JP2004324751A - ベルト式無段変速機の変速制御装置 - Google Patents
ベルト式無段変速機の変速制御装置 Download PDFInfo
- Publication number
- JP2004324751A JP2004324751A JP2003119358A JP2003119358A JP2004324751A JP 2004324751 A JP2004324751 A JP 2004324751A JP 2003119358 A JP2003119358 A JP 2003119358A JP 2003119358 A JP2003119358 A JP 2003119358A JP 2004324751 A JP2004324751 A JP 2004324751A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- pressure
- thrust
- clamp
- primary
- chamber
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Granted
Links
Images
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
- F16H61/662—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members
- F16H61/66272—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members characterised by means for controlling the torque transmitting capability of the gearing
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
- F16H61/662—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members
- F16H61/66272—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members characterised by means for controlling the torque transmitting capability of the gearing
- F16H2061/66277—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members characterised by means for controlling the torque transmitting capability of the gearing by optimising the clamping force exerted on the endless flexible member
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2342/00—Calibrating
- F16H2342/04—Calibrating engagement of friction elements
- F16H2342/044—Torque transmitting capability
Abstract
【課題】プライマリプーリ油圧とセカンダリプーリ油圧を独立に制御可能なベルト式無段変速機の変速油圧装置において、変速比が大きく変化する場合であっても高油圧を必要とすることなく、素早く変速を達成可能なベルト式無段変速機の変速油圧装置を提供すること。
【解決手段】プライマリプーリ油圧とセカンダリプーリ油圧を独立に制御可能なベルト式無段変速機の変速制御装置において、変速制御手段に、プライマリ側可動プーリの推力を演算するプライマリ推力演算部と、セカンダリ側可動プーリの推力を演算するセカンダリ推力演算部と、演算されたプライマリ推力とセカンダリ推力のうち、大きい方の推力を選択する推力選択部と、選択された推力を、クランプ室の受圧面積と選択された側のシリンダ室の受圧面積との和で除した値をクランプ室圧として設定するクランプ室圧設定部とを設けた。
【選択図】 図２
【解決手段】プライマリプーリ油圧とセカンダリプーリ油圧を独立に制御可能なベルト式無段変速機の変速制御装置において、変速制御手段に、プライマリ側可動プーリの推力を演算するプライマリ推力演算部と、セカンダリ側可動プーリの推力を演算するセカンダリ推力演算部と、演算されたプライマリ推力とセカンダリ推力のうち、大きい方の推力を選択する推力選択部と、選択された推力を、クランプ室の受圧面積と選択された側のシリンダ室の受圧面積との和で除した値をクランプ室圧として設定するクランプ室圧設定部とを設けた。
【選択図】 図２
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ベルト式無段変速機の変速油圧装置に関し、特にプライマリプーリ油圧とセカンダリプーリ油圧を独立に制御する変速油圧装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、自動変速機の変速油圧装置として、例えば特許文献１に記載の記述が知られている。この公報に記載の技術では、プライマリプーリ油圧制御用の制御弁と、セカンダリプーリ油圧制御用の制御弁の二つを備え、プライマリプーリの必要圧とセカンダリプーリの必要圧を独立に制御することができる。
【０００３】
【特許文献１】
特開２００１−３２９１６号公報（第６頁、左側中段参照）。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述の従来技術にあっては、下記に示す問題があった。すなわち、変速時に高めに設定する必要のあるプーリ側の油圧は、他方のプーリ圧をベースにし、それ以上の油圧にしなければ変速に必要な差推力がでない。ここで、プーリ比がオーバードライブ側からキックダウン等により最ｌｏｗ側に変速する場合を想定する。
【０００５】
図６（ａ）は従来技術におけるダウンシフト変速時におけるプライマリプーリ油圧とセカンダリプーリ油圧の変化を表すタイムチャートである。図６（ａ）に示すように、プーリ比がオーバードライブ状態にあるときは、プライマリプーリ油圧がセカンダリプーリ油圧よりも高い状態にある。このとき、アクセルが踏み込まれ、キックダウン変速指令が出力されるとベルト滑りが発生しないように、プライマリプーリ油圧がオーバードライブ状態よりも高い油圧に設定される。更に、セカンダリプーリ油圧は、変速を進行させるために高く設定されたプライマリプーリ油圧よりも更に高い油圧を設定し、差推力を確保することで、始めて最ｌｏｗ変速を達成することができる。よって、高油圧を発生可能なポンプが必要となり、また、ポンプロスも多くなるという問題があった。
【０００６】
本発明は、上述のような問題点に着目してなされたもので、プライマリプーリ油圧とセカンダリプーリ油圧を独立に制御可能なベルト式無段変速機の変速油圧装置において、変速比が大きく変化する場合であっても高油圧を必要とすることなく、素早く変速を達成可能なベルト式無段変速機の変速油圧装置を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載の発明では、プライマリプーリと、セカンダリプーリと、各プーリに掛け渡されたベルトとを備え、前記各プーリの溝幅を変更することで、無段階に変速可能なベルト式無段変速機であって、前記各プーリの溝幅を変更する可動プーリに推力を発生させる可動プーリピストン室を、ベルトのクランプ力発生用のクランプ室と、変速時における差推力発生用のシリンダ室とを有する二重ピストン構造とし、前記クランプ室の受圧面積をプライマリ側とセカンダリ側で同一とすると共に、前記各クランプ室を連通する連通路と、前記シリンダ室の油圧を調圧する変速用調圧弁と、油圧源と前記連通路との間に設けられ、クランプ室圧を調圧するクランプ用調圧弁と、検出された走行状態に応じて前記変速用調圧弁及び前記クランプ用調圧弁へ指令信号を出力し、所望の変速比を達成する変速制御手段と、を備えたベルト式無段変速機の変速制御装置において、前記変速制御手段に、前記プライマリ側可動プーリの推力を演算するプライマリ推力演算部と、前記セカンダリ側可動プーリの推力を演算するセカンダリ推力演算部と、演算されたプライマリ推力とセカンダリ推力のうち、大きい方の推力を選択する推力選択部と、選択された推力を、前記クランプ室の受圧面積と選択された側のシリンダ室の受圧面積との和で除した値を前記クランプ室圧として設定するクランプ室圧設定部と、を設けたことを特徴とする。
【０００８】
請求項２に記載の発明では、請求項１に記載のベルト式無段変速機の変速制御装置において、前記ベルト式無段変速機の出力トルクを検出する出力トルク検出手段と、検出された出力トルクから入力トルクを演算する入力トルク演算手段と、入力トルクを推定する入力トルク推定手段とを設け、前記クランプ室圧設定部は、演算された入力トルク演算値が、推定された入力トルク推定値を越えたときは、前記クランプ室圧を最大値に設定することを特徴とする。
【０００９】
請求項３に記載の発明では、請求項１に記載のベルト式無段変速機の変速制御装置において、前記連通路に油圧を検出する油圧検出手段を設け、前記クランプ室圧設定部は、検出された実クランプ室圧がクランプ室設定圧よりも所定値以上大きいときは、前記クランプ室圧を最大値に設定することを特徴とする。
【００１０】
請求項４に記載の発明では、請求項１ないし３に記載のベルト式無段変速機の変速制御装置において、実変速比を検出する実変速比検出手段と、検出された実変速比と目標変速比との偏差を演算し、演算された偏差に基づいてプライマリ推力とセカンダリ推力の差である差推力を算出する差推力算出手段と、を設け、前記変速制御手段は、変速指令が出力されたときは、前記クランプ室圧設定部により目標変速比到達時における推力に基づいてクランプ室圧を設定すると共に、算出された差推力を発生可能な差圧を前記シリンダ室により発生させることを特徴とする。
【００１１】
【発明の作用及び効果】
請求項１記載のベルト式無段変速機の変速制御装置にあっては、クランプ室とシリンダ室を有するダブルピストン構造としたことで、受圧面積を確保することが可能となり、低油圧で変速制御を達成することができる。また、本願発明では、油圧を設定する対象が、プライマリシリンダ室圧と、セカンダリシリンダ室圧と、クランプ室圧の３種類が存在する。クランプ室圧を設定する際、プライマリ側とセカンダリ側の推力を演算し、大きい方の推力をクランプ室の受圧面積とシリンダ室の受圧面積との和で除した値を設定することとした。
ここでクランプ室圧設定論理について説明する。ポンプの吐出圧を低くしつつ、変速比を維持するには、上記３種類の油圧のうちの最大値が最小となる油圧を設定する必要がある。
プライマリ必要推力をＦｚｐ、セカンダリ必要推力をＦｚｓとすると、それぞれ下記式により表される。
Ｆｚｐ＝Ｐｐ・Ａｓｆｔ＋Ｐｃｌ・Ａｃｌ
Ｆｚｓ＝Ｐｓ・Ａｓｆｔ＋Ｐｃｌ・Ａｃｌ
ここで、プライマリシリンダ室が有する推力をＹｐ、セカンダリシリンダ室が有する推力をＹｓ、クランプ室が有する推力をＸとし、Ｙについての方程式に変形すると、下記式により表される。
Ｙｐ＝Ｆｚｐ−Ｘ
Ｙｓ＝Ｆｚｓ−Ｘ
仮に、（プライマリ必要推力）＞（セカンダリ必要推力）の関係が得られているとする。図９はこの関係が得られている場合の、シリンダ室が有する推力と、クランプ室が有する推力との関係を表す図である。図９に示すように、それぞれの関係はクランプ室が有する推力が同一であるため、平行な二直線により表される。
小さい方の推力であるＦｚｓ（：セカンダリ必要推力）に着目した場合、セカンダリシリンダ室圧とクランプ室圧の油圧の最大値を極力小さくするには、（セカンダリシリンダ室圧）＝（クランプ室圧）＝Ｘｓとするのが最小となる（このポイントからＹを小さくするとＸｓが大きくなり、Ｘを小さくするとＹが大きくなる）。しかし、プライマリ必要推力が大きいため、プライマリシリンダ室の方がセカンダリシリンダ室よりも大きな油圧となり、３種類の油圧の最大値はプライマリシリンダ室圧の一つとなってしまう。よって、ポンプ吐出圧は、このプライマリシリンダ室圧以上を要求されることになってしまう。
一方、大きい方の推力であるＦｚｐ（：プライマリ必要推力）に着目した場合に、プライマリシリンダ室圧とクランプ室圧の油圧の最大値を極力小さくするには、（プライマリシリンダ室圧）＝（クランプ室圧）＝Ｘｐとするのが最小となる。このとき、プライマリシリンダ室の方がセカンダリシリンダ室よりも大きな関係が得られており、セカンダリシリンダ室の油圧は確実に低い値を取る。よって、３種類の油圧の最大値はプライマリシリンダ室とクランプ室圧の２つとなる。すなわち、３種類の油圧のうち、２種類が最大値をとることで、最大値を極力小さくする目的にかなっている。
よって、必要推力の大きい方を基準とし、シリンダ室とクランプ室との油圧を同一に設定することで、３種類の油圧の最大値を最小とすることができる。これにより、オイルポンプの負荷を軽減することが可能となり、低油圧で変速制御を達成することができると共に、エンジン負荷軽減による燃費向上を図ることができる。
【００１２】
請求項２記載のベルト式無段変速機の変速制御装置にあっては、入力トルク演算値が入力トルク推定値を越えたときは、クランプ室圧を最大値に設定することとした。すなわち、出力トルクに基づく入力トルク演算値が、他のパラメータ（例えばエンジン回転数やスロットル開度等）より推定された入力トルク推定値よりも大きいときは、出力軸側から異常なトルクが入力されている虞があると判断できる。このときは、クランプ室圧を最大値に設定することで、確実にベルト滑りを防止することができる。
【００１３】
請求項３記載のベルト式無段変速機の変速制御装置にあっては、実クランプ室圧を検出し、設定圧よりも実クランプ圧が所定値以上大きいときは、クランプ室圧を最大値に設定することとした。すなわち、プライマリ側及びセカンダリ側のクランプ室圧は、連通路を介して閉じた回路を構成しているため、油圧剛性が高い。このとき、大きな外乱が入力されると、ピーキーな油圧変化を発生する。この油圧変化を油圧検出手段により検出することで、出力軸側から異常なトルクが入力されている虞があると判断できる。このときは、クランプ室圧を最大値に設定することで、確実にベルト滑りを防止することができる。
【００１４】
請求項４記載のベルト式無段変速機の変速制御装置にあっては、目標変速比到達時における推力に基づいてクランプ室圧を設定すると共に、差推力を発生可能な差圧をシリンダ室により発生させることで、変速時におけるクランプ室の油量消費を極めて少なくしつつ、低い油圧でシリンダ室の差圧を確保することが可能となり、油の消費流量を従来のシングルピストンと同等にしつつ、素早い変速制御を達成することができる。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態について図面を用いて説明する。
【００１６】
（実施の形態１）
図１は実施の形態１におけるベルト式無段変速機３（以下ＣＶＴと記載する）を備えた自動変速機の制御系を表す図である。
【００１７】
１はトルクコンバータ、１ａはロックアップクラッチ、３はＣＶＴ、４は油圧コントロールバルブ、４ａはオイルポンプ、５はＣＶＴコントロールユニット、６はプライマリ回転数センサ、７はセカンダリ回転数センサ、８はアクセル開度センサ、９は油温センサ、５１は出力軸トルクを検出するトルクセンサである。
【００１８】
エンジン出力軸には回転伝達機構としてトルクコンバータ１が連結されるとともに、エンジンとＣＶＴ３を直結するロックアップクラッチ１ａが備えられている。トルクコンバータ１の出力軸１３は前後進切換機構２のリングギア２ａと連結されている。前後進切換機構２は、トルクコンバータ出力軸１３と連結したリングギア２ａ，ピニオンキャリア２ｂ，変速機入力軸１４と連結したサンギア２ｃからなる遊星歯車機構から構成されている。ピニオンキャリア２ｂには、変速機ケースにピニオンキャリア２ｂを固定する後進ブレーキ２ｅと、変速機入力軸１４とピニオンキャリア２ｂを一体に連結する前進クラッチ２ｄが設けられている。
【００１９】
変速機入力軸１４の端部にはＣＶＴ３のプライマリプーリ１０が設けられている。ＣＶＴ３は、上記プライマリプーリ１０とセカンダリプーリ４０と、プライマリプーリ１０の回転力をセカンダリプーリ４０に伝達するベルト１５等からなっている。プライマリプーリ１０は、変速機入力軸１４と一体に回転する固定プーリ１４ａと、固定プーリ１４ａに対向配置されてＶ字状プーリ溝を形成すると共にプライマリプーリシリンダ室２０及びプライマリクランプ室３０に作用する油圧によって変速機入力軸１４の軸方向に移動可能である可動プーリ１２からなっている。
【００２０】
セカンダリプーリ４０は、従動軸１６上に設けられている。セカンダリプーリ４０は、従動軸１６と一体に回転する固定プーリ１６ａと、固定プーリ１６ａに対向配置されてＶ字状プーリ溝を形成すると共にセカンダリプーリシリンダ室６０及びセカンダリクランプ室５０に作用する油圧によって従動軸１６の軸方向に移動可能である可動プーリ４２とからなっている。
【００２１】
ここで、プライマリプーリ１０及びセカンダリプーリ４０のピストン室構造について図２に基づいて説明する。プライマリプーリシリンダ室２０は、可動プーリ１２と可動プーリ１２の延長部１２ａと固定壁２１により区画された室である。延長部１２ａの内周部と固定壁２１の外周部は、シール２１ａを介してシールされているため、可動プーリ１２が軸方向に移動してもプライマリプーリシリンダ室２０は液密状態を維持している。
【００２２】
プライマリクランプ室３０は、固定壁２１，２２とピストン２４とで区画された室であり、ピストン２４の外径部は可動プーリ１２の延長部１２ａと当接する。また、ピストン２４はシール２４ａ，２４ｂによってプライマリクランプ室３０を液密状態に維持している。
【００２３】
同様に、セカンダリプーリシリンダ室６０は、可動プーリ４２と可動プーリ４２の延長部４２ａと固定壁４１により区画された室である。延長部４２ａの内周部と固定壁４１の外周部は、シール４１ａを介してシールされているため、可動プーリ４２が軸方向に移動してもセカンダリプーリシリンダ室６０は液密状態を維持している。
【００２４】
セカンダリクランプ室５０は、固定壁４１，４３とピストン４４とで区画された室であり、ピストン４４の外径部は可動プーリ４２の延長部４２ａと当接する。また、ピストン４４はシール４４ａ，４４ｂによってセカンダリクランプ室５０を液密状態に維持している。
【００２５】
尚、プライマリクランプ室３０とセカンダリクランプ室５０の受圧面積は等しく（断面積Ａｃｌ）しており、両室３０，５０は油路７０により連通している。また、プライマリプーリシリンダ室２０とセカンダリプーリシリンダ室６０の受圧面積も等しく（断面積Ａｓｆｔ）している。
【００２６】
従動軸１６には駆動ギアが固着されており、この駆動ギアはアイドラ軸に設けられたピニオン、ファイナルギア、差動装置を介して図外の車輪に至るドライブシャフトを駆動する。
【００２７】
上記のような動力伝達の際に、プライマリプーリ１０の可動プーリ１２及びセカンダリプーリ４０の可動プーリ４２を軸方向に移動させてベルト１５との接触位置半径を変えることにより、プライマリプーリ１０とセカンダリプーリ４０との間の回転比つまり変速比を変えることができる。このようなＶ字状のプーリ溝の幅を変化させる制御は、ＣＶＴコントロールユニット５を介してプライマリプーリシリンダ室２０，セカンダリプーリシリンダ室６０，プライマリクランプ室３０及びセカンダリクランプ室５０への油圧制御により行われる。
【００２８】
ＣＶＴコントロールユニット５には、スロットル開度センサ８からのスロットル開度ＴＶＯ、油温センサ９からの変速機内油温ｆ、プライマリ回転数センサ６からのプライマリ回転数Ｎｐｒｉ、セカンダリ回転数センサ７からのセカンダリ回転数Ｎｓｅｃ、トルクセンサ５１からの従動軸トルク等が入力される。この入力信号を元に制御信号を演算し、油圧コントロールバルブユニット４へ制御信号を出力する。
【００２９】
油圧コントロールバルブユニット４へは、ＣＶＴコントロールユニット５からの制御信号が入力され、この制御信号に基づいて油圧コントロールバルブユニット４内のソレノイドを駆動し、各シリンダ室及びクランプ室へ制御圧を供給することで変速制御を行う。
【００３０】
図３は実施の形態１におけるベルト式無段変速機の油圧回路を表す回路図である。
【００３１】
８４は油路８１から供給されたオイルポンプ４ａの吐出圧を、ライン圧として調圧するプレッシャレギュレータバルブである。油路８１には油路８２及び油路８３が連通されている。油路８２はプライマリプーリコントロールバルブ（以下、ＰＰ／Ｃ．Ｖと記載する）８６及びセカンダリプーリコントロールバルブ（以下、ＳＰ／Ｃ．Ｖと記載する）８８に接続されている。油路８３は信号圧の元圧を供給するパイロットバルブ８９に接続されている。
【００３２】
プレッシャレギュレータバルブ８４のリリーフ圧は、油路８１ａを介してプレッシャモディファイアバルブ９１へ供給される。プレッシャモディファイアバルブ９１は、パイロット圧を元圧とするライン圧ソレノイド１００からの信号圧により調圧され、油路８１ｂを介してプレッシャレギュレータバルブ８４の背圧として作用し、ライン圧を調圧する。
【００３３】
また、パイロットバルブ８９により調圧された油圧は、油路８３ａを介してプライマリプーリ側変速比例制御弁８５及びセカンダリプーリ側変速比例制御弁８７に供給される。
【００３４】
ここで、変速比例制御弁８５，８７の作動について説明する。基本的な作動はプライマリプーリ側及びセカンダリプーリ側とも同じであるため、プライマリプーリ側変速比例制御弁８５についてのみ説明する。
【００３５】
８５１はＣＶＴコントロールユニット５からの電流指令値に比例してスプール駆動軸８５１ａを作動するソレノイドである。８５２は油路を切り換えるスプールである。また、スプール８５２の図中下側であって、スプール駆動軸８５１ａと対向する方向に付勢するスプリング８５３が設けられている。スプール８５２を収装するシリンダには、パイロットバルブ８９からの信号圧が入力される入力ポート８５４と、ＰＰ／Ｃ．Ｖ８６へ油圧を供給する油路８３ｃと連通するポート８５５と、油路８３ｃのフィードバック圧が入力されるポート８５６と、ドレンポート８５７，８５８が設けられている。
【００３６】
スプール８５２には、ソレノイド８５１による下方への付勢力と、ポート８５６から供給されるフィードバック圧による下方への付勢力と、スプリング８５３による上方への付勢力のバランスによってドレン量が決定され、ＰＰ／Ｃ．Ｖ８６の背圧を決定する。
【００３７】
変速比例制御弁８５，８７により調圧された油圧は、油路８３ｃを介してＰＰ／Ｃ．Ｖ８６及びＳＰ／Ｃ．Ｖ８８の背圧として供給される。ＰＰ／Ｃ．Ｖ８６では、プレッシャレギュレータバルブ８４から供給されるライン圧を調圧し、プライマリプーリシリンダ室２０へ変速用の油圧を供給する。同様に、ＳＰ／Ｃ．Ｖ８８では、プレッシャレギュレータバルブ８４から供給されるライン圧を調圧し、セカンダリプーリシリンダ室６０へ変速用の油圧を供給する。
【００３８】
また、油路８２には、プライマリクランプ室３０とセカンダリクランプ室５０とを連通する油路７０が接続されている。また、油路８２と油路７０との間には、電子制御により作動するクランプ力設定用減圧弁９０が設けられている。これにより、ＣＶＴコントロールユニット５からの指令信号に基づいてライン圧を減圧し、プライマリプーリ１０及びセカンダリプーリ４０のクランプ圧として供給する。
【００３９】
（変速制御）
次に、プライマリプーリシリンダ室圧，セカンダリプーリシリンダ室圧，プライマリクランプ室及びセカンダリクランプ室の設定について説明する。図４は各シリンダ室及びクランプ室の圧力設定制御内容を表すフローチャートである。
【００４０】
ステップ１０１では、エンジン回転数、スロットル開度からエンジントルクＴｒｑを推定し、変速マップから目標変速比Ｉｐを読み込む。
【００４１】
ステップ１０２では、目標変速比におけるプライマリプーリ側有効ベルト巻き付き半径Ｒ１と、セカンダリプーリ側有効ベルト巻き付き半径Ｒ２を下記式より計算する。
Ｒ１＝ｆ（Ｉｐ，Ｌ，ａ）
ただし、ｆは変速比Ｉｐ、ベルト周長Ｌ、軸間距離ａをパラメータとするプライマリプーリ半径の関数である。
Ｒ２＝Ｉｐ・Ｒ１
【００４２】
ステップ１０３では、目標変速比Ｉｐにおけるプライマリ側及びセカンダリ側の両方の必要プーリ推力Ｆｚｐ，Ｆｚｓを推力バランス式に基づいて計算する。
【００４３】
ステップ１０４では、トルクセンサ値Ｔｒｑｓ、及び実変速比Ｉｐ０を読み込む。
【００４４】
ステップ１０５では、出力トルクであるトルクセンサ値Ｔｒｑｓの入力トルク換算値Ｔｒｑｓ／Ｉｐ０が入力トルク推定値Ｔｒｑの一定倍率Ｋ（例えば１．２〜１．５）以上になった場合には、出力軸側から異常なトルクが入力されていると判断してステップ１０８へ進み、ベルト滑り防止制御処理を実行する。尚、処理内容については後述する。それ以外のときは、ステップ１０６へ進む。
【００４５】
ステップ１０６では、ステップ１０３において計算した必要プーリ推力ＦｚｐがＦｚｓよりも大きいかどうかを判断し、大きいときはステップ１０６ａに進み、小さいときはステップ１０６ｂに進む。
ステップ１０６ａでは、Ｆｚｐを２重ピストンの受圧面積ＡｃｌとＡｓｆｔの和で割った値をクランプ油圧Ｐｃｌとして設定し、クランプ力設定用減圧弁９０により調圧する。
ステップ１０６ｂでは、Ｆｚｓを２重ピストンの受圧面積ＡｃｌとＡｓｆｔの和で割った値をクランプ油圧Ｐｃｌとして設定し、クランプ力設定用減圧弁９０により調圧する。
【００４６】
ステップ１０７では、プライマリプーリシリンダ室２０の油圧Ｐｐｓｉｆと、セカンダリプーリシリンダ室６０の油圧Ｐｓｓｉｆは、図６に示す差推力マップから決定してオープン制御する。そして、目標変速比Ｉｐと実変速比Ｉｐ０の偏差が所定値以内となったら、目標変速比Ｉｐと実変速比Ｉｐ０の偏差に基づくＰＩＤ制御を実行する。
【００４７】
（ベルト滑り防止制御処理）
【００４８】
ステップ１０８では、ベルト滑り防止制御に進んだ時点のプライマリプーリシリンダ室２０の油圧Ｐｐｓｉｆと、セカンダリプーリシリンダ室６０の油圧Ｐｓｓｉｆを維持することで変速比を維持する。
【００４９】
ステップ１０９では、プライマリクランプ室３０及びセカンダリクランプ室５０の油圧をクランプ力設定用減圧弁９０により最大ににセットすると共に、ライン圧ソレノイド１００に対し、最大圧指令を出力してライン圧を最大にする。
【００５０】
このように、出力軸側からの異常なトルク入力によりベルト滑りの虞があるときには、プライマリプーリシリンダ室２０及びセカンダリプーリシリンダ室６０の油圧を維持し、プーリクランプ圧のみ最大とすることで、確実にベルト滑りを防止することができる。尚、プーリクランプ圧を最大にしつつ、プライマリプーリシリンダ室２０及びセカンダリプーリシリンダ室６０の油圧を変速比が変化しないように高めてもよいことは言うまでもない。
【００５１】
（クランプ室圧設定論理）
次に、クランプ室圧の設定について説明する。本実施の形態では、プライマリクランプ室３０とセカンダリクランプ室５０の受圧面積は等しく（断面積Ａｃｌ）しており、両室３０，５０は油路７０により連通している。また、プライマリプーリシリンダ室２０とセカンダリプーリシリンダ室６０の受圧面積も等しく（断面積Ａｓｆｔ）している。
【００５２】
まず、プライマリ側の可動プーリ１２に要求される必要推力をＦｚｐ、セカンダリ側の可動プーリ４２に要求される必要推力をＦｚｓとする。プライマリクランプ室圧３０及びセカンダリクランプ室５０に入力される油圧をＰｃｌとする。プライマリプーリシリンダ室２０に入力される油圧をＰｐ、セカンダリプーリシリンダ室６０に入力される油圧をＰｓとすると、必要推力は、下記式により表される。
Ｆｚｐ＝Ｐｐ・Ａｓｆｔ＋Ｐｃｌ・Ａｃｌ
Ｆｚｓ＝Ｐｓ・Ａｓｆｔ＋Ｐｃｌ・Ａｃｌ
【００５３】
ここで、Ａｓｆｔ，Ａｃｌは固定値であり、パラメータ（設定される油圧）はＰｐ，Ｐｓ，Ｐｃｌの３種類である。ポンプの吐出圧を低くしつつ、変速比を維持するには、この３種類の油圧のうちの最大値が最小となる油圧を設定する必要がある。Ｐｃｌは、どちらの必要推力にも同じ力がかかるため、差推力を決定している要素はＰｐ，Ｐｓとなる。
ここで、上記式を変形し、Ｐｐ・Ａｓｆｔ＝Ｙｐ，Ｐｓ・Ａｓｆｔ＝Ｙｓ，Ｐｃｌ・Ａｃｌ＝Ｘとし、ＹをＸの関数と見なすと下記式により表される。
Ｙｐ＝−Ｘ＋Ｆｚｐ
Ｙｓ＝−Ｘ＋Ｆｚｓ
【００５４】
仮に、Ｆｚｐ＞Ｆｚｓの関係が得られているとする。図９はこのＸとＹの関係を表す図である。小さい方の推力であるＦｚｓに着目した場合、ＰｓとＰｃｌの油圧の最大値を極力小さくするには、Ｐｓ＝Ｐｃｌとするのが最小となる。このときのＸをＸｓとすると、図９から明らかなように、Ｐｐ＞Ｐｓであるため、３種類の油圧の最大値はプライマリシリンダ室圧Ｐｐ一つとなってしまう。
【００５５】
一方、大きい方の推力であるＦｚｐに着目した場合に、ＰｐとＰｃｌの油圧の最大値を極力小さくするには、Ｐｐ＝Ｐｃｌとするのが最小となる。このときのＸをＸｐとすると、図９から明らかなように、Ｐｐ＞Ｐｓの関係が得られており、セカンダリシリンダ室圧ＰｓはＸｐより小さいため、３種類の油圧の最大値はＰｐとＰｃｌの２つとなる。すなわち、３種類の油圧のうち、２種類が最大値をとることで、最大値を極力小さくする目的にかなっている。よって、Ｐｃｌは下記式により算出されることとなる。
Ｐｃｌ＝Ｆｚｐ／（Ａｓｆｔ＋Ａｃｌ）
同様に、Ｆｚｐ＜Ｆｚｓの関係が得られているときは、下記式より算出される。
Ｐｃｌ＝Ｆｚｓ／（Ａｓｆｔ＋Ａｃｌ）
【００５６】
すなわち、必要推力の大きい方を基準とし、シリンダ室とクランプ室との油圧を同一に設定することで、３種類の油圧の最大値を最小とすることができる。これにより、オイルポンプの負荷を軽減することが可能となり、燃費向上を図ることができる。
【００５７】
次に、変速指令が出力されたときは、目標変速比到達後の必要推力を演算し、この推力に応じたクランプ圧を設定する。同時に、変速に必要な差推力を差推力マップより算出し、プライマリプーリシリンダ室圧とセカンダリプーリシリンダ室圧をＰＩＤ制御によって制御することで、低い油圧で変速を達成できるものである。
【００５８】
図６は従来技術と本実施の形態における、変速時のプライマリプーリ油圧とセカンダリプーリ油圧の変化を表す図である。図６（ａ）は、プライマリプーリ油圧とセカンダリプーリ油圧を一つの油圧室で行っている場合の油圧の変化であり、図６（ｂ）は本実施の形態のクランプ室を設けたダブルピストンで行っている場合の油圧の変化である。
【００５９】
図６（ａ）に示すように、オーバードライブ状態から最ｌｏｗ状態へ、一つの油圧室で変速を行う場合、受圧面積が小さいため、クランプ圧を確保しつつ、差推力を発生させるべくセカンダリプーリ油圧をかなり高圧にする必要がある。これに対し、図６（ｂ）に示すように、クランプ室を別途設けることで、受圧面積を確保することが可能となる。また、クランプ圧を上述したクランプ圧設定ロジックに基づいて設定することで、低い油圧で推力を確保することができる。
【００６０】
以上説明したように、実施の形態１における無段変速機の変速制御装置にあっては、クランプ室３０，５０とシリンダ室２０，６０を有するダブルピストン構造としたことで、受圧面積を確保することが可能となり、低油圧で変速制御を達成することができる。また、クランプ室圧Ｐｃｌを設定する際、プライマリ側とセカンダリ側の推力を演算し、大きい方の推力をクランプ室の受圧面積Ａｃｌとシリンダ室の受圧面積Ａｓｆｔとの和で除した値を設定することで、各油圧Ｐｐ，Ｐｓ，Ｐｃｌの最大値が最小となる値を設定することが可能となり、低油圧で変速制御を達成することができる（請求項１に対応）。
【００６１】
また、入力トルク換算値Ｔｒｑｓが入力トルク推定値ＴｒｑのＫ倍（例えば１．２〜１．５）を越えたときは、クランプ室圧Ｐｃｌを最大値に設定することで、異常なトルク入力があった場合にも確実にベルト滑りを防止することができる（請求項２に対応）。
【００６２】
また、目標変速比到達時における推力に基づいてクランプ室圧Ｐｃｌを設定すると共に、差推力を発生可能な差圧をシリンダ室２０，６０により発生させることで、変速時におけるクランプ室３０，５０の油量消費を極めて少なくしつつ、低い油圧でシリンダ室２０，６０の差圧を確保することが可能となり、油の消費流量を従来のシングルピストンと同等にしつつ、素早い変速制御を達成することができる（請求項４に対応）。
【００６３】
（実施の形態２）
次に、実施の形態２について説明する。基本的な構成は実施の形態１と同様であるため異なる点についてのみ説明する。図７は実施の形態２の構成を表す油圧回路図である。プライマリクランプ室３０及びセカンダリクランプ室５０を連通する油路７０には、実クランプ圧Ｐｃｌを検出する油圧センサ７１が設けられている。
【００６４】
図８は実施の形態２における各シリンダ室の圧力設定制御内容を表すフローチャートである。
【００６５】
ステップ２０１では、エンジン回転数、スロットル開度からエンジントルクＴｒｑを推定し、変速マップから目標変速比Ｉｐを読み込み、プライマリ回転数及びセカンダリ回転数から実変速比Ｉｐ０を読み込む。
【００６６】
ステップ２０２では、目標変速比と実変速比の偏差の絶対値｜Ｉｐ−Ｉｐ０｜が、予め設定された所定値ε未満かどうかを判断し、偏差が小さいときはステップ２０７へ進み、それ以外はステップ２０３へ進む。
【００６７】
ステップ２０３では、目標変速比におけるプライマリプーリ側有効ベルト巻き付き半径Ｒ１と、セカンダリプーリ側有効ベルト巻き付き半径Ｒ２を下記式より計算する。
Ｒ１＝ｆ（Ｉｐ，Ｌ，ａ）
ただし、ｆは変速比Ｉｐ、ベルト周長Ｌ、軸間距離ａをパラメータとするプライマリプーリ半径の関数である。
Ｒ２＝Ｉｐ・Ｒ１
【００６８】
ステップ２０４では、目標変速比Ｉｐにおけるそれぞれのプーリ推力Ｆｚｐ，Ｆｚｓを推力バランス式に基づいて計算する。
【００６９】
ステップ２０５では、ステップ２０４において計算した必要プーリ推力ＦｚｐがＦｚｓよりも大きいかどうかを判断し、大きいときはステップ２０５ａに進み、小さいときはステップ２０５ｂに進む。
ステップ２０５ａでは、Ｆｚｐを２重ピストンの受圧面積ＡｃｌとＡｓｆｔの和で割った値をクランプ油圧Ｐｃｌとして設定し、クランプ力設定用減圧弁９０により調圧する。
ステップ２０５ｂでは、Ｆｚｓを２重ピストンの受圧面積ＡｃｌとＡｓｆｔの和で割った値をクランプ油圧Ｐｃｌとして設定し、クランプ力設定用減圧弁９０により調圧する。
【００７０】
ステップ２０６では、プライマリプーリシリンダ室２０の油圧Ｐｐｓｉｆと、セカンダリプーリシリンダ室６０の油圧Ｐｓｓｉｆは、図６に示す差推力マップから決定してオープン制御する。そして、目標変速比Ｉｐと実変速比Ｉｐ０の偏差が所定値以内となったら、目標変速比Ｉｐと実変速比Ｉｐ０の偏差に基づくＰＩＤ制御を実行する。
【００７１】
ステップ２０７では、ステップ２０５において演算された目標クランプ圧Ｐｃｌｔと、油圧センサ７１から実クランプ圧Ｐｃｌ０を読み込む。
【００７２】
ステップ２０８では、実クランプ圧Ｐｃｌ０と目標クランプ圧Ｐｃｌｔの偏差が所定値δより大きいかどうかを判断し、大きいときはステップ１０８へ進みベルト防止制御処理を実行する。小さいときはステップ２０３へ進み、通常の変速制御を実行する。
【００７３】
すなわち、目標変速比Ｉｐと実変速比Ｉｐ０との偏差が所定値ε未満のときは、変速比の安定した定常状態であると判断できる。このとき、油圧センサ７１により検出された実クランプ圧Ｐｃｌ０と目標クランプ圧Ｐｃｌｔとの偏差が所定値δより大きいかどうかを判断する。ここで、プライマリクランプ室３０とセカンダリクランプ室５０とは油路７０により連通されているため、油圧剛性が高い。このとき、大きな外乱が入力されると、ピーキーな油圧変化を発生する。この油圧変化を油圧センサ７１により検出することで、出力軸側から異常なトルクが入力されている虞があると判断できる。このときは、クランプ室圧Ｐｃｌを最大値に設定することで、確実にベルト滑りを防止することができる（請求項３に対応）。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施の形態におけるベルト式無段変速機を備えた車両の主要ユニットの構成を示す図である。
【図２】実施の形態１におけるベルト式無段変速機の断面図である。
【図３】実施の形態１におけるベルト式無段変速機の油圧回路を表す回路図である。
【図４】実施の形態１におけるベルト式無段変速機の変速制御を表すフローチャートである。
【図５】実施の形態１における目標変速比と実変速比との偏差に対する必要差推力を表す差推力マップである。
【図６】実施の形態１と従来技術における変速時のプライマリ及びセカンダリ油圧を表すタイムチャートである。
【図７】実施の形態２におけるベルト式無段変速機の油圧回路を表す回路図である。
【図８】実施の形態２におけるベルト式無段変速機の変速制御を表すフローチャートである。
【図９】実施の形態におけるクランプ圧設定論理におけるクランプ室圧とシリンダ室圧との関係を表す図である。
【符号の説明】
１ トルクコンバータ
１ａ ロックアップクラッチ
２ 前後進切換機構
３ ベルト式無段変速機
４ 油圧コントロールバルブユニット
４ａ オイルポンプ
５ コントロールユニット
６ プライマリ回転数センサ
７ セカンダリ回転数センサ
８ スロットル開度センサ
９ 油温センサ
１０ プライマリプーリ
１２ 可動プーリ
１２ａ 延長部
１３ トルクコンバータ出力軸
１４ 変速機入力軸
１４ａ 固定プーリ
１５ ベルト
１６ 従動軸
１６ａ 固定プーリ
２０ プライマリプーリシリンダ室
２１ａ シール
２１ 固定壁
２２ 固定壁
２４ ピストン
２４ａ，２４ｂ シール
３０ プライマリクランプ室
４０ セカンダリプーリ
４１ 固定壁
４１ａ シール
４２ 可動プーリ
４２ａ 延長部
４３ 固定壁
４４ ピストン
４４ａ，４４ｂ シール
５０ セカンダリクランプ室
５１ トルクセンサ
６０ セカンダリプーリシリンダ室
７０ 連通路
７１ 油圧センサ
８４ プレッシャレギュレータバルブ
８５ プライマリプーリ側変速比例制御弁
８７ セカンダリプーリ側変速比例制御弁
８９ パイロットバルブ
９０ クランプ力設定用減圧弁
９１ プレッシャモディファイアバルブ
１００ ライン圧ソレノイド
【発明の属する技術分野】
本発明は、ベルト式無段変速機の変速油圧装置に関し、特にプライマリプーリ油圧とセカンダリプーリ油圧を独立に制御する変速油圧装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、自動変速機の変速油圧装置として、例えば特許文献１に記載の記述が知られている。この公報に記載の技術では、プライマリプーリ油圧制御用の制御弁と、セカンダリプーリ油圧制御用の制御弁の二つを備え、プライマリプーリの必要圧とセカンダリプーリの必要圧を独立に制御することができる。
【０００３】
【特許文献１】
特開２００１−３２９１６号公報（第６頁、左側中段参照）。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述の従来技術にあっては、下記に示す問題があった。すなわち、変速時に高めに設定する必要のあるプーリ側の油圧は、他方のプーリ圧をベースにし、それ以上の油圧にしなければ変速に必要な差推力がでない。ここで、プーリ比がオーバードライブ側からキックダウン等により最ｌｏｗ側に変速する場合を想定する。
【０００５】
図６（ａ）は従来技術におけるダウンシフト変速時におけるプライマリプーリ油圧とセカンダリプーリ油圧の変化を表すタイムチャートである。図６（ａ）に示すように、プーリ比がオーバードライブ状態にあるときは、プライマリプーリ油圧がセカンダリプーリ油圧よりも高い状態にある。このとき、アクセルが踏み込まれ、キックダウン変速指令が出力されるとベルト滑りが発生しないように、プライマリプーリ油圧がオーバードライブ状態よりも高い油圧に設定される。更に、セカンダリプーリ油圧は、変速を進行させるために高く設定されたプライマリプーリ油圧よりも更に高い油圧を設定し、差推力を確保することで、始めて最ｌｏｗ変速を達成することができる。よって、高油圧を発生可能なポンプが必要となり、また、ポンプロスも多くなるという問題があった。
【０００６】
本発明は、上述のような問題点に着目してなされたもので、プライマリプーリ油圧とセカンダリプーリ油圧を独立に制御可能なベルト式無段変速機の変速油圧装置において、変速比が大きく変化する場合であっても高油圧を必要とすることなく、素早く変速を達成可能なベルト式無段変速機の変速油圧装置を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載の発明では、プライマリプーリと、セカンダリプーリと、各プーリに掛け渡されたベルトとを備え、前記各プーリの溝幅を変更することで、無段階に変速可能なベルト式無段変速機であって、前記各プーリの溝幅を変更する可動プーリに推力を発生させる可動プーリピストン室を、ベルトのクランプ力発生用のクランプ室と、変速時における差推力発生用のシリンダ室とを有する二重ピストン構造とし、前記クランプ室の受圧面積をプライマリ側とセカンダリ側で同一とすると共に、前記各クランプ室を連通する連通路と、前記シリンダ室の油圧を調圧する変速用調圧弁と、油圧源と前記連通路との間に設けられ、クランプ室圧を調圧するクランプ用調圧弁と、検出された走行状態に応じて前記変速用調圧弁及び前記クランプ用調圧弁へ指令信号を出力し、所望の変速比を達成する変速制御手段と、を備えたベルト式無段変速機の変速制御装置において、前記変速制御手段に、前記プライマリ側可動プーリの推力を演算するプライマリ推力演算部と、前記セカンダリ側可動プーリの推力を演算するセカンダリ推力演算部と、演算されたプライマリ推力とセカンダリ推力のうち、大きい方の推力を選択する推力選択部と、選択された推力を、前記クランプ室の受圧面積と選択された側のシリンダ室の受圧面積との和で除した値を前記クランプ室圧として設定するクランプ室圧設定部と、を設けたことを特徴とする。
【０００８】
請求項２に記載の発明では、請求項１に記載のベルト式無段変速機の変速制御装置において、前記ベルト式無段変速機の出力トルクを検出する出力トルク検出手段と、検出された出力トルクから入力トルクを演算する入力トルク演算手段と、入力トルクを推定する入力トルク推定手段とを設け、前記クランプ室圧設定部は、演算された入力トルク演算値が、推定された入力トルク推定値を越えたときは、前記クランプ室圧を最大値に設定することを特徴とする。
【０００９】
請求項３に記載の発明では、請求項１に記載のベルト式無段変速機の変速制御装置において、前記連通路に油圧を検出する油圧検出手段を設け、前記クランプ室圧設定部は、検出された実クランプ室圧がクランプ室設定圧よりも所定値以上大きいときは、前記クランプ室圧を最大値に設定することを特徴とする。
【００１０】
請求項４に記載の発明では、請求項１ないし３に記載のベルト式無段変速機の変速制御装置において、実変速比を検出する実変速比検出手段と、検出された実変速比と目標変速比との偏差を演算し、演算された偏差に基づいてプライマリ推力とセカンダリ推力の差である差推力を算出する差推力算出手段と、を設け、前記変速制御手段は、変速指令が出力されたときは、前記クランプ室圧設定部により目標変速比到達時における推力に基づいてクランプ室圧を設定すると共に、算出された差推力を発生可能な差圧を前記シリンダ室により発生させることを特徴とする。
【００１１】
【発明の作用及び効果】
請求項１記載のベルト式無段変速機の変速制御装置にあっては、クランプ室とシリンダ室を有するダブルピストン構造としたことで、受圧面積を確保することが可能となり、低油圧で変速制御を達成することができる。また、本願発明では、油圧を設定する対象が、プライマリシリンダ室圧と、セカンダリシリンダ室圧と、クランプ室圧の３種類が存在する。クランプ室圧を設定する際、プライマリ側とセカンダリ側の推力を演算し、大きい方の推力をクランプ室の受圧面積とシリンダ室の受圧面積との和で除した値を設定することとした。
ここでクランプ室圧設定論理について説明する。ポンプの吐出圧を低くしつつ、変速比を維持するには、上記３種類の油圧のうちの最大値が最小となる油圧を設定する必要がある。
プライマリ必要推力をＦｚｐ、セカンダリ必要推力をＦｚｓとすると、それぞれ下記式により表される。
Ｆｚｐ＝Ｐｐ・Ａｓｆｔ＋Ｐｃｌ・Ａｃｌ
Ｆｚｓ＝Ｐｓ・Ａｓｆｔ＋Ｐｃｌ・Ａｃｌ
ここで、プライマリシリンダ室が有する推力をＹｐ、セカンダリシリンダ室が有する推力をＹｓ、クランプ室が有する推力をＸとし、Ｙについての方程式に変形すると、下記式により表される。
Ｙｐ＝Ｆｚｐ−Ｘ
Ｙｓ＝Ｆｚｓ−Ｘ
仮に、（プライマリ必要推力）＞（セカンダリ必要推力）の関係が得られているとする。図９はこの関係が得られている場合の、シリンダ室が有する推力と、クランプ室が有する推力との関係を表す図である。図９に示すように、それぞれの関係はクランプ室が有する推力が同一であるため、平行な二直線により表される。
小さい方の推力であるＦｚｓ（：セカンダリ必要推力）に着目した場合、セカンダリシリンダ室圧とクランプ室圧の油圧の最大値を極力小さくするには、（セカンダリシリンダ室圧）＝（クランプ室圧）＝Ｘｓとするのが最小となる（このポイントからＹを小さくするとＸｓが大きくなり、Ｘを小さくするとＹが大きくなる）。しかし、プライマリ必要推力が大きいため、プライマリシリンダ室の方がセカンダリシリンダ室よりも大きな油圧となり、３種類の油圧の最大値はプライマリシリンダ室圧の一つとなってしまう。よって、ポンプ吐出圧は、このプライマリシリンダ室圧以上を要求されることになってしまう。
一方、大きい方の推力であるＦｚｐ（：プライマリ必要推力）に着目した場合に、プライマリシリンダ室圧とクランプ室圧の油圧の最大値を極力小さくするには、（プライマリシリンダ室圧）＝（クランプ室圧）＝Ｘｐとするのが最小となる。このとき、プライマリシリンダ室の方がセカンダリシリンダ室よりも大きな関係が得られており、セカンダリシリンダ室の油圧は確実に低い値を取る。よって、３種類の油圧の最大値はプライマリシリンダ室とクランプ室圧の２つとなる。すなわち、３種類の油圧のうち、２種類が最大値をとることで、最大値を極力小さくする目的にかなっている。
よって、必要推力の大きい方を基準とし、シリンダ室とクランプ室との油圧を同一に設定することで、３種類の油圧の最大値を最小とすることができる。これにより、オイルポンプの負荷を軽減することが可能となり、低油圧で変速制御を達成することができると共に、エンジン負荷軽減による燃費向上を図ることができる。
【００１２】
請求項２記載のベルト式無段変速機の変速制御装置にあっては、入力トルク演算値が入力トルク推定値を越えたときは、クランプ室圧を最大値に設定することとした。すなわち、出力トルクに基づく入力トルク演算値が、他のパラメータ（例えばエンジン回転数やスロットル開度等）より推定された入力トルク推定値よりも大きいときは、出力軸側から異常なトルクが入力されている虞があると判断できる。このときは、クランプ室圧を最大値に設定することで、確実にベルト滑りを防止することができる。
【００１３】
請求項３記載のベルト式無段変速機の変速制御装置にあっては、実クランプ室圧を検出し、設定圧よりも実クランプ圧が所定値以上大きいときは、クランプ室圧を最大値に設定することとした。すなわち、プライマリ側及びセカンダリ側のクランプ室圧は、連通路を介して閉じた回路を構成しているため、油圧剛性が高い。このとき、大きな外乱が入力されると、ピーキーな油圧変化を発生する。この油圧変化を油圧検出手段により検出することで、出力軸側から異常なトルクが入力されている虞があると判断できる。このときは、クランプ室圧を最大値に設定することで、確実にベルト滑りを防止することができる。
【００１４】
請求項４記載のベルト式無段変速機の変速制御装置にあっては、目標変速比到達時における推力に基づいてクランプ室圧を設定すると共に、差推力を発生可能な差圧をシリンダ室により発生させることで、変速時におけるクランプ室の油量消費を極めて少なくしつつ、低い油圧でシリンダ室の差圧を確保することが可能となり、油の消費流量を従来のシングルピストンと同等にしつつ、素早い変速制御を達成することができる。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態について図面を用いて説明する。
【００１６】
（実施の形態１）
図１は実施の形態１におけるベルト式無段変速機３（以下ＣＶＴと記載する）を備えた自動変速機の制御系を表す図である。
【００１７】
１はトルクコンバータ、１ａはロックアップクラッチ、３はＣＶＴ、４は油圧コントロールバルブ、４ａはオイルポンプ、５はＣＶＴコントロールユニット、６はプライマリ回転数センサ、７はセカンダリ回転数センサ、８はアクセル開度センサ、９は油温センサ、５１は出力軸トルクを検出するトルクセンサである。
【００１８】
エンジン出力軸には回転伝達機構としてトルクコンバータ１が連結されるとともに、エンジンとＣＶＴ３を直結するロックアップクラッチ１ａが備えられている。トルクコンバータ１の出力軸１３は前後進切換機構２のリングギア２ａと連結されている。前後進切換機構２は、トルクコンバータ出力軸１３と連結したリングギア２ａ，ピニオンキャリア２ｂ，変速機入力軸１４と連結したサンギア２ｃからなる遊星歯車機構から構成されている。ピニオンキャリア２ｂには、変速機ケースにピニオンキャリア２ｂを固定する後進ブレーキ２ｅと、変速機入力軸１４とピニオンキャリア２ｂを一体に連結する前進クラッチ２ｄが設けられている。
【００１９】
変速機入力軸１４の端部にはＣＶＴ３のプライマリプーリ１０が設けられている。ＣＶＴ３は、上記プライマリプーリ１０とセカンダリプーリ４０と、プライマリプーリ１０の回転力をセカンダリプーリ４０に伝達するベルト１５等からなっている。プライマリプーリ１０は、変速機入力軸１４と一体に回転する固定プーリ１４ａと、固定プーリ１４ａに対向配置されてＶ字状プーリ溝を形成すると共にプライマリプーリシリンダ室２０及びプライマリクランプ室３０に作用する油圧によって変速機入力軸１４の軸方向に移動可能である可動プーリ１２からなっている。
【００２０】
セカンダリプーリ４０は、従動軸１６上に設けられている。セカンダリプーリ４０は、従動軸１６と一体に回転する固定プーリ１６ａと、固定プーリ１６ａに対向配置されてＶ字状プーリ溝を形成すると共にセカンダリプーリシリンダ室６０及びセカンダリクランプ室５０に作用する油圧によって従動軸１６の軸方向に移動可能である可動プーリ４２とからなっている。
【００２１】
ここで、プライマリプーリ１０及びセカンダリプーリ４０のピストン室構造について図２に基づいて説明する。プライマリプーリシリンダ室２０は、可動プーリ１２と可動プーリ１２の延長部１２ａと固定壁２１により区画された室である。延長部１２ａの内周部と固定壁２１の外周部は、シール２１ａを介してシールされているため、可動プーリ１２が軸方向に移動してもプライマリプーリシリンダ室２０は液密状態を維持している。
【００２２】
プライマリクランプ室３０は、固定壁２１，２２とピストン２４とで区画された室であり、ピストン２４の外径部は可動プーリ１２の延長部１２ａと当接する。また、ピストン２４はシール２４ａ，２４ｂによってプライマリクランプ室３０を液密状態に維持している。
【００２３】
同様に、セカンダリプーリシリンダ室６０は、可動プーリ４２と可動プーリ４２の延長部４２ａと固定壁４１により区画された室である。延長部４２ａの内周部と固定壁４１の外周部は、シール４１ａを介してシールされているため、可動プーリ４２が軸方向に移動してもセカンダリプーリシリンダ室６０は液密状態を維持している。
【００２４】
セカンダリクランプ室５０は、固定壁４１，４３とピストン４４とで区画された室であり、ピストン４４の外径部は可動プーリ４２の延長部４２ａと当接する。また、ピストン４４はシール４４ａ，４４ｂによってセカンダリクランプ室５０を液密状態に維持している。
【００２５】
尚、プライマリクランプ室３０とセカンダリクランプ室５０の受圧面積は等しく（断面積Ａｃｌ）しており、両室３０，５０は油路７０により連通している。また、プライマリプーリシリンダ室２０とセカンダリプーリシリンダ室６０の受圧面積も等しく（断面積Ａｓｆｔ）している。
【００２６】
従動軸１６には駆動ギアが固着されており、この駆動ギアはアイドラ軸に設けられたピニオン、ファイナルギア、差動装置を介して図外の車輪に至るドライブシャフトを駆動する。
【００２７】
上記のような動力伝達の際に、プライマリプーリ１０の可動プーリ１２及びセカンダリプーリ４０の可動プーリ４２を軸方向に移動させてベルト１５との接触位置半径を変えることにより、プライマリプーリ１０とセカンダリプーリ４０との間の回転比つまり変速比を変えることができる。このようなＶ字状のプーリ溝の幅を変化させる制御は、ＣＶＴコントロールユニット５を介してプライマリプーリシリンダ室２０，セカンダリプーリシリンダ室６０，プライマリクランプ室３０及びセカンダリクランプ室５０への油圧制御により行われる。
【００２８】
ＣＶＴコントロールユニット５には、スロットル開度センサ８からのスロットル開度ＴＶＯ、油温センサ９からの変速機内油温ｆ、プライマリ回転数センサ６からのプライマリ回転数Ｎｐｒｉ、セカンダリ回転数センサ７からのセカンダリ回転数Ｎｓｅｃ、トルクセンサ５１からの従動軸トルク等が入力される。この入力信号を元に制御信号を演算し、油圧コントロールバルブユニット４へ制御信号を出力する。
【００２９】
油圧コントロールバルブユニット４へは、ＣＶＴコントロールユニット５からの制御信号が入力され、この制御信号に基づいて油圧コントロールバルブユニット４内のソレノイドを駆動し、各シリンダ室及びクランプ室へ制御圧を供給することで変速制御を行う。
【００３０】
図３は実施の形態１におけるベルト式無段変速機の油圧回路を表す回路図である。
【００３１】
８４は油路８１から供給されたオイルポンプ４ａの吐出圧を、ライン圧として調圧するプレッシャレギュレータバルブである。油路８１には油路８２及び油路８３が連通されている。油路８２はプライマリプーリコントロールバルブ（以下、ＰＰ／Ｃ．Ｖと記載する）８６及びセカンダリプーリコントロールバルブ（以下、ＳＰ／Ｃ．Ｖと記載する）８８に接続されている。油路８３は信号圧の元圧を供給するパイロットバルブ８９に接続されている。
【００３２】
プレッシャレギュレータバルブ８４のリリーフ圧は、油路８１ａを介してプレッシャモディファイアバルブ９１へ供給される。プレッシャモディファイアバルブ９１は、パイロット圧を元圧とするライン圧ソレノイド１００からの信号圧により調圧され、油路８１ｂを介してプレッシャレギュレータバルブ８４の背圧として作用し、ライン圧を調圧する。
【００３３】
また、パイロットバルブ８９により調圧された油圧は、油路８３ａを介してプライマリプーリ側変速比例制御弁８５及びセカンダリプーリ側変速比例制御弁８７に供給される。
【００３４】
ここで、変速比例制御弁８５，８７の作動について説明する。基本的な作動はプライマリプーリ側及びセカンダリプーリ側とも同じであるため、プライマリプーリ側変速比例制御弁８５についてのみ説明する。
【００３５】
８５１はＣＶＴコントロールユニット５からの電流指令値に比例してスプール駆動軸８５１ａを作動するソレノイドである。８５２は油路を切り換えるスプールである。また、スプール８５２の図中下側であって、スプール駆動軸８５１ａと対向する方向に付勢するスプリング８５３が設けられている。スプール８５２を収装するシリンダには、パイロットバルブ８９からの信号圧が入力される入力ポート８５４と、ＰＰ／Ｃ．Ｖ８６へ油圧を供給する油路８３ｃと連通するポート８５５と、油路８３ｃのフィードバック圧が入力されるポート８５６と、ドレンポート８５７，８５８が設けられている。
【００３６】
スプール８５２には、ソレノイド８５１による下方への付勢力と、ポート８５６から供給されるフィードバック圧による下方への付勢力と、スプリング８５３による上方への付勢力のバランスによってドレン量が決定され、ＰＰ／Ｃ．Ｖ８６の背圧を決定する。
【００３７】
変速比例制御弁８５，８７により調圧された油圧は、油路８３ｃを介してＰＰ／Ｃ．Ｖ８６及びＳＰ／Ｃ．Ｖ８８の背圧として供給される。ＰＰ／Ｃ．Ｖ８６では、プレッシャレギュレータバルブ８４から供給されるライン圧を調圧し、プライマリプーリシリンダ室２０へ変速用の油圧を供給する。同様に、ＳＰ／Ｃ．Ｖ８８では、プレッシャレギュレータバルブ８４から供給されるライン圧を調圧し、セカンダリプーリシリンダ室６０へ変速用の油圧を供給する。
【００３８】
また、油路８２には、プライマリクランプ室３０とセカンダリクランプ室５０とを連通する油路７０が接続されている。また、油路８２と油路７０との間には、電子制御により作動するクランプ力設定用減圧弁９０が設けられている。これにより、ＣＶＴコントロールユニット５からの指令信号に基づいてライン圧を減圧し、プライマリプーリ１０及びセカンダリプーリ４０のクランプ圧として供給する。
【００３９】
（変速制御）
次に、プライマリプーリシリンダ室圧，セカンダリプーリシリンダ室圧，プライマリクランプ室及びセカンダリクランプ室の設定について説明する。図４は各シリンダ室及びクランプ室の圧力設定制御内容を表すフローチャートである。
【００４０】
ステップ１０１では、エンジン回転数、スロットル開度からエンジントルクＴｒｑを推定し、変速マップから目標変速比Ｉｐを読み込む。
【００４１】
ステップ１０２では、目標変速比におけるプライマリプーリ側有効ベルト巻き付き半径Ｒ１と、セカンダリプーリ側有効ベルト巻き付き半径Ｒ２を下記式より計算する。
Ｒ１＝ｆ（Ｉｐ，Ｌ，ａ）
ただし、ｆは変速比Ｉｐ、ベルト周長Ｌ、軸間距離ａをパラメータとするプライマリプーリ半径の関数である。
Ｒ２＝Ｉｐ・Ｒ１
【００４２】
ステップ１０３では、目標変速比Ｉｐにおけるプライマリ側及びセカンダリ側の両方の必要プーリ推力Ｆｚｐ，Ｆｚｓを推力バランス式に基づいて計算する。
【００４３】
ステップ１０４では、トルクセンサ値Ｔｒｑｓ、及び実変速比Ｉｐ０を読み込む。
【００４４】
ステップ１０５では、出力トルクであるトルクセンサ値Ｔｒｑｓの入力トルク換算値Ｔｒｑｓ／Ｉｐ０が入力トルク推定値Ｔｒｑの一定倍率Ｋ（例えば１．２〜１．５）以上になった場合には、出力軸側から異常なトルクが入力されていると判断してステップ１０８へ進み、ベルト滑り防止制御処理を実行する。尚、処理内容については後述する。それ以外のときは、ステップ１０６へ進む。
【００４５】
ステップ１０６では、ステップ１０３において計算した必要プーリ推力ＦｚｐがＦｚｓよりも大きいかどうかを判断し、大きいときはステップ１０６ａに進み、小さいときはステップ１０６ｂに進む。
ステップ１０６ａでは、Ｆｚｐを２重ピストンの受圧面積ＡｃｌとＡｓｆｔの和で割った値をクランプ油圧Ｐｃｌとして設定し、クランプ力設定用減圧弁９０により調圧する。
ステップ１０６ｂでは、Ｆｚｓを２重ピストンの受圧面積ＡｃｌとＡｓｆｔの和で割った値をクランプ油圧Ｐｃｌとして設定し、クランプ力設定用減圧弁９０により調圧する。
【００４６】
ステップ１０７では、プライマリプーリシリンダ室２０の油圧Ｐｐｓｉｆと、セカンダリプーリシリンダ室６０の油圧Ｐｓｓｉｆは、図６に示す差推力マップから決定してオープン制御する。そして、目標変速比Ｉｐと実変速比Ｉｐ０の偏差が所定値以内となったら、目標変速比Ｉｐと実変速比Ｉｐ０の偏差に基づくＰＩＤ制御を実行する。
【００４７】
（ベルト滑り防止制御処理）
【００４８】
ステップ１０８では、ベルト滑り防止制御に進んだ時点のプライマリプーリシリンダ室２０の油圧Ｐｐｓｉｆと、セカンダリプーリシリンダ室６０の油圧Ｐｓｓｉｆを維持することで変速比を維持する。
【００４９】
ステップ１０９では、プライマリクランプ室３０及びセカンダリクランプ室５０の油圧をクランプ力設定用減圧弁９０により最大ににセットすると共に、ライン圧ソレノイド１００に対し、最大圧指令を出力してライン圧を最大にする。
【００５０】
このように、出力軸側からの異常なトルク入力によりベルト滑りの虞があるときには、プライマリプーリシリンダ室２０及びセカンダリプーリシリンダ室６０の油圧を維持し、プーリクランプ圧のみ最大とすることで、確実にベルト滑りを防止することができる。尚、プーリクランプ圧を最大にしつつ、プライマリプーリシリンダ室２０及びセカンダリプーリシリンダ室６０の油圧を変速比が変化しないように高めてもよいことは言うまでもない。
【００５１】
（クランプ室圧設定論理）
次に、クランプ室圧の設定について説明する。本実施の形態では、プライマリクランプ室３０とセカンダリクランプ室５０の受圧面積は等しく（断面積Ａｃｌ）しており、両室３０，５０は油路７０により連通している。また、プライマリプーリシリンダ室２０とセカンダリプーリシリンダ室６０の受圧面積も等しく（断面積Ａｓｆｔ）している。
【００５２】
まず、プライマリ側の可動プーリ１２に要求される必要推力をＦｚｐ、セカンダリ側の可動プーリ４２に要求される必要推力をＦｚｓとする。プライマリクランプ室圧３０及びセカンダリクランプ室５０に入力される油圧をＰｃｌとする。プライマリプーリシリンダ室２０に入力される油圧をＰｐ、セカンダリプーリシリンダ室６０に入力される油圧をＰｓとすると、必要推力は、下記式により表される。
Ｆｚｐ＝Ｐｐ・Ａｓｆｔ＋Ｐｃｌ・Ａｃｌ
Ｆｚｓ＝Ｐｓ・Ａｓｆｔ＋Ｐｃｌ・Ａｃｌ
【００５３】
ここで、Ａｓｆｔ，Ａｃｌは固定値であり、パラメータ（設定される油圧）はＰｐ，Ｐｓ，Ｐｃｌの３種類である。ポンプの吐出圧を低くしつつ、変速比を維持するには、この３種類の油圧のうちの最大値が最小となる油圧を設定する必要がある。Ｐｃｌは、どちらの必要推力にも同じ力がかかるため、差推力を決定している要素はＰｐ，Ｐｓとなる。
ここで、上記式を変形し、Ｐｐ・Ａｓｆｔ＝Ｙｐ，Ｐｓ・Ａｓｆｔ＝Ｙｓ，Ｐｃｌ・Ａｃｌ＝Ｘとし、ＹをＸの関数と見なすと下記式により表される。
Ｙｐ＝−Ｘ＋Ｆｚｐ
Ｙｓ＝−Ｘ＋Ｆｚｓ
【００５４】
仮に、Ｆｚｐ＞Ｆｚｓの関係が得られているとする。図９はこのＸとＹの関係を表す図である。小さい方の推力であるＦｚｓに着目した場合、ＰｓとＰｃｌの油圧の最大値を極力小さくするには、Ｐｓ＝Ｐｃｌとするのが最小となる。このときのＸをＸｓとすると、図９から明らかなように、Ｐｐ＞Ｐｓであるため、３種類の油圧の最大値はプライマリシリンダ室圧Ｐｐ一つとなってしまう。
【００５５】
一方、大きい方の推力であるＦｚｐに着目した場合に、ＰｐとＰｃｌの油圧の最大値を極力小さくするには、Ｐｐ＝Ｐｃｌとするのが最小となる。このときのＸをＸｐとすると、図９から明らかなように、Ｐｐ＞Ｐｓの関係が得られており、セカンダリシリンダ室圧ＰｓはＸｐより小さいため、３種類の油圧の最大値はＰｐとＰｃｌの２つとなる。すなわち、３種類の油圧のうち、２種類が最大値をとることで、最大値を極力小さくする目的にかなっている。よって、Ｐｃｌは下記式により算出されることとなる。
Ｐｃｌ＝Ｆｚｐ／（Ａｓｆｔ＋Ａｃｌ）
同様に、Ｆｚｐ＜Ｆｚｓの関係が得られているときは、下記式より算出される。
Ｐｃｌ＝Ｆｚｓ／（Ａｓｆｔ＋Ａｃｌ）
【００５６】
すなわち、必要推力の大きい方を基準とし、シリンダ室とクランプ室との油圧を同一に設定することで、３種類の油圧の最大値を最小とすることができる。これにより、オイルポンプの負荷を軽減することが可能となり、燃費向上を図ることができる。
【００５７】
次に、変速指令が出力されたときは、目標変速比到達後の必要推力を演算し、この推力に応じたクランプ圧を設定する。同時に、変速に必要な差推力を差推力マップより算出し、プライマリプーリシリンダ室圧とセカンダリプーリシリンダ室圧をＰＩＤ制御によって制御することで、低い油圧で変速を達成できるものである。
【００５８】
図６は従来技術と本実施の形態における、変速時のプライマリプーリ油圧とセカンダリプーリ油圧の変化を表す図である。図６（ａ）は、プライマリプーリ油圧とセカンダリプーリ油圧を一つの油圧室で行っている場合の油圧の変化であり、図６（ｂ）は本実施の形態のクランプ室を設けたダブルピストンで行っている場合の油圧の変化である。
【００５９】
図６（ａ）に示すように、オーバードライブ状態から最ｌｏｗ状態へ、一つの油圧室で変速を行う場合、受圧面積が小さいため、クランプ圧を確保しつつ、差推力を発生させるべくセカンダリプーリ油圧をかなり高圧にする必要がある。これに対し、図６（ｂ）に示すように、クランプ室を別途設けることで、受圧面積を確保することが可能となる。また、クランプ圧を上述したクランプ圧設定ロジックに基づいて設定することで、低い油圧で推力を確保することができる。
【００６０】
以上説明したように、実施の形態１における無段変速機の変速制御装置にあっては、クランプ室３０，５０とシリンダ室２０，６０を有するダブルピストン構造としたことで、受圧面積を確保することが可能となり、低油圧で変速制御を達成することができる。また、クランプ室圧Ｐｃｌを設定する際、プライマリ側とセカンダリ側の推力を演算し、大きい方の推力をクランプ室の受圧面積Ａｃｌとシリンダ室の受圧面積Ａｓｆｔとの和で除した値を設定することで、各油圧Ｐｐ，Ｐｓ，Ｐｃｌの最大値が最小となる値を設定することが可能となり、低油圧で変速制御を達成することができる（請求項１に対応）。
【００６１】
また、入力トルク換算値Ｔｒｑｓが入力トルク推定値ＴｒｑのＫ倍（例えば１．２〜１．５）を越えたときは、クランプ室圧Ｐｃｌを最大値に設定することで、異常なトルク入力があった場合にも確実にベルト滑りを防止することができる（請求項２に対応）。
【００６２】
また、目標変速比到達時における推力に基づいてクランプ室圧Ｐｃｌを設定すると共に、差推力を発生可能な差圧をシリンダ室２０，６０により発生させることで、変速時におけるクランプ室３０，５０の油量消費を極めて少なくしつつ、低い油圧でシリンダ室２０，６０の差圧を確保することが可能となり、油の消費流量を従来のシングルピストンと同等にしつつ、素早い変速制御を達成することができる（請求項４に対応）。
【００６３】
（実施の形態２）
次に、実施の形態２について説明する。基本的な構成は実施の形態１と同様であるため異なる点についてのみ説明する。図７は実施の形態２の構成を表す油圧回路図である。プライマリクランプ室３０及びセカンダリクランプ室５０を連通する油路７０には、実クランプ圧Ｐｃｌを検出する油圧センサ７１が設けられている。
【００６４】
図８は実施の形態２における各シリンダ室の圧力設定制御内容を表すフローチャートである。
【００６５】
ステップ２０１では、エンジン回転数、スロットル開度からエンジントルクＴｒｑを推定し、変速マップから目標変速比Ｉｐを読み込み、プライマリ回転数及びセカンダリ回転数から実変速比Ｉｐ０を読み込む。
【００６６】
ステップ２０２では、目標変速比と実変速比の偏差の絶対値｜Ｉｐ−Ｉｐ０｜が、予め設定された所定値ε未満かどうかを判断し、偏差が小さいときはステップ２０７へ進み、それ以外はステップ２０３へ進む。
【００６７】
ステップ２０３では、目標変速比におけるプライマリプーリ側有効ベルト巻き付き半径Ｒ１と、セカンダリプーリ側有効ベルト巻き付き半径Ｒ２を下記式より計算する。
Ｒ１＝ｆ（Ｉｐ，Ｌ，ａ）
ただし、ｆは変速比Ｉｐ、ベルト周長Ｌ、軸間距離ａをパラメータとするプライマリプーリ半径の関数である。
Ｒ２＝Ｉｐ・Ｒ１
【００６８】
ステップ２０４では、目標変速比Ｉｐにおけるそれぞれのプーリ推力Ｆｚｐ，Ｆｚｓを推力バランス式に基づいて計算する。
【００６９】
ステップ２０５では、ステップ２０４において計算した必要プーリ推力ＦｚｐがＦｚｓよりも大きいかどうかを判断し、大きいときはステップ２０５ａに進み、小さいときはステップ２０５ｂに進む。
ステップ２０５ａでは、Ｆｚｐを２重ピストンの受圧面積ＡｃｌとＡｓｆｔの和で割った値をクランプ油圧Ｐｃｌとして設定し、クランプ力設定用減圧弁９０により調圧する。
ステップ２０５ｂでは、Ｆｚｓを２重ピストンの受圧面積ＡｃｌとＡｓｆｔの和で割った値をクランプ油圧Ｐｃｌとして設定し、クランプ力設定用減圧弁９０により調圧する。
【００７０】
ステップ２０６では、プライマリプーリシリンダ室２０の油圧Ｐｐｓｉｆと、セカンダリプーリシリンダ室６０の油圧Ｐｓｓｉｆは、図６に示す差推力マップから決定してオープン制御する。そして、目標変速比Ｉｐと実変速比Ｉｐ０の偏差が所定値以内となったら、目標変速比Ｉｐと実変速比Ｉｐ０の偏差に基づくＰＩＤ制御を実行する。
【００７１】
ステップ２０７では、ステップ２０５において演算された目標クランプ圧Ｐｃｌｔと、油圧センサ７１から実クランプ圧Ｐｃｌ０を読み込む。
【００７２】
ステップ２０８では、実クランプ圧Ｐｃｌ０と目標クランプ圧Ｐｃｌｔの偏差が所定値δより大きいかどうかを判断し、大きいときはステップ１０８へ進みベルト防止制御処理を実行する。小さいときはステップ２０３へ進み、通常の変速制御を実行する。
【００７３】
すなわち、目標変速比Ｉｐと実変速比Ｉｐ０との偏差が所定値ε未満のときは、変速比の安定した定常状態であると判断できる。このとき、油圧センサ７１により検出された実クランプ圧Ｐｃｌ０と目標クランプ圧Ｐｃｌｔとの偏差が所定値δより大きいかどうかを判断する。ここで、プライマリクランプ室３０とセカンダリクランプ室５０とは油路７０により連通されているため、油圧剛性が高い。このとき、大きな外乱が入力されると、ピーキーな油圧変化を発生する。この油圧変化を油圧センサ７１により検出することで、出力軸側から異常なトルクが入力されている虞があると判断できる。このときは、クランプ室圧Ｐｃｌを最大値に設定することで、確実にベルト滑りを防止することができる（請求項３に対応）。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施の形態におけるベルト式無段変速機を備えた車両の主要ユニットの構成を示す図である。
【図２】実施の形態１におけるベルト式無段変速機の断面図である。
【図３】実施の形態１におけるベルト式無段変速機の油圧回路を表す回路図である。
【図４】実施の形態１におけるベルト式無段変速機の変速制御を表すフローチャートである。
【図５】実施の形態１における目標変速比と実変速比との偏差に対する必要差推力を表す差推力マップである。
【図６】実施の形態１と従来技術における変速時のプライマリ及びセカンダリ油圧を表すタイムチャートである。
【図７】実施の形態２におけるベルト式無段変速機の油圧回路を表す回路図である。
【図８】実施の形態２におけるベルト式無段変速機の変速制御を表すフローチャートである。
【図９】実施の形態におけるクランプ圧設定論理におけるクランプ室圧とシリンダ室圧との関係を表す図である。
【符号の説明】
１ トルクコンバータ
１ａ ロックアップクラッチ
２ 前後進切換機構
３ ベルト式無段変速機
４ 油圧コントロールバルブユニット
４ａ オイルポンプ
５ コントロールユニット
６ プライマリ回転数センサ
７ セカンダリ回転数センサ
８ スロットル開度センサ
９ 油温センサ
１０ プライマリプーリ
１２ 可動プーリ
１２ａ 延長部
１３ トルクコンバータ出力軸
１４ 変速機入力軸
１４ａ 固定プーリ
１５ ベルト
１６ 従動軸
１６ａ 固定プーリ
２０ プライマリプーリシリンダ室
２１ａ シール
２１ 固定壁
２２ 固定壁
２４ ピストン
２４ａ，２４ｂ シール
３０ プライマリクランプ室
４０ セカンダリプーリ
４１ 固定壁
４１ａ シール
４２ 可動プーリ
４２ａ 延長部
４３ 固定壁
４４ ピストン
４４ａ，４４ｂ シール
５０ セカンダリクランプ室
５１ トルクセンサ
６０ セカンダリプーリシリンダ室
７０ 連通路
７１ 油圧センサ
８４ プレッシャレギュレータバルブ
８５ プライマリプーリ側変速比例制御弁
８７ セカンダリプーリ側変速比例制御弁
８９ パイロットバルブ
９０ クランプ力設定用減圧弁
９１ プレッシャモディファイアバルブ
１００ ライン圧ソレノイド
Claims (4)
- 各プーリの溝幅を変更する可動プーリに推力を発生させる可動プーリピストン室を、ベルトのクランプ力発生用のクランプ室と、変速時における差推力発生用のシリンダ室とを有する二重ピストン構造とし、
前記クランプ室の受圧面積をプライマリ側とセカンダリ側で同一とすると共に、前記各クランプ室を連通する連通路と、
前記シリンダ室の油圧を調圧する変速用調圧弁と、
油圧源と前記連通路との間に設けられ、クランプ室圧を調圧するクランプ用調圧弁と、
検出された走行状態に応じて前記変速用調圧弁及び前記クランプ用調圧弁へ指令信号を出力し、所望の変速比を達成する変速制御手段と、
を備えたベルト式無段変速機の変速制御装置において、
前記変速制御手段に、前記プライマリ側可動プーリの推力を演算するプライマリ推力演算部と、前記セカンダリ側可動プーリの推力を演算するセカンダリ推力演算部と、演算されたプライマリ推力とセカンダリ推力のうち、大きい方の推力を選択する推力選択部と、選択された推力を、前記クランプ室の受圧面積と選択された側のシリンダ室の受圧面積との和で除した値を前記クランプ室圧として設定するクランプ室圧設定部と、
を設けたことを特徴とするベルト式無段変速機の変速制御装置。 - 請求項１に記載のベルト式無段変速機の変速制御装置において、
前記ベルト式無段変速機の出力トルクを検出する出力トルク検出手段と、
検出された出力トルクから入力トルクを演算する入力トルク演算手段と、
入力トルクを推定する入力トルク推定手段と、
を設け、
前記クランプ室圧設定部は、演算された入力トルク演算値が、推定された入力トルク推定値を越えたときは、前記クランプ室圧を最大値に設定することを特徴とするベルト式無段変速機の変速制御装置。 - 請求項１に記載のベルト式無段変速機の変速制御装置において、
前記連通路に油圧を検出する油圧検出手段を設け、
前記クランプ室圧設定部は、検出された実クランプ室圧がクランプ室設定圧よりも所定値以上大きいときは、前記クランプ室圧を最大値に設定することを特徴とするベルト式無段変速機の変速制御装置。 - 請求項１ないし３に記載のベルト式無段変速機の変速制御装置において、
実変速比を検出する実変速比検出手段と、
検出された実変速比と目標変速比との偏差を演算し、演算された偏差に基づいてプライマリ推力とセカンダリ推力の差である差推力を算出する差推力算出手段と、
を設け、
前記変速制御手段は、変速指令が出力されたときは、前記クランプ室圧設定部により目標変速比到達時における推力に基づいてクランプ室圧を設定すると共に、算出された差推力を発生可能な差圧を前記シリンダ室により発生させることを特徴とするベルト式無段変速機の変速制御装置。
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2003119358A JP4167929B2 (ja) | 2003-04-24 | 2003-04-24 | ベルト式無段変速機の変速制御装置 |
| DE602004029839T DE602004029839D1 (de) | 2003-04-24 | 2004-04-21 | Steuerung für stufenloses Umschlingungsgetriebe |
| US10/828,459 US7291078B2 (en) | 2003-04-24 | 2004-04-21 | Control of belt-type continuously variable transmission |
| EP04009419A EP1471289B1 (en) | 2003-04-24 | 2004-04-21 | Control of belt-type continuously variable transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2003119358A JP4167929B2 (ja) | 2003-04-24 | 2003-04-24 | ベルト式無段変速機の変速制御装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2004324751A true JP2004324751A (ja) | 2004-11-18 |
| JP4167929B2 JP4167929B2 (ja) | 2008-10-22 |
Family
ID=32959645
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2003119358A Expired - Fee Related JP4167929B2 (ja) | 2003-04-24 | 2003-04-24 | ベルト式無段変速機の変速制御装置 |
Country Status (4)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US7291078B2 (ja) |
| EP (1) | EP1471289B1 (ja) |
| JP (1) | JP4167929B2 (ja) |
| DE (1) | DE602004029839D1 (ja) |
Cited By (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2007132419A (ja) * | 2005-11-09 | 2007-05-31 | Jatco Ltd | 車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置 |
| WO2012085999A1 (ja) * | 2010-12-20 | 2012-06-28 | トヨタ自動車株式会社 | 自動変速機の油圧制御装置 |
| JP2013204715A (ja) * | 2012-03-28 | 2013-10-07 | Jatco Ltd | 無段変速機及びその制御方法 |
| KR20220023843A (ko) * | 2020-08-20 | 2022-03-03 | 주식회사 켈모스 | 무단변속기 및 ipmsm를 이용한 전기 오토바이용 동력전달장치 |
Families Citing this family (14)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US7207920B2 (en) | 2003-10-01 | 2007-04-24 | Pivario Ab | V-belt continuously variable transmission for a vehicle engine |
| CN100414164C (zh) * | 2004-01-20 | 2008-08-27 | 郑红专 | 油平衡装置及使用油平衡装置的轴 |
| JP4274033B2 (ja) * | 2004-04-14 | 2009-06-03 | トヨタ自動車株式会社 | ベルト式無段変速機の制御装置 |
| EP1655511B1 (en) * | 2004-11-08 | 2013-01-09 | JATCO Ltd | Double piston and belt type continuously variable transmission |
| JP2007071255A (ja) * | 2005-09-05 | 2007-03-22 | Yamaha Motor Co Ltd | Ｖベルト式無段変速機及び鞍乗型車両 |
| JP4532384B2 (ja) * | 2005-10-06 | 2010-08-25 | ジヤトコ株式会社 | ベルト式無段変速機の変速比制御装置 |
| JP5037953B2 (ja) * | 2007-01-15 | 2012-10-03 | ヤマハ発動機株式会社 | ベルト式無段変速機、ベルト式無段変速機の制御装置および車両 |
| JP4380768B2 (ja) * | 2007-12-27 | 2009-12-09 | トヨタ自動車株式会社 | 無段変速機の油圧制御装置 |
| JP4380767B2 (ja) * | 2007-12-27 | 2009-12-09 | トヨタ自動車株式会社 | 無段変速機の油圧制御装置 |
| JP5691602B2 (ja) * | 2011-02-15 | 2015-04-01 | 日産自動車株式会社 | 無段変速機の変速制御装置及び制御方法 |
| CN103459890B (zh) * | 2011-03-31 | 2016-02-24 | 丰田自动车株式会社 | 带式无级变速器 |
| NL1039977C2 (en) * | 2012-12-27 | 2014-06-30 | Bosch Gmbh Robert | HYDRAULICALLY ACTUATED CONTINUOUSLY VARIABLE TRANSMISSION. |
| CN103527770B (zh) * | 2013-10-24 | 2016-08-24 | 淮阴工学院 | 一种无级变速器夹紧力控制方法 |
| US11031744B1 (en) * | 2019-05-23 | 2021-06-08 | National Technology & Engineering Solutions Of Sandia, Llc | Belt structures for rotary electrical contact device |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6220250U (ja) * | 1985-07-22 | 1987-02-06 | ||
| JP2002327814A (ja) * | 2001-04-27 | 2002-11-15 | Jatco Ltd | ベルト式無段変速機 |
Family Cites Families (22)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| GB2076483B (en) * | 1980-03-24 | 1984-02-01 | Aisin Warner | R vehicles control system for a continuously variable transmission fo |
| JPS6231761A (ja) * | 1985-08-02 | 1987-02-10 | Toyota Central Res & Dev Lab Inc | 無段変速機の速度比制御装置 |
| EP0440422B1 (en) * | 1990-02-01 | 1995-04-12 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Hydraulic control apparatus for belt-and-pulley type continuously variable transmission, incorporating means for optimizing belt tensioning pressure |
| JP2653249B2 (ja) * | 1990-12-28 | 1997-09-17 | トヨタ自動車株式会社 | ロックアップクラッチ付トルクコンバータを備えた車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置 |
| JP2937268B2 (ja) * | 1991-01-22 | 1999-08-23 | 本田技研工業株式会社 | ベルト式無段変速機の制御装置 |
| US5514047A (en) * | 1993-03-08 | 1996-05-07 | Ford Motor Company | Continuously variable transmission |
| JP3454035B2 (ja) * | 1996-09-13 | 2003-10-06 | 日産自動車株式会社 | 無段変速機の制御装置 |
| JP3607783B2 (ja) * | 1996-11-11 | 2005-01-05 | 富士重工業株式会社 | 無段変速装置の油圧制御回路 |
| DE19909347B4 (de) * | 1998-03-10 | 2012-03-29 | Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg | Getriebe |
| DE19921750B4 (de) * | 1998-05-18 | 2012-03-08 | Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg | Getriebe |
| US6530039B1 (en) * | 1999-06-14 | 2003-03-04 | Microsoft Corporation | Porting engine for testing of multi-lingual software |
| JP3468456B2 (ja) * | 1999-07-14 | 2003-11-17 | 本田技研工業株式会社 | 車両用動力伝達装置の停止制御装置 |
| JP3429226B2 (ja) * | 1999-07-23 | 2003-07-22 | 本田技研工業株式会社 | 車両用動力伝達装置の制御装置 |
| JP4752089B2 (ja) * | 2000-05-17 | 2011-08-17 | トヨタ自動車株式会社 | ベルト式無段変速機 |
| CA2352991C (en) * | 2000-07-24 | 2009-01-06 | Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha | Shift control system for belt-type continuously variable transmission |
| JP3759382B2 (ja) * | 2000-07-24 | 2006-03-22 | 本田技研工業株式会社 | ベルト式無段変速機の変速制御装置 |
| JP4126152B2 (ja) * | 2000-09-26 | 2008-07-30 | ジヤトコ株式会社 | 無段変速機の変速制御装置 |
| US7299452B1 (en) * | 2002-05-10 | 2007-11-20 | Oracle International Corporation | System and method for testing the compatibility of a computer application with a foreign character set |
| US7389223B2 (en) * | 2003-09-18 | 2008-06-17 | International Business Machines Corporation | Method and apparatus for testing a software program using mock translation input method editor |
| US7509318B2 (en) * | 2005-01-28 | 2009-03-24 | Microsoft Corporation | Automatic resource translation |
| US7543189B2 (en) * | 2005-06-29 | 2009-06-02 | International Business Machines Corporation | Automated multilingual software testing method and apparatus |
| US20080155502A1 (en) * | 2006-12-22 | 2008-06-26 | International Business Machines Corporation | Method and process for handling partially translated scripts |
-
2003
- 2003-04-24 JP JP2003119358A patent/JP4167929B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
2004
- 2004-04-21 DE DE602004029839T patent/DE602004029839D1/de not_active Expired - Lifetime
- 2004-04-21 US US10/828,459 patent/US7291078B2/en not_active Expired - Fee Related
- 2004-04-21 EP EP04009419A patent/EP1471289B1/en not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6220250U (ja) * | 1985-07-22 | 1987-02-06 | ||
| JP2002327814A (ja) * | 2001-04-27 | 2002-11-15 | Jatco Ltd | ベルト式無段変速機 |
Cited By (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2007132419A (ja) * | 2005-11-09 | 2007-05-31 | Jatco Ltd | 車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置 |
| JP4729387B2 (ja) * | 2005-11-09 | 2011-07-20 | ジヤトコ株式会社 | 車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置 |
| WO2012085999A1 (ja) * | 2010-12-20 | 2012-06-28 | トヨタ自動車株式会社 | 自動変速機の油圧制御装置 |
| JP5408365B2 (ja) * | 2010-12-20 | 2014-02-05 | トヨタ自動車株式会社 | 自動変速機の油圧制御装置 |
| JPWO2012085999A1 (ja) * | 2010-12-20 | 2014-05-22 | トヨタ自動車株式会社 | 自動変速機の油圧制御装置 |
| US8812201B2 (en) | 2010-12-20 | 2014-08-19 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Hydraulic control system for automatic transmission |
| JP2013204715A (ja) * | 2012-03-28 | 2013-10-07 | Jatco Ltd | 無段変速機及びその制御方法 |
| KR20220023843A (ko) * | 2020-08-20 | 2022-03-03 | 주식회사 켈모스 | 무단변속기 및 ipmsm를 이용한 전기 오토바이용 동력전달장치 |
| KR102413240B1 (ko) * | 2020-08-20 | 2022-06-28 | 주식회사 디엠글로벌 | 무단변속기 및 ipmsm를 이용한 전기 오토바이용 동력전달장치 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| DE602004029839D1 (de) | 2010-12-16 |
| US20040214669A1 (en) | 2004-10-28 |
| US7291078B2 (en) | 2007-11-06 |
| JP4167929B2 (ja) | 2008-10-22 |
| EP1471289B1 (en) | 2010-11-03 |
| EP1471289A2 (en) | 2004-10-27 |
| EP1471289A3 (en) | 2009-04-15 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP4167929B2 (ja) | ベルト式無段変速機の変速制御装置 | |
| JP4755970B2 (ja) | ベルト式無段変速機の変速制御装置 | |
| US7677997B2 (en) | Double piston and belt type continuously variable transmission | |
| US5853347A (en) | Continuously variable V-belt transmission | |
| KR101363903B1 (ko) | 무단 변속기의 라인압 제어 장치 | |
| JP4289407B2 (ja) | 油圧供給装置 | |
| JPH11247981A (ja) | 変速機の油圧制御装置 | |
| JP2005147264A (ja) | ベルト式無段変速機 | |
| US9796389B2 (en) | Control device and control method for driving device | |
| US5649876A (en) | Pulley thrust pressure control apparatus for belt-type continuously variable transmission | |
| JP4164057B2 (ja) | ベルト式無段変速機 | |
| JP4148796B2 (ja) | 無段変速機の制御装置 | |
| JP2018040432A (ja) | 無段変速機及び無段変速機の制御方法 | |
| JP2005291295A (ja) | ベルト式無段変速機 | |
| JP2005042799A (ja) | 無段変速機の油圧制御装置 | |
| JP2007162731A (ja) | 無段変速機の油圧制御装置 | |
| JP2009236182A (ja) | 無段変速機の制御装置 | |
| JP2006046525A (ja) | 無段変速機の油圧制御装置 | |
| JP6799580B2 (ja) | 無段変速機の制御装置及び無段変速機の制御方法 | |
| JP2007046620A (ja) | 車両用無段変速機の油圧制御装置 | |
| JP4016871B2 (ja) | 変速機の油圧制御装置 | |
| JP2009216171A (ja) | 油圧制御装置 | |
| JP5045544B2 (ja) | ベルト式無段変速機 | |
| JP2009275826A (ja) | ベルト式無段変速機 | |
| JP2009168211A (ja) | 油圧制御装置 |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20050207 |
|
| RD04 | Notification of resignation of power of attorney |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7424 Effective date: 20051111 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20080108 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20080307 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20080729 |
|
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20080804 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20110808 Year of fee payment: 3 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20110808 Year of fee payment: 3 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120808 Year of fee payment: 4 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120808 Year of fee payment: 4 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130808 Year of fee payment: 5 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130808 Year of fee payment: 5 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20140808 Year of fee payment: 6 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |