Patent Literature 1.
[0006]
[Patent Document 1]
JP-A-8-1789049 (Claims, paragraphs 0008 to 0012, FIGS. 1 and 2)
[Patent Document 2]
JP 2001-280455 A
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in Patent Document 1 described above, when the operation of the solenoid for the shift control valve is defective, the hydraulic oil is trapped in the input pulley piston chamber, so that the shift controllability is poor. Therefore, in order to improve the shift controllability, it is conceivable to transmit the hydraulic pressure of another hydraulic control valve to the shift control solenoid to activate the shift control solenoid when the shift control valve solenoid malfunctions. However, when the oil passage from another hydraulic control valve to the shift control solenoid is connected to a torque capacity control valve that controls another torque capacity control device, the hydraulic pressure of another hydraulic control valve is used for shifting control. The transmission to the solenoid causes a problem that the output oil pressure of the torque capacity control valve changes and the torque capacity of the torque capacity control device changes. That is, when another hydraulic control valve is used, the behavior of the vehicle may change abruptly, and there is room for improvement.
[0008]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and has a configuration in which another control valve is used as a countermeasure when the function of the first control valve that controls the power transmission state of the transmission is reduced. It is an object of the present invention to provide a transmission control device that can suppress a sudden change in the behavior of a vehicle due to the above.
[0009]
Means for Solving the Problems and Their Functions
In order to achieve the above object, a first aspect of the present invention provides a first control in which a transmission and a torque capacity control device are provided on an output side of a driving force source, and a power transmission state of the transmission is controlled. In a control device for a transmission having a valve, a second control valve for controlling the torque capacity of the torque capacity control device is provided, and the third control is performed when the function of the first control valve is reduced. Oil output from the valve is supplied to the first control valve via a predetermined oil passage, and is configured to suppress a decrease in the function of the first control valve. The oil passage is connected to the second control valve, and a function determining means for determining a function of the first control valve; a torque capacity determining means for determining a torque capacity of the torque capacity control device; The oil output from the third control valve is When to supply a predetermined oil passage by way of the by the first control valve, and is characterized in that it comprises a timing selecting means for selecting on the basis of the determination result of the torque capacity determination means.
[0010]
According to the invention of claim 1, while the power transmission state of the transmission is controlled by the first control valve, the function of the first control valve is reduced, and the oil flowing out of the third control valve is discharged by a predetermined amount. When the oil is supplied to the first control valve via the oil passage, the timing of supplying the oil from the third control valve to the first control valve is determined based on the torque capacity of the torque capacity control device. .
[0011]
According to a second aspect of the present invention, in addition to the same effect as the first aspect of the invention, the torque capacity control device includes a lock-up clutch arranged in parallel with the fluid transmission. I do.
[0012]
According to the second aspect of the invention, in addition to the same effect as the first aspect of the invention, the timing at which the oil coming out of the third control valve is supplied to the first control valve depends on the torque capacity of the lock-up clutch. Is selected based on
[0013]
According to a third aspect of the present invention, in addition to the configuration of the second aspect, the torque capacity determining means further has a function of determining whether the reduction of the torque capacity of the lock-up clutch is completed. The timing judging means has a function of supplying the oil coming out of the third control valve to the first control valve via the predetermined oil passage after the reduction of the torque capacity of the lock-up clutch is completed. , Are further provided.
[0014]
According to the third aspect of the present invention, in addition to the same effect as the second aspect of the present invention, after the reduction of the torque capacity of the lock-up clutch is completed, the oil discharged from the third control valve is supplied to the first control valve. Supplied to
[0015]
According to a fourth aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first aspect, the torque capacity control device includes a forward / reverse switching device that switches a traveling direction of a vehicle equipped with the driving force source. I do.
[0016]
According to the fourth aspect of the present invention, in addition to the same operation as the first aspect of the invention, the timing at which the oil flowing from the third control valve is supplied to the first control valve is determined by the torque capacity of the forward / reverse switching device. Is selected based on
[0017]
According to a fifth aspect of the present invention, in addition to the configuration of the fourth aspect, the torque capacity determining means further has a function of determining whether or not the increase of the torque capacity of the forward / reverse switching device is completed. The timing selecting means, after the increase in the torque capacity of the forward / reverse switching device is completed, sends the oil output from the third control valve to the first control valve via the predetermined oil passage. It is characterized by further having a supply function.
[0018]
According to the fifth aspect of the invention, in addition to the same effect as that of the fourth aspect of the present invention, the oil discharged from the third control valve after the increase of the torque capacity of the forward / reverse switching device is completed is subjected to the first control. Supplied to the valve.
[0019]
According to a sixth aspect of the present invention, a transmission is provided on the output side of a driving force source via a torque capacity control device, wherein a first control valve for controlling a power transmission state of the transmission is provided; A transmission control device having a second control valve for controlling a torque capacity of a device, wherein the first control valve and the third control valve are connected, and the second control valve is connected to the second control valve. Is provided, and the hydraulic pressure supplied from the fourth control valve to the second control valve is controlled based on the torque of the driving force source, thereby controlling the torque capacity control device. A torque capacity control means for controlling a torque capacity; and opening the oil passage when the function of the first control valve is reduced, and connecting the first control valve via the oil passage from the third control valve to the first oil passage. By controlling the hydraulic pressure acting on the control valve of Oil amount adjusting means for adjusting the amount of oil supplied to the transmission via the control valve and the amount of oil discharged from the transmission via the first control valve; and the third control A function judging means for judging a function of the valve, and a hydraulic pressure supplied from the fourth control valve to the second control valve based on the judgment result of the function judging means, And a hydraulic pressure selecting means for selecting which of a hydraulic pressure to be shut off by the control valve and a hydraulic pressure to be connected to the oil passage by the second control valve.
[0020]
According to the invention of claim 6, the power transmission state of the transmission is controlled by the first control valve, and the torque capacity of the torque capacity of the torque capacity control device is controlled by the second control valve. Further, when the oil passage connecting the third control valve and the first control valve is communicated with the second control valve, the first control is performed from the third control valve via the oil passage. By controlling the hydraulic pressure acting on the valve, the amount of oil supplied to the transmission via the first control valve and the amount of oil discharged from the transmission via the first control valve are adjusted. Thus, the power transmission state of the transmission is controlled. Further, the function of the third control valve is determined, and the oil passage is shut off or opened based on the determination result.
[0021]
According to a seventh aspect of the present invention, in addition to the configuration of the sixth aspect, the function determining means determines whether or not the torque transmitted from the driving force source to the torque capacity control device exceeds a predetermined value. Wherein the hydraulic pressure selecting means has a torque capacity transmitted from the driving force source to the torque capacity control device exceeding a predetermined value, and the function of the third control valve is reduced. And a function of controlling the torque capacity transmitted from the driving force source to the torque capacity control device to a predetermined value or less, and a hydraulic pressure supplied from the fourth control valve to the second control valve. And a function of selecting a hydraulic pressure at which the oil passage is shut off by the second control valve.
[0022]
According to the seventh aspect of the invention, in addition to the same effect as the sixth aspect of the invention, the output torque of the driving force source is equal to or more than the predetermined value, and the function of the third control valve is reduced. In this case, the output torque of the driving force source is reduced, and the oil passage connecting the third control valve and the first control valve is shut off.
[0023]
According to an eighth aspect of the present invention, in the control device for a transmission, wherein the transmission is connected to the output side of the driving force source and the first control valve controls the power transmission state of the transmission, A second control valve for controlling the state of oil supplied to the second control valve; a third control valve for controlling the operation of the second control valve; An oil passage for transmitting the output oil pressure of the control valve to the first control valve, a function judging means for judging the function of the third control valve, and a judgment result of the function judging means. And a hydraulic control means for controlling the fourth control valve output hydraulic pressure based on the control signal.
[0024]
According to a ninth aspect of the present invention, in addition to the configuration of the eighth aspect, a torque capacity control device is provided on an output side of the driving force source, and operates according to an output hydraulic pressure of the fourth control valve. A fifth control valve for controlling the torque capacity of the torque capacity control device is provided, and the hydraulic control means controls the torque capacity of the torque capacity control device to be increased by the fifth control valve. The apparatus further comprises a function of controlling the output oil pressure of the fourth control valve so as to prohibit the execution.
[0025]
According to the eighth or ninth aspect of the invention, the output hydraulic pressure of the fourth control valve is controlled based on the function of the third control valve. Therefore, when the function of the first control valve is not reduced, the function of the third control valve is reduced and the second control valve is operated, and the fourth control valve is switched from the first control valve to the first control valve. Even when the oil path leading to the oil passage is connected, transmission of the output oil pressure of the fourth control valve to the first control valve is suppressed.
[0026]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Next, the present invention will be described based on specific examples. FIG. 2 schematically shows an example of a power train and a control system of a vehicle Ve to which the control device of the present invention is applied. In the power train shown here, the torque of the driving force source 1 is configured to be transmitted to the belt-type continuously variable transmission 4 via the fluid transmission device 9 and the forward / reverse switching device 8. As the driving force source 1, at least one of an engine and an electric motor can be used. As this engine, for example, an internal combustion engine, specifically, a gasoline engine, a diesel engine, an LPG engine, or the like can be used. Hereinafter, a case in which a gasoline engine is used as the driving force source 1 will be described, and for convenience, the driving force source 1 is referred to as “engine 1”. An electronic throttle valve (not shown) is provided in an intake pipe (not shown) of the engine 1, and the engine 1 has a crankshaft 70.
[0027]
As the fluid transmission 9 connected to the crankshaft 70, a torque converter is used in the embodiment of FIG. Hereinafter, the fluid transmission device 9 is referred to as “torque converter 9”. This torque converter 9 has a pump impeller 11 and a turbine runner 12. A cylindrical portion 71 is continuous with the front cover 10, and a pump impeller 11 is formed at an end of the cylindrical portion 71 opposite to the front cover 10. The turbine runner 12 is disposed inside the cylindrical portion 71, and the pump impeller 11 and the turbine runner 12 are provided to face each other. The turbine runner 12 is connected to rotate integrally with the shaft 50. The pump impeller 11 and the turbine runner 12 are provided with a large number of blades (not shown), and power is transmitted between the pump impeller 11 and the turbine runner 12 by kinetic energy of a fluid.
[0028]
A stator 13 that selectively changes the flow direction of the fluid sent out from the turbine runner 12 and flows into the pump impeller 11 is disposed in an inner peripheral portion between the pump impeller 11 and the turbine runner 12. . The stator 13 is connected to a predetermined fixed portion (casing) 15 via a one-way clutch 14.
[0029]
This torque converter 9 includes a lock-up clutch 16. The lock-up clutch 16 is provided inside the cylindrical portion 71, and is arranged in parallel with a power transmission path from the front cover 10 to the shaft 50. A first hydraulic chamber 72 and a second hydraulic chamber 73 are formed inside the cylindrical portion 71. The lock-up clutch 16 is mounted so as to rotate integrally with the shaft 50 and is configured to be movable in the axial direction of the shaft 50. The operation of the lock-up clutch 16 in the axial direction of the shaft 50 is controlled based on the correspondence between the hydraulic pressure of the first hydraulic chamber 72 and the hydraulic pressure of the second hydraulic chamber 73. Further, a hydraulic control device 59 for controlling the pressure of the working fluid supplied to the first hydraulic chamber 72 and the second hydraulic chamber 73 is provided.
[0030]
The forward / reverse switching device 8 is a mechanism that is employed in conjunction with the fact that the rotation direction of the engine 1 is limited to one direction. It has a function to switch the direction of rotation. In the example shown in FIG. 2, a double pinion type planetary gear mechanism is employed as the forward / reverse switching device 8. That is, a sun gear 17 that rotates integrally with the shaft 50 and a ring gear 18 that is arranged concentrically with the sun gear 17 are provided, and a pinion gear 19 meshed with the sun gear 17 and a pinion gear are provided between the sun gear 17 and the ring gear 18. 19 and another pinion gear 20 meshed with the ring gear 18 are arranged, and the pinion gears 19 and 20 are held by a carrier 21 so as to be able to rotate and revolve freely.
[0031]
Further, a forward clutch 22 for connecting the sun gear 17 and the shaft 50 to the carrier 21 so as to be integrally rotatable is provided. A reverse brake 23 is provided for selectively fixing the ring gear 18 to reverse the rotation direction of the primary shaft 51 with respect to the rotation direction of the shaft 50. The engagement and release of the forward clutch 22 and the reverse brake 23 are controlled by a hydraulic control device 59. Note that the primary shaft 51 and the carrier 21 are connected so as to rotate integrally.
[0032]
The belt-type continuously variable transmission 4 has a primary pulley 24 and a secondary pulley 25 arranged in parallel with each other. First, the primary pulley 24 is configured to rotate integrally with the primary shaft 51, and the primary pulley 24 has a fixed sheave 52 and a movable sheave 53. A hydraulic actuator 26 for operating the movable sheave 53 in the axial direction of the primary shaft 51 is provided.
[0033]
On the other hand, the secondary pulley 25 is configured to rotate integrally with the secondary shaft 55, and the secondary pulley 25 has a fixed sheave 54 and a movable sheave 56. Further, a hydraulic actuator 27 for operating the movable sheave 56 in the axial direction of the secondary shaft 55 is provided. Further, an annular belt 28 is wound around the primary pulley 24 and the secondary pulley 25. Further, a hydraulic pressure acting on a hydraulic chamber (described later) of the actuator 26 and a hydraulic chamber (described later) of the actuator 27 are controlled by a hydraulic control device 59. The differential 6 is connected to the secondary shaft 55 via the gear transmission 29, and the wheels 2 are connected to the differential 6.
[0034]
Next, a control system of the vehicle Ve shown in FIG. 2 will be described. First, an electronic control unit (ECU) 34 is provided. The electronic control unit 34 is provided by a microcomputer having an arithmetic processing unit (CPU or MPU), a storage device (RAM and ROM), and an input / output interface. It is configured. The electronic control unit 34 includes a signal of the engine rotation speed sensor 30, a signal of the turbine rotation speed sensor 31 for detecting the rotation speed of the turbine runner 12, a signal of the input rotation speed sensor 32 for detecting the rotation speed of the primary shaft 51, The signal of the output rotation speed sensor 33 for detecting the rotation speed of the secondary shaft 55, the signal of the acceleration request (accelerator opening) detection sensor 57, the signal of the braking request detection sensor 58, the signal of the shift position sensor 60, and the temperature of the working fluid are A signal of the temperature detection sensor 74 to be detected, a signal of detecting the function of the hydraulic control device 59, and the like are input. From the electronic control unit 34, a signal for controlling the engine 1, a signal for controlling the hydraulic control device 59, a signal for controlling the belt-type continuously variable transmission 4, a signal for controlling the lock-up clutch 16, a forward / reverse switching device 8 Is output. Here, the signal for controlling the engine 1 includes a signal for controlling the opening of the electronic throttle valve of the engine 1.
[0035]
In the vehicle Ve configured as described above, the torque output from the engine 1 is transmitted to the wheels 2 via the torque converter 9, the forward / reverse switching device 8, and the belt-type continuously variable transmission 4. Here, control of the lock-up clutch 16 will be described. At the time of the torque transmission, when the hydraulic pressure in the first hydraulic chamber 72 is controlled to a low pressure and the lock-up clutch 16 is released, the kinetic energy of the fluid flows between the pump impeller 11 and the turbine runner 12. Power transmission is performed. Therefore, transmission of torque fluctuation due to explosion vibration of the engine 1 to the wheels 2 can be suppressed. When the speed ratio between the pump impeller 11 and the turbine runner 12 is a predetermined value, torque is amplified by the torque converter 9.
[0036]
On the other hand, a case where the hydraulic pressure of the first hydraulic chamber 72 is increased will be described. First, when the transmission torque capacity of the lock-up clutch 16 is equal to or less than a predetermined value, for example, when the transmission torque capacity of the lock-up clutch 16 is lower than the torque transmitted from the crankshaft 70 to the shaft 50, the lock-up clutch 16 16 is in the slip state. That is, the front cover 10 and the shaft 50 rotate relative to each other. At this time, the power of the crankshaft 70 is transmitted to the shaft 50 by both the kinetic energy of the fluid and the frictional force of the lock-up clutch 16.
[0037]
Further, when the transmission torque capacity of the lock-up clutch 16 exceeds a predetermined value, for example, when the transmission torque capacity of the lock-up clutch 16 is equal to or more than the torque transmitted from the crankshaft 70 to the shaft 50, the lock-up clutch 16 are fully engaged. That is, power is transmitted between the front cover 10 and the shaft 50 by the frictional force of the lock-up clutch 16, and the front cover 10 and the shaft 50 rotate integrally. Therefore, the power transmission efficiency is further improved. That is, when the torque capacity of the lock-up clutch 16 increases, the lock-up clutch 16 is completely engaged. When the torque capacity of the lock-up clutch 16 decreases, the lock-up clutch 16 slips, and the torque capacity of the lock-up clutch 16 increases. Becomes zero, the lock-up clutch 16 is completely released. In other words, when the engagement pressure of the lock-up clutch 16 increases, the lock-up clutch 16 is completely engaged, and when the engagement pressure of the lock-up clutch 16 decreases, the lock-up clutch 16 slips and the lock-up clutch 16 Is further reduced, the lock-up clutch 16 is completely released.
[0038]
By controlling the transmission torque capacity (in other words, the engagement hydraulic pressure, the engagement pressure, the engagement state) of the lock-up clutch 16 in this manner, the lock-up clutch 16 is released (specifically, completely released) or slipped or engaged. For engagement (specifically, complete engagement), the electronic control unit 34 stores a lock-up clutch control map. The lock-up clutch control map defines a lock-up clutch engagement area, a lock-up clutch slip area, and a lock-up clutch release area based on vehicle speed, accelerator opening, and the like. When the lockup clutch 16 is slipped, feedback is performed so that the actual slip rotation speed, specifically, the difference between the rotation speed of the crankshaft 70 and the rotation speed of the turbine runner 12 approaches the target slip rotation speed. Control is executed.
[0039]
Next, control of the forward / reverse switching device 8 will be described. When the shift position sensor 60 detects a forward position, for example, a D (drive; running) position, the forward clutch 22 of the forward / reverse switching device 8 is engaged, and the reverse brake 23 is released. You. Then, the shaft 50 and the carrier 21 rotate integrally, and the torque of the shaft 50 is transmitted to the primary shaft 51, and the torque of the primary shaft 51 is transmitted to the wheels 2, so that the driving force for moving the vehicle Ve forward is generated. appear. At this time, the shaft 50 and the primary shaft 51 rotate in the same direction.
[0040]
On the other hand, when the reverse position is detected by the shift position sensor 60, the forward clutch 22 is released and the reverse brake 23 is engaged. Then, when the engine torque is transmitted to the sun gear 17, the ring gear 18 serves as a reaction element, and the torque of the sun gear 17 is transmitted to the primary shaft 51 via the carrier 21. When the torque of the primary shaft 51 is transmitted to the wheels 2, a driving force for causing the vehicle Ve to move backward is generated. In this case, the shaft 50 and the primary shaft 51 rotate in opposite directions.
[0041]
Next, control of the belt-type continuously variable transmission 4 will be described. As described above, the engine torque is transmitted to the primary shaft 51, and based on various signals input to the electronic control unit 34 and data stored in the electronic control unit 34 in advance, the belt-type continuously variable transmission is performed. The gear ratio and torque capacity of the machine 4 are controlled. That is, the position of the movable sheave 53 in the axial direction of the primary shaft 51 is controlled, and the groove width of the primary pulley 24 is adjusted. Then, the winding radius of the belt 28 around the primary pulley 24 continuously changes, and the speed ratio changes steplessly. In addition, the position of the movable sheave 56 in the axial direction of the secondary shaft 55 is controlled, and the clamping force of the secondary pulley 25 on the belt 28 is adjusted. Thus, the capacity of the torque transmitted between the primary pulley 24 and the secondary pulley 25 via the belt 28 is controlled.
[0042]
Next, a hydraulic circuit constituting a part of the hydraulic control device 59 will be described with reference to FIGS. In the hydraulic circuits shown in FIGS. 3 to 5, it means that the oil passages numbered with circles are connected to each other. First, the oil in the oil pan 80 is sucked into the suction ports 84 and 85 of the two oil pumps 82 and 83 via the strainer 81. The oil pumps 82 and 83 are driven by a rotating device. As the rotating device, at least one of the engine 1 and the electric motor having a function as a driving force source can be used. Further, an electric motor having no function as a driving force source can be used as the rotating device.
[0043]
An oil passage 87 is connected to a discharge port 86 of the oil pump 82. An oil passage 87 is connected to a discharge port 88 of the other oil pump 83 via an oil passage 89. A check valve 90 is provided in the oil passage 89, and based on the pressure difference between the oil passage 87 and the oil passage 89, the check valve 90 is opened and closed, and the amount of oil supplied from the oil passage 89 to the oil passage 87. Is adjusted. That is, the oil discharged from at least one of the oil pumps 82 and 83 is supplied to the oil passage 87.
[0044]
The oil passage 87 is connected to a primary regulator valve 91. The primary regulator valve 91 has a spool 92 that can move in the vertical direction in FIG. 3, lands 93, 94, and 95 formed on the spool 92, and a spring 96 that presses the spool 92 downward in FIG. are doing. The primary regulator valve 91 has ports 99 to 101, and the port 97 and the oil passage 87 are connected. Further, the communication area of the passage connecting the port 97 and the port 98 is adjusted by the operation of the spool 92. The oil passage 87 is connected to the port 100.
[0045]
The oil passage 102 is connected to the port 98, and the oil passage 102 is connected to the clutch lock valve 103 shown in FIG. The clutch lock valve 103 includes spools 104 and 104A that can move vertically in FIG. 4, a spring 105 that presses the spool 104 upward in FIG. 4, and a spring 105A that presses the spool 104A upward in FIG. Have. It should be noted that the spool 104 and the spool 104A are relatively movable in the vertical direction. Further, the clutch lock valve 103 has ports 106 to 113 and a port 162.
[0046]
Further, land portions 114 and 115 are formed on the spool 104, and a land portion 116 is formed on the spool 104A. Then, by the operation of the spool 104, the port 106 or the port 107 and the port 108 are selectively communicated or blocked. In addition, the operation of the spool 104A selectively connects / disconnects the port 112 with the port 111 or the port 113. The port 109 is connected to the oil passage 102, and the port 113 is connected to the oil pan 80.
[0047]
The port 108 of the clutch lock valve 103 is connected to an oil passage 130, and the oil passage 130 is connected to a manual valve 117 shown in FIG. The manual valve 117 has a spool 118 that operates in the vertical direction in FIG. 5 based on the selected shift position. In this embodiment, the spool 118 can operate corresponding to the P (parking) position, the R (reverse; reverse) position, the N (neutral) position, the D position, and the L (low) position.
[0048]
Further, the manual valve 117 has ports 119 to 124, and the port 119 and the oil passage 130 are connected. The port 121 and the port 241 of the line pressure modulator valve 131 are connected by oil passages 242 and 243. Further, a land portion 125 to a land portion 127 are formed on the spool 118. The hydraulic chamber C <b> 1 is connected to the port 120 via an oil passage 128. This hydraulic chamber C1 is a hydraulic chamber that controls the torque capacity (engagement pressure) of the forward clutch 22. The port 122 is connected to a hydraulic chamber B1 via an oil passage 129. The hydraulic chamber B1 is a hydraulic chamber for controlling the torque capacity of the reverse brake 23.
[0049]
On the other hand, as shown in FIG. 3, a line pressure modulator valve 131 is connected to the oil passage 87. The line pressure modulator valve 131 has a spool 132 movable vertically in FIG. 3 and a spring 133 pressing the spool 132 downward in FIG. The spool 132 has lands 134 and 135 formed thereon, and the line pressure modulator valve 131 has ports 136 to 137, 139, and 241. The port 136 is connected to the oil passage 87, and the communication area of the passage connecting the port 136 and the port 137 is adjusted according to the operation of the spool 132.
[0050]
An oil passage 138 is connected to the port 137, and the oil passage 138 is connected to the port 106 of the clutch lock valve 103. Further, a clutch control valve 140 is connected to the oil passage 138. The clutch control valve 140 has a spool 141 that can be moved vertically in FIG. 3 and a spring 142 that presses the spool 141 downward in FIG. The spool 141 has a land portion 143 to a land portion 145.
[0051]
Further, the clutch control valve 140 has ports 146 to 149. The port 146 and the oil passage 138 are connected. The communication area of the passage connecting the port 146 and the port 147 is adjusted according to the operation of the spool 141. Further, a port 147 of the clutch control valve 140 and a port 107 of the clutch lock valve 103 are connected by an oil passage 150. The port 148 of the clutch control valve 140 and the ports 123 and 124 of the manual valve 117 shown in FIG.
[0052]
On the other hand, an oil passage 152 shown in FIG. 4 is connected to the oil passage 138, and the oil passage 152 is connected to a linear solenoid valve SLS. The linear solenoid valve SLS includes an electromagnetic coil 153, a spool 154 operable in the vertical direction in FIG. 4, land portions 155, 156 formed on the spool 154, ports 157, 158, 159, 160A, and a spool 154. And a spring 160 that presses upward in FIG. The oil in the oil passage 152 flows into the port 157.
[0053]
In the linear solenoid valve SLS, the operation of the spool 154 is performed based on the magnetic attraction generated by energizing the electromagnetic coil 153 and the pressing force corresponding to the oil pressure of the port 159 and the pressing force of the spring 160. Is controlled, and the communication area of the passage connecting the port 157 or the port 160A and the port 158 can be adjusted. Specifically, it is possible to proportionally control the relationship between the current supplied to the electromagnetic coil 153 and the output oil pressure at the port 158. Note that when the solenoid coil 153 is not energized, the linear solenoid valve SLS operates when the spool 154 operates by the pressing force of the spring 160, and the path between the port 157 and the port 158 is fully opened. , A so-called normally open type linear solenoid valve.
[0054]
Further, an oil passage 161 is connected to the port 158, and the oil passage 161 is connected to the port 159. The oil passage 161 is provided with an accumulator 162A, and the oil passage 161 is also connected to a port 162 of the clutch lock valve 103. Further, an oil passage 163 is connected to the oil passage 161, and the oil passage 163 is connected to the port 101 of the primary regulator valve 91 and the port 149 of the clutch control valve 140.
[0055]
Further, an oil passage 164 is connected to the oil passage 161, and a lock-up relay valve 165 shown in FIG. 5 is connected to the oil passage 164. The lock-up relay valve 165 includes a spool 166 that can be moved in the vertical direction in FIG. And a port 178. The port 178 and the oil passage 164 are connected. Further, an oil passage 179 is connected to the port 172, and the oil passage 179 and the oil passage 102 are connected as shown in FIG. An oil passage 180A is connected to a connection portion between the oil passage 180 and the oil passage 102, and the oil passage 180A is connected to the port 171.
[0056]
Further, as shown in FIG. 5, a port 181 communicating with the first hydraulic chamber 72 is formed, and a port 182 communicating with the second hydraulic chamber 73 is formed. The port 181 and the port 177 of the lock-up relay valve 65 are connected by an oil passage 183, and the port 182 and the port 176 of the lock-up relay valve 65 are connected by an oil passage 184.
[0057]
On the other hand, a line pressure modulator valve 185 is connected to the oil passage 87 as shown in FIG. The line pressure modulator valve 185 has spools 186 and 187 that can move in the vertical direction in FIG. Land portions 188 and 189 are formed on the spool 187, and the spool 186 and the spool 187 are relatively movable in the vertical direction in FIG. The spool 187 has lands 190, 191, and 192 formed thereon.
[0058]
Further, the line pressure modulator valve 185 has ports 193 to 199, 198A. Furthermore, the line pressure modulator valve 185 has a spring 201 that presses the spool 186 downward in FIG. The port 193 is connected to the oil passage 87, the port 198 is connected to the oil passage 152, the port 195 is connected to the oil passage 163, and the port 196 is connected to the oil passage 87. Further, an oil passage 199 is connected to the port 194, and the oil passage 199 and the hydraulic chamber 200 of the actuator 27 are connected as shown in FIG. The oil passage 199 is also connected to the port 197. The pressing force corresponding to the oil pressure of the ports 195 and 196, the pressing force by the spring 201, and the pressing force corresponding to the oil pressure of the ports 197 and 198 act on the spool 186 in the opposite direction. The spool 186 operates based on the correspondence, and the communication area between the port 193 or the port 198A and the port 194 is adjusted.
[0059]
Further, a linear solenoid valve SLR is connected to the oil passage 87 as shown in FIG. The linear solenoid valve SLR has an electromagnetic coil 202, a spool 203 that can move in the vertical direction in FIG. 5, and lands 204 and 205 formed on the spool 203. The linear solenoid valve SLR further has ports 206 to 209 and a spring 210 that presses the spool 203 downward in FIG. The port 206 is connected to the oil passage 87, and the port 207 is connected to the oil passage 211. The oil passage 211 is connected to a hydraulic chamber 212 of the actuator 26. Further, the port 208 and the port 175 of the lock-up relay valve 165 are connected by an oil passage 213. The port 209 and the port 112 of the clutch lock valve 103 are connected by an oil passage 214.
[0060]
In the linear solenoid valve SLR, the energization of the electromagnetic coil 202 generates a magnetic attraction force that causes the spool 203 to move upward in FIG. The operation of the spool 203 is controlled based on the magnetic attraction generated by energizing the electromagnetic coil 202 and the correspondence between the pressing force based on the oil pressure of the port 209 and the pressing force of the spring 210, and The port 208 and the port 207 can be selectively connected and disconnected. For this reason, when the function of the linear solenoid valve SLR is normal, the relationship between the current supplied to the electromagnetic coil 202 and the amount of oil supplied from the port 206 to the oil passage 211 via the port 207 is proportional. It is possible to control.
[0061]
Specifically, when the solenoid coil 202 is not energized and the port 209 is at a low pressure, the spool 203 is pressed downward by the spring 210 and the linear solenoid valve SLR connects the port 206 and the port 207 to each other. The path between the ports is fully opened, the amount of oil supplied to the oil path 211 is maximized, and the path between the port 207 and the port 208 is shut off. The amount of oil supplied to the oil passage 211 decreases as the current flowing through the electromagnetic coil 202 increases.
[0062]
When the current flowing through the electromagnetic coil 202 further increases, the passage between the port 206 and the port 207 is cut off, and the port 207 and the port 208 are communicated with each other. And is drained to an oil passage 213 via ports 207 and 208. As described above, the linear solenoid valve SLR is a linear solenoid valve of a type in which the path between the port 206 and the port 207 is fully opened when the electromagnetic coil 202 is not energized, that is, a so-called normally open type. It is a linear solenoid valve.
[0063]
A duty solenoid valve DSL is connected to the oil passage 152 as shown in FIG. The duty solenoid valve DSL has an electromagnetic coil 215 and ports 216 and 217. The port 216 and the oil passage 152 are connected. The port 217 and the ports 110 and 111 of the clutch lock valve 103 are connected by an oil passage 218. The ports 110 and 111 are connected to the oil passage 218 in parallel with each other. The oil passage 218 is connected to the port 170 of the lock-up relay valve 165, as shown in FIG.
[0064]
The duty solenoid valve DSL alternately energizes (turns on) and de-energizes (turns off) the electromagnetic coil 215, and sets an on-time ratio and an off-time ratio within a range of 0% to 100%. Can be controlled. The duty solenoid valve DSL allows the port 216 to communicate with the port 217 when the power to the electromagnetic coil 215 is turned off, and the port 216 to the port 217 when the power to the electromagnetic coil 215 is turned on. This is a so-called normally closed type solenoid valve that shuts off the solenoid valve.
[0065]
Further, a linear solenoid valve SLU is connected to the oil passage 152 as shown in FIG. The linear solenoid valve SLU includes an electromagnetic coil 219, a spool 220 which can be operated in the vertical direction in FIG. 4, land portions 221, 222, 223 formed on the spool 220, and ports 224, 225, 226, 227. Have. Further, a spring 228 for pressing the spool 220 upward in FIG. 4 is provided. The oil passage 152 and the port 225 are connected.
[0066]
In the linear solenoid valve SLU, the operation of the spool 220 is controlled based on the correspondence between the magnetic attraction generated by energizing the electromagnetic coil 219 and the pressing force of the spring 228, and the port 224 and the port 225 or the port 225 are controlled. The connection / disconnection with the port 227 can be selectively switched, and the communication area of the passage connecting the port 224 and the port 225 or the port 227 can be adjusted. Specifically, it is possible to proportionally control the relationship between the current supplied to the electromagnetic coil 219 and the output oil pressure at the port 224.
[0067]
When power is not supplied to the electromagnetic coil 219 (OFF), the linear solenoid valve SLU presses the spool 220 upward in FIG. 4 by the spring 228, and the passage between the port 225 and the port 224 is opened. It is a fully opened linear solenoid valve, a so-called normally open linear solenoid valve. That is, when the power to the electromagnetic coil 219 is turned off, the output oil pressure at the port 224 becomes maximum, and as the current value increases, the spool 220 operates downward in FIG. The characteristics will be reduced.
[0068]
The lock-up control valve 230 is connected to the port 224 via an oil passage 229. The lock-up control valve 230 has a spool 231 that can be moved up and down in FIG. The spool 231 has lands 232, 233, and 234 formed thereon. Further, a spring 235 for pressing the spool 231 downward in FIG. 4 is provided. Furthermore, the lock-up control valve 230 has ports 236, 237, 238, and 239. The ports 236 and 238 are connected to the port 173 of the lock-up relay valve 165 shown in FIG. The port 237 and the oil passage 152 are connected.
[0069]
Further, the secondary regulator valve 244 connected to the oil passage 89 shown in FIG. 3 will be described. The secondary regulator valve 244 has a spool 245 that moves in the vertical direction in FIG. 3, and the spool 245 is formed with a land portion 246 or a land portion 251. Further, a spring 252 for pressing the spool 245 downward in FIG. 3 is provided. Further, the secondary regulator valve 244 has ports 253 to 259. The port 255 and the oil passage 89 are connected, and the port 254 and the oil passage 243 are connected. The ports 257 and 259 are connected to the oil passage 180, and the port 256 is connected to the suction port 84 of the oil pump 82 and the suction port 85 of the oil pump 83 via the oil path 260. Further, the port 253 is connected to the oil passage 138.
[0070]
Next, the function of the hydraulic control device 59 will be described. First, if the hydraulic control device 59 is normal, the oil in the oil pan 80 is pumped up by the oil pump 82, and the oil discharged from the discharge port 86 of the oil pump 82 is supplied to the oil passage 87. When the oil pump 83 is driven, the oil discharged from the discharge port of the oil pump 83 is supplied to the oil passage 89. Here, when the oil pressure of the oil passage 89 is lower than the oil pressure of the oil passage 87, the check valve 90 is closed. Therefore, the oil in the oil passage 89 is not supplied to the oil passage 87. On the other hand, when the oil pressure in the oil passage 89 is higher than the oil pressure in the oil passage 87, the check valve 90 is opened. Therefore, the oil in the oil passage 89 is supplied to the oil passage 87.
[0071]
The oil in the oil passage 87 is supplied to ports 97 and 100 of the primary regulator valve 91. In the primary regulator valve 91, the spool 92 is pressed downward in FIG. 3 by the elastic force of the spring 96, and when the oil pressure of the oil passage 97 is lower than a predetermined value, the port 97 and the port 98 are connected to the land portion. Blocked by 93. Therefore, the oil in the oil passage 87 is not discharged to the oil passage 102, and the oil pressure in the oil passage 87 increases.
[0072]
When the oil pressure in the port 100 increases due to the increase in the oil pressure in the oil passage 87, the spool 92 moves upward in FIG. 4 against the pressing force of the spring 96, and the port 97 and the port 98 communicate with each other. As a result, the oil in the oil passage 87 is discharged to the oil passage 102 via the ports 97 and 98, and the oil pressure in the oil passage 87 decreases. When the oil pressure in the oil passage 87 decreases, the oil pressure in the port 100 decreases, and the spool 92 moves downward in FIG. 3 again. Thus, the oil pressure of the oil passage 87 is adjusted to the predetermined pressure.
[0073]
The oil in the oil passage 87 is also supplied to a port 136 of the line pressure modulator valve 131. In the line pressure modulator valve 131, the spool 132 is pressed downward in FIG. 3 by the elastic force of the spring 133. Therefore, the port 136 communicates with the port 137, and the oil in the oil passage 87 is supplied to the oil passage 138 via the ports 136 and 137. The oil pressure in the oil passage 138 is acting on the port 139. When the oil pressure in the oil passage 138 is low, the port 136 and the port 137 are in communication.
[0074]
When the oil pressure at the port 139 increases, the spool 132 moves upward in FIG. 3 against the pressing force of the spring 133, the communication area between the port 136 and the port 137 is reduced, and the oil pressure at the oil passage 138 increases. Be suppressed. When the oil pressure in the oil passage 138 decreases, the spool 132 moves downward in FIG. 3 again by the elastic force of the spring 133, and the communication area between the port 136 and the port 137 is increased.
[0075]
In this way, the oil pressure of the oil passage 138 is adjusted (reduced) to a value lower than the oil pressure of the oil passage 87. The oil pressure in the oil passage 138 is applied to the port 106 of the clutch lock valve 103, the port 146 of the clutch control valve 140, the port 157 of the linear solenoid valve SLS, the port 216 of the duty solenoid valve DSL, and the line pressure modulator valve 185. Acts on port 198.
[0076]
Also, the current supplied to the linear solenoid valve SLS is increased, the spool 154 operates downward against the elastic force of the spring, and the communication area between the port 157 and the port 158 is reduced. In this way, the oil pressure of the oil supplied from the port 157 to the oil passages 161 and 163 via the port 158 is controlled to be less than the maximum pressure.
[0077]
When the oil pressure in the oil passage 163 increases, the oil pressure in the port 149 of the clutch control valve 140 increases, and the spool 141 operates upward in FIG. 3, and the communication area between the ports 146 and 147 increases. Then, the hydraulic pressure acting on the port 107 of the clutch lock valve 103 from the oil passage 150 increases. The oil pressure of the oil passage 102 connected to the port 98 of the primary regulator valve 91 acts on the port 109 of the clutch lock valve 103. Here, a case where the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS is controlled to a low pressure or a high pressure will be described.
[0078]
For example, when the clutch mode is selected, the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS is controlled to a low pressure. This clutch mode is a mode selected when the vehicle speed and the accelerator opening are in the lock-up clutch release region. When this clutch mode is selected, the output hydraulic pressure of the duty solenoid valve DSL is controlled to a low pressure. Specifically, the energization ratio of the duty solenoid valve DSL is controlled to zero percent.
[0079]
As described above, when the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS is controlled to a low pressure, the oil pressure of the port 162 decreases. Therefore, the oil pressure of the port 109 causes the spool 104 to move downward in FIG. In FIG. 4, the position is the position shown in the right half (off position).
[0080]
Then, the port 107 and the port 108 are communicated with each other, and the port 106 and the port 108 are blocked by the land 114. Therefore, the oil in the oil passage 150 is supplied to the port 119 of the manual valve 117 via the ports 107 and 108 and the oil passage 130. Here, when the N position or the P position is selected as the shift position, the passage between the port 119 and the port 120 is shut off, and the passage between the port 119 and the port 122 is also shut off. Therefore, the oil in the hydraulic chamber C1 is drained to the oil passage 151 via the oil passage 128 and the ports 120 and 124, and the forward clutch 22 is released. The oil in the hydraulic chamber B1 is drained from the oil passage 129, and the reverse brake 23 is released.
[0081]
On the other hand, when the D position or the L position is selected, the port 119 communicates with the port 120, the oil in the oil passage 130 is supplied to the hydraulic chamber C1 via the oil passage 128, and The hydraulic pressure of C1 increases. As a result, the engagement pressure of the forward clutch 22 is increased. When the R position is selected, the port 119 is communicated with the port 122, and the oil in the oil passage 130 is supplied to the hydraulic chamber B1 via the oil passage 129. As a result, the engagement pressure of the reverse brake 23 is increased.
[0082]
Next, a case where the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS is controlled to a high pressure will be described. For example, when the belt mode is selected, the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS is controlled to a high pressure. This belt mode is a mode selected when the vehicle speed and the accelerator opening are in the lock-up clutch engagement region or the lock-up clutch slip region. When this belt mode is selected, the output oil pressure of the duty solenoid valve DSL is controlled to a high pressure, specifically, the energization ratio of the duty solenoid valve DSL is controlled to 100%.
[0083]
As described above, when the mode is switched from the clutch mode to the belt mode, the spool 104 of the clutch lock valve 103 operates upward in FIG. 4, and the spool 104 moves to the position shown in the left half in FIG. I do. When the spool 104 moves to the ON position, the ports 106 and 108 communicate with each other, while the ports 107 and 108 are shut off. For this reason, the oil in the oil passage 138 is supplied to the manual valve 117 via the oil passage 130. Here, since the oil pressure of the oil passage 138 is higher than the oil pressure of the oil passage 150, the belt mode is selected, and the torque capacity when the forward clutch 22 or the reverse brake 23 is engaged is determined by the clutch mode. It is higher than the torque capacity when selected and the forward clutch 22 or the reverse brake 23 is engaged.
[0084]
Next, control of the lock-up clutch 16 will be described. The oil in the oil passage 102 is supplied to the port 172 of the lock-up relay valve 165 via the oil passage 179. On the other hand, the oil in the oil passage 152 is supplied to the port 225 of the linear solenoid valve SLU. When the port 225 and the port 224 of the linear solenoid valve SLU communicate with each other, the oil in the oil passage 152 is supplied to the port 239 of the lock-up control valve 230 via the oil passage 229. When the oil pressure acting on the port 239 increases to a predetermined pressure or more, the spool 231 moves upward in FIG. 4 against the elastic force of the spring 235. Then, the communication area between port 237 and port 238 increases, and the oil pressure of the oil supplied to port 173 of lock-up relay valve 165 via oil passage 152 and oil passage 240 is increased.
[0085]
Meanwhile, the oil in the oil passage 152 is supplied to the port 216 of the duty solenoid valve DSL, and the output oil pressure of the port 217 of the duty solenoid valve DSL is controlled based on the lock-up clutch control map. Specifically, when the vehicle speed and the accelerator opening are in the release range of the lock-up clutch, the output hydraulic pressure of the duty solenoid valve DSL is controlled to a low pressure. On the other hand, when the vehicle speed and the accelerator opening are in the engagement region or the slip region of the lock-up clutch, the output hydraulic pressure of the duty solenoid valve DSL is controlled to a high pressure.
[0086]
As described above, when the functions of various solenoid valves are normal, or when the engine torque is equal to or less than a predetermined value, the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS is controlled to be low, and the port 162 of the clutch lock valve 103 is controlled. Oil pressure is low. Therefore, the spool 104 of the clutch lock valve 103 is at the position shown in the right half in FIG. 4 (off position), and the port 111 and the port 112 are shut off by the land portion 116. Therefore, the oil pressure in the oil passage 218 increases, and the oil pressure in the port 170 of the lock-up relay valve 165 increases.
[0087]
Therefore, the spool 166 of the lock-up relay valve 165 moves upward in FIG. 5, and the spool 166 moves to the position shown in the left half in FIG. 5 (ON position). Then, the ports 172 and 177 of the lock-up relay valve 165 communicate with each other, and the ports 173 and 176 communicate with each other. Then, the oil in the oil passage 179 is supplied to the first hydraulic chamber 72 via the oil passage 183. The oil in the oil passage 240 is supplied to the second hydraulic chamber 73 via the oil passage 184. Here, since the oil pressure in oil passage 179 is higher than the oil pressure in oil passage 240, lock-up clutch 16 is completely engaged. The first hydraulic chamber 72 and the first hydraulic chamber 72 are controlled by controlling the current supplied to the linear solenoid valve SLU to control the hydraulic pressure transmitted from the linear solenoid valve SLU to the port 239 of the lock-up control valve 230. By adjusting the pressure difference between the second hydraulic chamber 73 and the second hydraulic chamber 73, the lock-up clutch 16 can be slipped.
[0088]
On the other hand, when the hydraulic pressure transmitted from the duty solenoid valve DSL to the port 170 of the lock-up relay valve 165 is reduced, the spool 166 of the lock-up relay valve 165 operates downward in FIG. At 5, the camera moves to the position shown in the right half (off position). Then, oil passage 179 and oil passage 184 communicate with each other, and oil passage 180A and oil passage 183 communicate with each other. As a result, the hydraulic pressure in the second hydraulic chamber 73 increases, and the oil in the first hydraulic chamber 72 is drained to the oil path 180A via the oil path 183, and the hydraulic pressure in the first hydraulic chamber 72 is increased. Decreases. Therefore, the lock-up clutch 16 is released.
[0089]
Next, control of the belt-type continuously variable transmission 4 will be described. First, control of the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 4 will be described. The oil in the oil passage 87 is supplied to the port 206 of the linear solenoid valve SLR. By controlling the current supplied to the linear solenoid valve SLR, the oil from the oil passage 87 through the oil passage 211 passes through the primary passage. The amount of oil supplied to the hydraulic chamber 212 of the pulley 24 is adjusted. Here, when the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 212 is increased, the groove width of the primary pulley 24 is reduced, and the gear is shifted (upshifted) in a direction in which the gear ratio decreases. On the other hand, when the oil pressure in the oil pressure chamber 212 is reduced, the groove width of the primary pulley 24 is increased, and the gear is shifted (downshifted) in a direction in which the gear ratio increases.
[0090]
Next, control of the torque capacity of the belt-type continuously variable transmission 4 will be described. The oil in the oil passage 87 is supplied to the port 193 of the line pressure modulator valve 185, and the downward pressing force corresponding to the oil pressure of the ports 195 and 196, the downward pressing force of the spring 201, and the pressure of the ports 197 and 198. The spool 187 operates in accordance with the correspondence between the upward pressing force corresponding to the oil pressure, the communication area between the port 193 and the port 194 is adjusted, and the oil pressure of the oil supplied from the oil passage 87 to the oil passage 199 is reduced. On the other hand, the communication area between the port 194 and the port 198A is adjusted while the amount of oil drained from the oil passage 199 to the oil passage 198A is adjusted. In this manner, the hydraulic pressure of the secondary pulley 25 in the hydraulic chamber 200 is adjusted, and the groove width of the secondary pulley 25 changes according to the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 200. The clamping pressure applied to the belt 28 is controlled mainly by the hydraulic pressure transmitted from the linear solenoid valve SLS to the port 195.
[0091]
Specifically, when the torque capacity input to the belt-type continuously variable transmission 4 increases, or when the belt-type continuously variable transmission 4 performs a downshift, the groove width of the secondary pulley 25 is reduced. Thus, the clamping force applied to the belt 28 is increased. On the other hand, when the torque capacity input to the belt-type continuously variable transmission 4 decreases or when the belt-type continuously variable transmission 4 performs an upshift, the groove width of the secondary pulley 25 is increased. Thus, the clamping pressure applied to the belt 28 decreases.
[0092]
In the secondary regulator valve 244 shown in FIG. 3, the spool 254 operates according to the hydraulic pressure of the ports 253, 254, and 259 and the pressing force of the spring 253, and the communication area between the port 255 and the port 256 is reduced. The communication area between the port 257 and the ports 256 and 258 is adjusted, and the oil pressure in the oil passages 89, 180 and 102 is controlled. The oil discharged from the oil passage 180 to the oil passage 260 is returned to the suction ports 84 and 85.
[0093]
Next, control when the function of the hydraulic control device 59 is reduced will be described. Here, a case where the function of the linear solenoid valve SLR is reduced, more specifically, a case where a cable for supplying power to the linear solenoid valve SLR is disconnected will be described. The same applies to the case where the electromagnetic coil 202 itself is disconnected. As described above, since the linear solenoid valve SLR is a normally closed linear solenoid valve, the operation of the spool 203 can be controlled when a failure in which power is not supplied to the linear solenoid valve SLR, that is, a disconnection failure occurs. This makes it impossible to control the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 4.
[0094]
Therefore, when the power cannot be supplied to the linear solenoid valve SLR, the current value supplied to the linear solenoid valve SLS is controlled to the maximum, and the oil pressure of the oil supplied from the port 158 to the oil passage 161 is set to the maximum pressure. . When the oil pressure in the oil passage 161 increases, the oil pressure in the clutch lock valve 103 port 162 increases, and the spool 104 moves upward in FIG. As a result, the spool 104 stops at the position shown on the left half in FIG. 4, and the communication area between the port 111 and the port 112 increases.
[0095]
When the communication area between the port 111 and the port 112 increases, the amount of oil supplied from the oil passage 218 to the oil passage 214 increases, and the oil pressure in the oil passage 214 increases. The oil pressure of the oil supplied from oil passage 218 to oil passage 214 is controlled to an oil pressure corresponding to the duty ratio of duty solenoid valve DSL. In this way, by controlling the oil pressure acting on the port 209 of the linear solenoid valve SLR from the oil passage 214, the spool 203 is pressed upward in FIG. 5 instead of the magnetic attraction generated by energizing the electromagnetic coil 202. The hydraulic pressure of the port 209 which generates a force to be generated is controlled. Thus, even when power cannot be supplied to the linear solenoid valve SLR, the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 4 can be controlled.
[0096]
(First control example)
As described above, the torque capacity of the forward clutch 22 and the reverse brake 23 is controlled by the hydraulic pressure output from the clutch lock valve 103. For this reason, the linear solenoid valve SLR fails and the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS is maximized. At the time when the operation of the spool 104 of the clutch lock valve 103 is switched, the forward clutch 22 or the reverse brake 23 A sudden change in torque capacity may cause a shock due to a change in driving force.
[0097]
More specifically, when power can be supplied to the linear solenoid valve SLR, the oil in the oil passage 150 is supplied to the hydraulic chamber C1 or the hydraulic chamber B1 via the oil passage 130. On the other hand, when the power cannot be supplied to the linear solenoid valve SLR, the oil in the oil passage 138 is supplied to the hydraulic chamber C1 or the hydraulic chamber B1 via the oil passage 130. Here, since the oil pressure of the oil passage 138 is reduced by reducing the oil pressure of the oil passage 138, the oil pressure of the oil passage 150 is lower than the oil pressure of the oil passage 138. Then, with the operation of the spool 104 of the clutch lock valve 103, the oil pressure of the oil supplied to the hydraulic chamber C1 or the hydraulic chamber B1 sharply increases, and the forward clutch 22 or the reverse brake 23 can be rapidly engaged. There is.
[0098]
On the other hand, as described above, the output hydraulic pressure of the duty solenoid valve DSL also acts on the port 170 of the lock-up relay valve 165. Therefore, the linear solenoid valve SLR fails, the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLS is maximized, and the operation of the spool 103 of the clutch lock valve 103 is switched, so that the oil supplied from the oil passage 218 to the oil passage 214 is changed. As the volume increases, the oil pressure at port 170 drops sharply. Further, the oil pressure of the oil passage 164 connected to the oil passage 163 also increases, and the oil pressure of the port 178 of the lock-up relay valve 165 increases. Due to such an action, the operation of the spool 166 of the lock-up relay valve 165 is switched, and the torque capacity of the lock-up clutch 16 changes suddenly, which may cause a shock accompanying a change in the driving force.
[0099]
Specifically, the spool 166 of the lock-up relay valve 165 is switched from the position shown in the left half to the position shown in the right half in FIG. 5, and the port 177 and the port 171 are communicated, and the oil in the oil passage 183 is discharged. It is discharged to oil passage 180A. In this way, the hydraulic pressure in the first hydraulic chamber 72 decreases, and the lock-up clutch 16 is suddenly released, which may cause a shock due to a change in the driving force.
[0100]
This first control example is a control example executed when the linear solenoid valve SLR fails, and is a control example that addresses the above-described inconvenience. This first control example will be described based on the flowchart of FIG. The first control example is a control example corresponding to the first to fifth aspects of the present invention.
[0101]
First, it is determined whether or not a cable for supplying power to the linear solenoid valve SLR has been disconnected (step S1). If a negative determination is made in step S1, the control routine ends. On the other hand, if a positive determination is made in step S1, the required value of the hydraulic pressure output from the port 217 of the duty solenoid valve DSL is calculated (step S2).
[0102]
In this step S2, the following processing is performed. First, when the linear solenoid valve SLR is normal, a magnetic attraction force fslr of the electromagnetic coil 202 corresponding to the indicated value is calculated based on the indicated value of the current supplied to the linear solenoid valve SLR. This magnetic attraction force fslr is a map fslr that defines the relationship between the current instruction value and the magnetic attraction force. It is determined from the map. Next, the required oil pressure pdslslr of the duty solenoid valve DSL is calculated so that the pressing force corresponding to the magnetic attraction force fslr is obtained by the oil pressure of the port 209. For example,
pdslslr = fslr / ASLR
Is calculated as Here, ASLR means an effective sectional area of the linear solenoid valve SLR. The effective sectional area of the linear solenoid valve SLR is a pressure receiving area of the land portion 205 corresponding to the oil pressure of the port 209.
[0103]
Further, the control value of the duty ratio of the duty solenoid valve DSL is calculated based on the calculated required oil pressure pdslslr. The control value of the duty ratio of the duty solenoid valve DSL is a map dslpdsl that defines the relationship between the duty ratio of the duty solenoid valve DSL and the output oil pressure of the duty solenoid valve DSL. It is calculated from map.
[0104]
Subsequent to step S2, it is determined whether a predetermined time has elapsed since the previous instruction to maximize the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLS has been executed (step S3). If a negative determination is made in step S3, for example, it is determined whether the engagement of the forward clutch or the reverse clutch 23 has been completed during the execution of the garage shift (step S4). The garage shift is an operation for switching from the N position to the forward position or the reverse position.
[0105]
If a negative determination is made in step S4, the output oil pressure of the linear solenoid valve SLU is set (fixed) to a minimum value, for example, zero megapascal (step S5), and this control routine ends. On the other hand, if a positive determination is made in step S4,
(1) that the lock-up clutch 16 has been engaged,
(2) The control for increasing or decreasing the engagement pressure of the lock-up clutch 16 is being performed;
(3) that the deceleration mode is selected;
It is determined whether at least one of the items has occurred (step S5). The deceleration mode means that the lock-up clutch 16 is engaged and the acceleration request is equal to or less than a predetermined value.
[0106]
If an affirmative determination is made in step S6, control (smooth off control) for gradually reducing the torque capacity of the lock-up clutch 16 is executed (step S7), and this control routine ends. On the other hand, when a negative determination is made in step S6, the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLS is set to the maximum value (step S8). Following step S8, control is performed to set (fix) the output oil pressure of the linear solenoid valve SLU to a minimum value, for example, zero megapascal, and to output the required oil pressure from the duty solenoid valve DSL (step S9). This control routine is terminated. It should be noted that also when the determination is affirmative in step S3, the process proceeds to step S9.
[0107]
As described above, in the control example of FIG. 1, when a negative determination is made in step S4 or when a positive determination is made in step S6, the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLS is set to the maximum pressure, and the duty Control for supplying the hydraulic pressure of the solenoid valve DSL to the hydraulic chamber 212 is not executed. After the engagement of the forward clutch 22 or the reverse brake 23 is completed, and the release of the lock-up clutch 16 is completed, the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLS is set to the maximum value, and the duty solenoid valve DSL is set. , The speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 4 is controlled. Therefore, it is possible to avoid a shock caused by a sudden engagement of the forward clutch or the reverse clutch 23 or a sudden release of the lock-up clutch 16, and to prevent a sudden change in the behavior of the vehicle Ve. .
[0108]
Here, the correspondence between the functional means shown in FIG. 1 and the configuration of the first to fifth aspects of the present invention will be described. Step S1 corresponds to the function determining means of the present invention, and steps S4 and S6 correspond to the function determining means. Steps S5, S7, S8, and S9 correspond to the timing selecting means of the present invention. Explaining the correspondence between the configuration shown in FIGS. 2 to 5 and the configuration of the first to sixth aspects of the present invention, the engine 1 corresponds to the driving force source of the present invention, The transmission 4 corresponds to the transmission of the present invention, and the forward / reverse switching device 8 and the lock-up clutch 16 correspond to the torque capacity control device of the present invention.
[0109]
Further, the linear solenoid valve SLR corresponds to the first control valve of the present invention, the lock-up relay valve 165 and the clutch lock valve 103 correspond to the second control valve of the present invention, and the duty solenoid valve DSL corresponds to Oil passages 214 and 218 correspond to predetermined oil passages of the present invention, and torque converter 9 corresponds to a fluid transmission device of the present invention.
[0110]
Further, the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 4 corresponds to the power transmission state of the transmission of the present invention, and the power cannot be supplied to the linear solenoid valve SLR. Specifically, the power is supplied to the linear solenoid valve SLR. Is broken or the electromagnetic coil 202 itself is broken, which corresponds to a decrease in the function of the first control valve of the present invention. The hydraulic pressure acting on the lock-up clutch 16, the hydraulic pressure acting on the forward clutch 22, and the hydraulic pressure acting on the reverse brake 23 correspond to the torque capacity of the present invention.
[0111]
(Second control example)
In the hydraulic circuits shown in FIGS. 3 to 5, when the torque transmitted from the engine 1 to the input shaft 50 exceeds a predetermined value, the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLS is increased, and the clutch lock valve 103 is increased. Then, the hydraulic pressure acting on the port 162 is increased, and the spools 104 and 104A of the clutch lock valve 103 are controlled to the position (on position) where the spool 104 and 104A are operated upward in FIG. Then, the port 106 and the port 108 are communicated, and the port 107 and the port 108 are shut off. Here, since the oil pressure in the oil passage 138 is higher than the oil pressure in the oil passage 150, the torque capacity of the forward clutch or the reverse brake 23 increases, and the slip of the forward clutch or the reverse brake 23 is suppressed. .
[0112]
By the way, the oil passages 218 and 214 for transmitting the output oil pressure of the duty solenoid valve DSL to the linear solenoid valve SLR are connected by the clutch lock valve 103. Further, an oil passage 240 is connected via a lock-up relay valve 165 to an oil passage 213 for draining oil in the hydraulic chamber 212 of the primary pulley 24. Further, the hydraulic pressure output from the port 158 of the linear solenoid valve SLS is configured to also act on the port 178 of the lock-up relay valve 165.
[0113]
Therefore, when the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLS is increased as described above, the spool 166 of the lock-up relay valve 165 operates downward in FIG. 5, and the spool 166 moves to the position shown in the right half of FIG. Stop at Then, the oil passage 213 and the oil passage 240 are connected by the clutch lock valve 103. When the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS is increased as described above, the spool 104A of the clutch lock valve 103 is in the ON position, and the oil passage 218 and the oil passage 214 are connected.
[0114]
Here, if a short failure in which power is constantly supplied to the duty solenoid valve DSL occurs even though the linear solenoid valve SLR has not failed, the hydraulic pressure at the port 209 of the linear solenoid valve SLR rapidly increases. . Then, regardless of the signal for controlling the linear solenoid valve SLR, the spool 203 moves upward in FIG. 5, and the oil passage 211 and the oil passage 213 are connected. As a result, the oil in the first hydraulic chamber 212 of the primary pulley 24 is drained to the oil passage 240 via the oil passages 211 and 213 and the lock-up relay valve 165, and is suddenly transmitted by the belt type continuously variable transmission 4. Deceleration may occur.
[0115]
The second control example is a control example for dealing with such inconvenience, and the second control example will be described based on the flowchart of FIG. Note that the second control example is a control example corresponding to the fifth and sixth aspects of the present invention. First, it is determined whether or not the duty solenoid valve DSL is short-failing (step S11). If a positive determination is made in step S11, it is determined whether the torque input from the engine 1 to the input shaft 50 exceeds a predetermined torque (step S12). Here, the predetermined torque is a torque required to control the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS so as to switch the spool 104A of the clutch lock valve 103 to the ON position.
[0116]
If the determination in step S12 is affirmative, control to decrease the opening of the electronic throttle valve of the engine 1 to reduce the engine torque is executed, and control to decrease the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS is executed. Then (step S13), the control routine ends. As described above, when the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS is decreased, the oil pressure of the port 162 of the clutch lock valve 103 decreases, and the spool 104A operates downward in FIG. The position is switched to the half position (off position).
[0117]
In this manner, when the oil passage 218 and the oil passage 214 are blocked by the land portion 116, even if the duty solenoid valve DSL is short-circuited, the oil pressure acting on the port 209 of the linear solenoid valve SLR is prevented from increasing. it can. Therefore, it is possible to prevent the oil in the first hydraulic chamber 212 of the primary pulley 24 from being drained, and it is possible to avoid a shock due to sudden deceleration and a slip of the wheels 2.
[0118]
If the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS is decreased in step S13, the oil pressure of the port 178 of the lock-up relay valve 165 is decreased, and the spool 166 moves upward in FIG. The position is switched to the position (ON position) indicated by. Then, oil passage 184 is communicated with oil passage 240, and the oil in second hydraulic chamber 73 is drained to oil passage 3240 via oil passage 184, and the engagement pressure of lock-up relay valve 16 sharply increases. , Shock may occur.
[0119]
Therefore, in step S13, the control is performed so that the linear solenoid valve SLU is de-energized and the output oil pressure of the linear solenoid valve SLU is set to the maximum value. Then, the hydraulic pressure acting on the port 239 of the lock-up control valve 230 increases, the spool 231 moves upward in FIG. 4, and the communication area between the port 237 and the port 238 increases. As a result, the hydraulic pressure of the oil passage 138 acts on the second hydraulic chamber 73 via the oil passages 240 and 184, so that the sudden engagement of the lock-up clutch 16 can be suppressed. Therefore, occurrence of a shock can be prevented.
[0120]
If a negative determination is made in step S12, it is determined whether the actual accelerator opening is equal to or less than a predetermined accelerator opening (step S14). Here, the predetermined accelerator opening is an accelerator opening at which it is necessary to output a hydraulic pressure from the linear solenoid valve SLS to switch the spool 104A of the clutch lock valve 103 to the ON position. If the determination in step S14 is affirmative, the "control for reducing the opening degree of the electronic throttle valve to reduce the engine torque" is released, and the "output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLU is reduced to the maximum pressure. Is released (step S15), and the control routine ends.
[0121]
If a negative determination is made in step S14, the control routine ends. Further, if a negative determination is made in step S11, the control routine is terminated. If a negative determination is made in step S11, for example, control to increase the hydraulic pressure transmitted from the linear solenoid valve SLS to the port 162 of the clutch lock valve 103 to allow the oil passage 218 to communicate with the oil passage 214 is permitted. You.
[0122]
Here, the correspondence between the functional means described in the second control example and the configuration of the invention according to claims 6 and 7 will be described. From the linear solenoid valve SLS to the port 162 of the clutch lock valve 103, By controlling the transmitted hydraulic pressure based on the torque transmitted from the engine 1 to the input shaft 50, the hydraulic pressure supplied to the forward clutch or the reverse brake 23 via the oil passage 130 is controlled, The function of controlling the torque capacity of the forward clutch or the reverse brake 23 corresponds to the torque capacity control means of the present invention. This torque capacity control means is not shown in FIG.
[0123]
Further, when the linear solenoid valve SLR has a disconnection failure, the output oil pressure of the linear solenoid valve SLS is increased to switch the spool 104A of the clutch lock valve 103 to the ON position, thereby allowing the oil passage 218 and the oil passage 214 to communicate with each other. By increasing the hydraulic pressure transmitted from the duty solenoid valve DSL to the port 209 of the linear solenoid valve SLR, the amount of oil supplied to the first hydraulic chamber 212 of the primary pulley 24 via the linear solenoid valve SLR, and The function of adjusting the amount of oil drained from one hydraulic chamber 212 via the linear solenoid valve SLR corresponds to the oil amount adjusting means of the present invention. This oil amount adjusting means is not shown in FIG.
[0124]
Further, steps S11 and S12 correspond to the function determining means of the present invention, and a control routine is performed in which a positive determination is made in step S11 and the process proceeds from step S12 to step S13, and a negative determination is made in step S11. The processing permitted when ending is equivalent to the hydraulic pressure selection means of the present invention.
[0125]
Furthermore, the engine 1 corresponds to the driving force source according to the inventions of claims 6 and 7, and the forward clutch and the reverse brake 23 correspond to the torque capacity control device according to the inventions of claim 6 and claim 7. The belt-type continuously variable transmission 4 corresponds to the transmission according to the sixth and seventh aspects of the invention, and the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 4 is the transmission according to the sixth and seventh aspects. The linear solenoid valve SLR corresponds to the first control valve according to the sixth and seventh aspects of the present invention.
[0126]
Further, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber B1 and the hydraulic pressure in the hydraulic chamber C1, the engagement pressure of the forward clutch and the engagement pressure of the reverse brake 23 are determined by the torque capacity of the torque capacity control device according to the sixth and seventh aspects of the invention. The clutch lock valve 103 corresponds to the second control valve according to the sixth and seventh aspects of the invention, and the duty solenoid valve DSL corresponds to the third control valve according to the sixth and seventh aspects. The oil passages 218 and 214 correspond to the oil passages according to claims 6 and 7, and the linear solenoid valve SLS corresponds to the fourth control valve according to claims 6 and 7. The disconnection failure of the linear solenoid valve SLR corresponds to "the case where the function of the first control valve is reduced" in the sixth and seventh aspects of the invention.
[0127]
Furthermore, the function of the third control valve according to the sixth and seventh aspects of the present invention is determined based on whether the duty solenoid valve DSL is short-failed, and the low hydraulic pressure output from the linear solenoid valve SLS is determined. The high oil pressure output from the linear solenoid valve SLS corresponds to the "oil pressure at which the oil passage is shut off" of the inventions of the sixth and seventh inventions. It corresponds to "communicated hydraulic pressure". Further, the case where the duty solenoid valve DSL is short-failed corresponds to the case where the function of the third control valve according to the sixth and seventh aspects of the invention is reduced.
[0128]
(Third control example)
In the hydraulic circuits shown in FIGS. 3 to 5 described above, by controlling the hydraulic pressure transmitted from the linear solenoid valve SLS to the port 162 of the clutch lock valve 103 to control the operation of the spool 104A, the oil passage 214 It is configured to communicate with or block the oil passage 218. The linear solenoid valve SLS is a normally open type linear solenoid valve. Therefore, when a failure in which power cannot be supplied to the linear solenoid valve SLS, that is, a disconnection failure occurs, the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLS becomes maximum, and the hydraulic pressure transmitted from the linear solenoid valve SLS to the port 162 of the clutch lock valve 103. And the spool 104 stops at the ON position. As a result, the oil passage 218 and the oil passage 214 are communicated.
[0129]
As described above, when the output hydraulic pressure of the duty solenoid valve DSL is increased at the time when the oil passage 218 and the oil passage 214 communicate with each other, the output hydraulic pressure of the duty solenoid valve DSL increases linearly via the oil passages 218 and 214. The force transmitted to the port 209 of the solenoid valve SLR to move the spool 203 upward in FIG. 5 increases. Then, the oil in the hydraulic chamber 212 of the primary pulley 24 is drained via the oil passages 211 and 213 irrespective of the power supply control to the linear solenoid valve SLR, and the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 4 sharply increases. And could cause a shock.
[0130]
By the way, at the time of the disconnection failure of the linear solenoid valve SLR, the clutch lock valve 103 is turned on, the lock-up relay valve 165 is turned off, and the output oil pressure of the linear solenoid valve SLU is controlled in the same manner as described above. By controlling the output oil pressure of the clutch control valve 230, the oil pressure transmitted from the oil passage 213 to the port 208 is adjusted, and a force is generated to press the spool 203 of the linear solenoid valve SLR upward in FIG. The shift control of the belt-type continuously variable transmission 4 can also be performed.
[0131]
However, when the linear solenoid valve SLS breaks and the torque transmitted to the belt-type continuously variable transmission 4 increases, the hydraulic pressure required to adjust the groove width of the primary pulley 24 is reduced by the control of the linear solenoid valve SLU. Beyond the achievable hydraulic range. As a result, the speed control of the belt-type continuously variable transmission 4 may be inappropriate.
[0132]
The third control example is a control example for avoiding a problem when the linear solenoid valve SLS has a disconnection failure, and the third control example will be described based on a flowchart shown in FIG. Note that the third control example corresponds to claims 8 and 9.
[0133]
First, it is determined whether or not the linear solenoid valve SLS has failed (step S21). If the determination in step S21 is affirmative, it is determined whether or not the duty solenoid valve DSL is on (the energization ratio is 100%) (step S22). That the determination in step S22 is affirmative means that the output hydraulic pressure of the duty solenoid valve DSL is high, the output hydraulic pressure is transmitted to the port 170 of the lock-up relay valve 165, and the spool 166 stops at the ON position and Means that That is, the oil pressure in oil passage 240 is transmitted to second hydraulic chamber 173 via oil passage 184, and the oil pressure in oil passage 179 is transmitted to first hydraulic chamber 172 via oil passage 183. I have. Here, since the oil pressure in the oil passage 179 is higher than the oil pressure in the oil passage 240, the lock-up clutch 16 is engaged.
[0134]
Therefore, if the determination is affirmative in step S22, the duty solenoid valve DSL is turned off, and the output oil pressure of the duty solenoid valve DSL is reduced (step S23). Then, the hydraulic pressure of the port 170 of the lock-up relay valve 165 decreases, the spool 166 moves downward in FIG. 5, and the spool 166 stops at the off position. Then, the oil passage 179 and the oil passage 184 communicate with each other, the oil pressure in the oil passage 179 is transmitted to the second hydraulic chamber 73, and the oil passage 180A and the oil passage 183 communicate with each other, so that the oil passage 180A Is transmitted to the first hydraulic chamber 72. Here, an orifice (not shown) is provided in oil passage 180A, and the oil pressure flowing into oil passage 180A from oil passage 102 is lower than the oil pressure in oil passage 102. Since the oil pressure transmitted to 179 is higher than the oil pressure in oil passage 180A, lock-up clutch 16 is released.
[0135]
Following step S23, control to increase the torque capacity of the lock-up clutch 16 is prohibited, and control to increase the output oil pressure of the duty solenoid valve DSL is prohibited (step S24), and this control routine is ended. On the other hand, if a negative determination is made in step S22, that is, if the lock-up clutch 16 is released, the process proceeds to step S24. On the other hand, when the shift of the belt-type continuously variable transmission 4 is controlled by the linear solenoid valve SLU instead of the duty solenoid valve DSL, the output oil pressure of the linear solenoid valve SLU is fixed to zero megapascal in step S24. If a negative determination is made in step S21, the control routine ends.
[0136]
As described above, according to the control example of FIG. 7, when the linear solenoid valve SLS is disconnected and the oil passage 218 and the oil passage 214 are in communication with each other, the output hydraulic pressure of the duty solenoid valve DSL becomes low. Controlled. For this reason, it is possible to prevent the spool 203 from operating irrespective of the power supply control to the linear solenoid valve SLR. Therefore, it is possible to avoid "the oil in the first hydraulic chamber 212 is drained, and the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 4 suddenly increases to cause a shock." Further, if the output oil pressure of the linear solenoid valve SLU is fixed to zero megapascal, it is possible to prevent the oil in the oil passage 152 from flowing into the port 208 of the linear solenoid valve SLR via the oil passage 240 and the oil passage 213. . Therefore, it is possible to prevent inappropriate gear shift control of the belt-type continuously variable transmission 4.
[0137]
Here, the correspondence between the functional means shown in FIG. 7 and the inventions of claims 8 and 9 will be described. Step S21 corresponds to the function determination means of the inventions of claims 8 and 9; S23 and S24 correspond to the hydraulic control means of the inventions of claims 8 and 9. Further, the engine 1 corresponds to the driving force source according to the inventions of claims 8 and 9, and the belt-type continuously variable transmission 4 corresponds to the transmission of the inventions of claims 8 and 9, and the belt-type continuously variable transmission 4 corresponds to the power transmission state of the transmission according to the eighth and ninth inventions, the linear solenoid valve SLR corresponds to the first control valve according to the eighth and ninth inventions, and the manual valve 117 The hydraulic chambers B1 and C1 and the forward / reverse switching device 8 correspond to predetermined control objects of the inventions of claims 8 and 9.
[0138]
The switching states of the hydraulic pressure transmitted to the manual valve 117 and the hydraulic chambers B1 and C1 of the forward / reverse switching device 8 and the supply path of the oil to the manual valve 117 and the forward / backward switching device 8 are claimed in claims 8 and 9. And whether or not the linear solenoid valve SLS has a disconnection failure corresponds to the function of the third control valve according to the inventions of claims 8 and 9, and the clutch lock valve 103 corresponds to And the linear solenoid valve SLS corresponds to the third control valve of the invention of claims 8 and 9, and the duty solenoid valve DSL corresponds to the invention of claims 8 and 9. The oil passages 214 and 218 correspond to the oil passages according to the eighth and ninth aspects of the present invention, and the lock-up clutch 16 corresponds to the fourth control valve. Corresponds to the torque capacity control device of the invention beauty 9, the lock-up relay valve 165 corresponds to the fifth control valve of the invention of claim 8 and 9.
[0139]
(Fourth control example)
In the case of transmitting the engine torque to the wheels 2 in the power train shown in FIG. 2, the forward clutch 22 or the reverse clutch 22 is driven so that the slip amount of the belt 28 in the belt-type continuously variable transmission 4 becomes equal to or less than a predetermined amount. It is possible to control the relationship between the torque capacity of the brake 23 and the torque capacity of the belt-type continuously variable transmission 4. An example of control that can be executed by the hydraulic circuits of FIGS. 3 to 5 when such control is performed will be described with reference to the flowchart of FIG.
[0140]
First, it is determined whether or not the above-described clutch mode has been selected (step S31). If a positive determination is made in step S31, it is determined whether a forward position or a reverse position is selected (step S32). If a positive determination is made in step S32, it is determined whether the engagement of the forward clutch 22 or the reverse brake 23 has been completed (step S33).
[0141]
If a negative determination is made in step S33, garage shift hydraulic control is performed (step S34), and this control routine ends. The processing performed in step S34 is represented by the following equation.
Pd = F (Pclt)
Pclt = Pcltndr
Here, Pd is the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 200 of the secondary pulley 27, and Pclt is the hydraulic pressure in the hydraulic chamber C1 of the forward clutch 22 or the hydraulic pressure in the hydraulic chamber B1 of the reverse clutch 23. F is a function for suppressing slippage of the belt 28, and Pcltndr is a hydraulic pressure lower than a hydraulic pressure corresponding to the torque transmitted from the engine 1 to the forward / reverse switching device 8.
[0142]
On the other hand, if a positive determination is made in step S33, a clutch pressure instruction according to the input torque is performed (step S35), and this control routine ends. Here, the input torque is the torque transmitted from the engine 1 to the forward / reverse switching device 8, and the clutch pressure is the hydraulic pressure in the hydraulic chamber C1 of the forward clutch 22 or the hydraulic pressure in the hydraulic chamber B1 of the reverse clutch 23. Hydraulic. The processing performed in step S35 is represented by the following equation.
Pd = F (Pclt)
Pclt = K * Tt
Here, K is a constant, and Tt is a turbine torque, specifically, a torque transmitted from the engine 1 to the shaft 50. That is, Pclt calculated in step S35 is a hydraulic pressure that can suppress occurrence of slippage in the forward clutch 22 or the reverse brake 23 when torque is transmitted from the engine 1 to the shaft 50, and is calculated in step S35. Pclt calculated in step S34 is lower than Pclt performed.
[0143]
On the other hand, if a negative determination is made in step S32, the clutch instruction pressure is set to zero megapascal (step S36), and this control routine ends. A negative determination in step S31 means that the mode has been switched from the clutch mode to the belt mode. Therefore, if a negative determination is made in step S31, then in step S37
Pd = belt clamping pressure instruction
Is performed, and the control routine ends. That is, when the belt mode is selected, the torque capacity of the forward / reverse switching device 8 is increased. Therefore, in step S37, Pd is controlled in accordance with the increase in the torque capacity of the forward / reverse switching device 8. Here, Pd calculated in step S35 is higher than Pd calculated in step S37.
[0144]
As described above, according to the control example of FIG. 8, the belt mode is selected and the lock-up clutch is selected when the clutch mode is selected and the engagement of the forward clutch 22 or the reverse brake is completed. Until the engagement of the clutch 16 starts, the clamping force applied to the belt 28 of the belt-type continuously variable transmission 4 does not need to be controlled to the maximum. For this reason, when at least one of the oil pumps 82 and 83 is configured to be driven by the engine 1, a reduction in fuel efficiency can be suppressed.
[0145]
Further, the inventions of claims 1 to 9 are also applicable to a hydraulic control device (not shown) configured to control the torque capacity of the transmission by the first control valve. In this case, the torque capacity of the transmission corresponds to the power transmission state of the transmission. Further, the invention of claims 1 to 9 can be used for controlling a continuously variable transmission other than the belt type continuously variable transmission, for example, a vehicle having a toroidal type continuously variable transmission. Furthermore, the inventions of claims 1 to 3 or the inventions of claims 8 and 9 can be used for controlling a vehicle having a fluid transmission device other than the torque converter, for example, a fluid transmission device having no torque amplification function. It is.
[0146]
In addition, the function determining means described in the claims is replaced with a function determining device or a function determining controller, the torque capacity determining means is replaced with a torque capacity determining device or a torque capacity determining controller, and the timing selecting means is replaced. , Read as a timing determiner or a controller for timing determination, read the torque capacity control means as a torque capacity controller or a controller for torque capacity control, read the oil amount adjustment means as an oil amount adjuster or an oil amount adjustment controller, The hydraulic pressure selection means may be read as a hydraulic pressure selector or a hydraulic pressure selection controller, and the transmission control device may be read as a transmission hydraulic pressure control device or a drive train control device. When such replacement is performed, the electronic control unit 34 illustrated in FIG. 2 corresponds to each device or each controller.
[0147]
Further, the function determining means described in the claims is replaced with a function determining step, the torque capacity determining means is replaced with a torque capacity determining step, the timing selecting means is replaced with a timing determining step, and the torque capacity controlling means is replaced. Is read as the torque capacity control step, the oil amount adjusting means is read as the oil amount adjusting step, the oil pressure selecting means is read as the oil pressure selecting step, and the transmission control device is the transmission control method or the transmission It can also be read as a hydraulic control method or a drive train control method. Further, the torque capacity described in the claims includes an engagement pressure, an engagement hydraulic pressure, and an engagement state. The engaged state includes engagement (complete engagement), slip, and release (complete release). Further, the torque capacity control device of the present invention includes a friction clutch, an electromagnetic clutch, a fluid clutch, and the like. Therefore, an actuator other than the hydraulic control device can be used as the actuator for controlling the torque capacity of the torque capacity control device.
[0148]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the present invention, in the case where the function of the first control valve is reduced and the oil coming from the third control valve is supplied to the first control valve, the "torque capacity control It is possible to suppress "inadvertent change in the behavior of the vehicle due to a change in the torque capacity of the device.
[0149]
According to the second aspect of the invention, in addition to the same effect as that of the first aspect of the invention, the timing at which the oil from the third control valve is supplied to the first control valve is set to the torque capacity of the lock-up clutch. You can choose based on: Therefore, it is possible to avoid a shock caused by a sudden change in the torque capacity of the lock-up clutch.
[0150]
According to the third aspect of the present invention, in addition to obtaining the same effect as the second aspect of the present invention, after the reduction of the torque capacity of the lock-up clutch is completed, the oil discharged from the third control valve is controlled by the first control. Can supply to valve. Therefore, it is possible to avoid a shock in which the lock-up clutch is suddenly released.
[0151]
According to the fourth aspect of the invention, in addition to obtaining the same effect as the first aspect of the invention, the timing of supplying the oil from the third control valve to the first control valve is determined by the torque of the forward / reverse switching device. You can select based on capacity. Therefore, it is possible to avoid a shock caused by a sudden change in the torque capacity of the forward / reverse switching device.
[0152]
According to the fifth aspect of the present invention, in addition to obtaining the same effects as the fourth aspect of the present invention, after the increase in the torque capacity of the forward / reverse switching device is completed, the oil discharged from the third control valve is discharged to the first control valve. Supply to control valve. Therefore, the shock accompanying the engagement of the forward / reverse switching device can be suppressed.
[0153]
According to the invention of claim 6, if the oil passage connecting the third control valve and the first control valve is in communication, the first control valve passes from the third control valve via the oil passage. The amount of oil supplied to the transmission via the first control valve and the amount of oil discharged from the transmission via the first control valve are adjusted by controlling the hydraulic pressure acting on the transmission. Thus, the power transmission state of the transmission can be controlled. Further, the function of the third control valve is determined, and the oil passage is shut off or opened based on the determination result. Therefore, when the function of the third control valve is degraded, "the hydraulic pressure transmitted from the third control valve to the first control valve is increased, and the power transmission state of the transmission changes abruptly. Inadvertently changing the behavior of the vehicle "can be suppressed.
[0154]
According to the invention of claim 7, in addition to obtaining the same effect as the invention of claim 6, the output torque of the driving force source is equal to or more than a predetermined value, and the function of the third control valve is reduced. If so, the output torque of the driving force source is reduced, and the oil passage connecting the third control valve and the first control valve is shut off. Therefore, the hydraulic pressure supplied to the torque capacity control device via the second control valve is easily adapted to the output torque of the driving force source.
[0155]
According to the invention of claim 8 or 9, the output hydraulic pressure of the fourth control valve can be controlled based on the function of the third control valve. For this reason, even if the function of the third control valve is reduced and the second control valve is operated, and the oil passage from the fourth control valve to the first control valve is connected, the "fourth control valve" The output hydraulic pressure of the valve is transmitted to the first control valve, so that a sudden change in the power transmission state of the transmission irrespective of the function of the first control valve and a shock occurs can be avoided.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a flowchart showing a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a conceptual diagram showing a power train and a control system of a vehicle to which the present invention is applied.
FIG. 3 is a diagram showing a specific example of the hydraulic control device shown in FIG. 2;
FIG. 4 is a diagram showing a specific example of the hydraulic control device shown in FIG. 2;
FIG. 5 is a diagram illustrating a specific example of the hydraulic control device illustrated in FIG. 2;
FIG. 6 is a flowchart illustrating a second control example of the present invention.
FIG. 7 is a flowchart illustrating a third control example of the present invention.
FIG. 8 is a flowchart showing an example of control that can be executed by the systems of FIGS. 2 to 5;
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Engine, 4 ... Belt type continuously variable transmission, 8 ... Forward / reverse switching device, 9 ... Torque converter, 16 ... Lock-up clutch, 22 ... Forward clutch, 23 ... Reverse brake, 24 ... Primary pulley, 25 ... Secondary pulley Reference numeral 51: primary shaft, 55: secondary shaft, 103: clutch lock valve, 117: manual valve, 165: lock-up relay valve, 214, 218: oil passage, B1, C1: hydraulic chamber, DSL: duty solenoid valve, SLS ... Linear solenoid valve, SLR ... Linear solenoid valve, Ve ... Vehicle.

Claims

A transmission and a torque capacity control device are provided on the output side of the driving force source, and the transmission control device includes a first control valve for controlling a power transmission state of the transmission;
A second control valve for controlling the torque capacity of the torque capacity control device is provided, and when the function of the first control valve is reduced, the oil output from the third control valve is a predetermined oil. The first control valve is supplied to the first control valve via a passage so as to suppress a decrease in the function of the first control valve, and the second control valve is provided in the predetermined oil passage. Are connected,
Function determining means for determining the function of the first control valve;
Torque capacity determining means for determining the torque capacity of the torque capacity control device;
Time selecting means for selecting a time at which oil output from the third control valve is supplied to the first control valve via the predetermined oil passage based on a result of the determination by the torque capacity determining means; A control device for a transmission, comprising:

The transmission control device according to claim 1, wherein the torque capacity control device includes a lock-up clutch disposed in parallel with a fluid transmission.

The torque capacity determining means further has a function of determining whether the reduction of the torque capacity of the lock-up clutch has been completed,
The timing determining means supplies the oil coming out of the third control valve to the first control valve via the predetermined oil passage after the reduction of the torque capacity of the lock-up clutch is completed. The transmission control device according to claim 2, further comprising:

2. The transmission control device according to claim 1, wherein the torque capacity control device includes a forward / reverse switching device that switches a traveling direction of a vehicle equipped with the driving force source.

The torque capacity judging means further has a function of judging whether or not the increase of the torque capacity of the forward / reverse switching device has been completed, and the timing selecting means has a function of increasing the torque capacity of the forward / reverse switching device. The method according to claim 1, further comprising a function of supplying the oil output from the third control valve to the first control valve via the predetermined oil passage after the completion of the control. The control device for a transmission according to claim 4.

A transmission is provided on the output side of the driving force source via a torque capacity control device, a first control valve for controlling a power transmission state of the transmission, and a torque capacity of the torque capacity of the torque capacity control device. And a second control valve for controlling the control of the transmission,
An oil passage connecting the first control valve and the third control valve, and passing through the second control valve;
A torque capacity control unit that controls a torque capacity of the torque capacity control device by controlling a hydraulic pressure supplied from a fourth control valve to the second control valve based on a torque of the driving force source;
Opening the oil passage when the function of the first control valve is reduced, and controlling the hydraulic pressure acting on the first control valve from the third control valve via the oil passage. Oil amount adjusting means for adjusting the amount of oil supplied to the transmission via the first control valve and the amount of oil discharged from the transmission via the first control valve. ,
Function determining means for determining the function of the third control valve;
The hydraulic pressure supplied from the fourth control valve to the second control valve is reduced based on the result of the determination by the function determining means. And a hydraulic pressure selecting means for selecting any one of hydraulic pressures communicated by the second control valve.

The function determining means further has a function of determining whether the torque transmitted from the driving force source to the torque capacity control device exceeds a predetermined value,
The hydraulic pressure selecting unit is configured to control the drive when the torque capacity transmitted from the driving force source to the torque capacity control device exceeds a predetermined value and the function of the third control valve is reduced. A function of controlling the torque capacity transmitted from the power source to the torque capacity control device to be equal to or less than a predetermined value, and the oil path as the hydraulic pressure supplied from the fourth control valve to the second control valve, The transmission control device according to claim 6, further comprising a function of selecting a hydraulic pressure to be shut off by the second control valve.

A transmission is connected to the output side of the driving force source, and the transmission includes a first control valve for controlling a power transmission state of the transmission.
A second control valve for controlling a state of oil supplied to a predetermined control target, a third control valve for controlling the operation of the second control valve, and a communication / shutoff by the operation of the second control valve And an oil passage for transmitting the output oil pressure of the fourth control valve to the first control valve is provided,
Function determining means for determining the function of the third control valve;
A control device for a transmission, comprising: hydraulic control means for controlling the fourth control valve output hydraulic pressure based on the result of the determination by the function determining means.

A fifth capacity control device is provided on the output side of the driving force source, and operates according to the output oil pressure of the fourth control valve, and controls the torque capacity of the torque capacity control device. A valve is provided,
A function of controlling the output oil pressure of the fourth control valve so as to prohibit the control of increasing the torque capacity of the torque capacity control device from being performed by the fifth control valve. The control device for a transmission according to claim 8, further comprising: