JP2007263260A

JP2007263260A - 無段変速機の制御装置

Info

Publication number: JP2007263260A
Application number: JP2006090311A
Authority: JP
Inventors: Sukeyuki Nishida; 祐之西田
Original assignee: Fuji Heavy Industries Ltd
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 2006-03-29
Filing date: 2006-03-29
Publication date: 2007-10-11
Anticipated expiration: 2026-03-29
Also published as: US20070232424A1; US8062156B2; JP4857004B2

Abstract

【課題】ライン圧制御弁やプライマリ圧制御弁が故障したとしても、急激なダウンシフトを回避して安全性を確保するとともに最低限の走行性能を確保する。
【解決手段】オイルポンプ４０に接続されるライン圧路４１にはライン圧制御弁４２が接続される。ライン圧路４１から分岐する第１プライマリ圧路４３はフェイルセーフ弁４４を介して作動油室Ｐ１に接続され、ライン圧路４１から分岐するセカンダリ圧路４５は作動油室Ｓ１に接続される。ライン圧制御弁４２には作動油室Ｐ２に連通する第２プライマリ圧路４６が接続され、この第２プライマリ圧路４６にはプライマリ圧制御弁４７とリミッタ弁４８とが設けられる。ライン圧制御弁４２やプライマリ圧制御弁４７が故障して過大なライン圧やプライマリ圧が出力されると、フェイルセーフ弁４４によって作動油室Ｐ２内の圧力が減圧され、リミッタ弁４８によって作動油室Ｐ１内の圧力が減圧される。
【選択図】図７

Description

本発明は、車両に搭載される無段変速機の制御装置に関する。

車両に搭載される無段変速機(ＣＶＴ)は、入力軸に設けられるプライマリプーリと、出力軸に設けられるセカンダリプーリとを備えており、これらのプーリに掛け渡される駆動ベルト等の巻き付け径を変化させて変速比を制御している。プライマリプーリおよびセカンダリプーリは、それぞれに固定シーブとこれに対面する可動シーブとを備えており、可動シーブを軸方向に移動させることによってプーリ溝幅を変化させることができ、駆動ベルトの巻き付け径を制御することが可能となっている。

このような無段変速機は、一方のプーリ(たとえば、プライマリプーリ)によって駆動ベルトの巻き付け径を制御するのに対し、他方のプーリ(たとえば、セカンダリプーリ)によって駆動ベルトの滑りを抑制するようにしている。プライマリプーリによって変速比を制御する際には、スロットル開度や車速に基づき特性マップを参照して目標変速比を設定し、この目標変速比に合わせてプライマリプーリのプーリ溝幅を制御する。そして、セカンダリプーリによって駆動ベルトの滑りを抑制する際には、目標変速比と入力トルクに基づいて目標クランプ力を設定し、この目標クランプ力に合わせてセカンダリプーリのプーリ溝幅を制御するようにしている。

このようにプライマリプーリやセカンダリプーリのプーリ溝幅を制御するため、プライマリプーリの作動油室には変速比制御弁を介して調圧されたプライマリ圧が供給される一方、セカンダリプーリの作動油室にはライン圧制御弁を介して調圧されたライン圧が供給されるようになっている。このような変速比制御弁やライン圧制御弁は、電子制御ユニットからの制御信号に基づいてプライマリ圧やライン圧を調圧することになるが、変速比制御弁やライン圧制御弁が制御不能となるフェイル状態に陥った場合であっても、走行中の安全性を確保しながら最低限の走行性能を確保するため、油圧制御回路にはフェイルセーフ機能が組み込まれている。特に、変速比制御弁がフェイル状態に陥った場合に、プライマリプーリから急速に作動油が排出されると、急激なダウンシフトによって車両を減速させてしまうことから、フェイル時に変速比を固定したりオーバードライブ側に制御したりすることによって、急激なダウンシフトを回避して安全性を確保するようにした制御装置が提案されている(たとえば、特許文献１参照)。

また、変速比制御弁がフェイル状態に陥ることにより、変速比がオーバードライブ側に制御されると、車両を停止させた後に再発進させることが困難となる。そこで、変速比制御弁がフェイル状態に陥った場合であっても、セレクト操作に連動するマニュアル弁を介して作動油を供給制御することにより、変速比をロー状態に制御して発進性能を向上させるようにした無段変速機の制御装置が提案されている(たとえば、特許文献２参照)。さらに、ライン圧制御弁がフェイル状態に陥ることにより、ライン圧が高圧に設定されて駆動ベルトに大きな負荷がかかる場合には、変速比を１．０に近づけて駆動ベルトの負荷を軽減するようにした制御装置も提案されている(たとえば、特許文献３参照)。
特開２００１−１２５９８号公報特開平６−４２６２５号公報特開２００１−３３０１３５号公報

ところで、特許文献１〜３に記載された無段変速機にあっては、１つの作動油室を備えるシングルシリンダ型のプライマリプーリが組み込まれた無段変速機となっている。しかしながら、プライマリプーリ構造としてはシングルシリンダ型に限られることはなく、２つの作動油室が形成されるダブルシリンダ型も開発されている。このダブルシリンダ型のプライマリプーリが組み込まれた無段変速機にあっても、走行中の安全性を確保しながら最低限の走行性能を確保するためのフェイルセーフ機能を組み込むことが必要であるが、従来のフェイルセーフ機能を組み込んで応用することは極めて困難となっていた。

本発明の目的は、複数の作動油室が形成されるプーリを備えた無段変速機において、ライン圧制御弁や変速比制御弁がフェイル状態に陥った場合であっても、走行中の安全性を確保しながら最低限の走行性能を確保することにある。

本発明の無段変速機の制御装置は、プーリ溝幅を制御する第１変速圧室および第２変速圧室を備える変速プーリと、プーリ溝幅を制御する締付圧室を備える締付プーリと、前記変速プーリと前記締付プーリとに巻き掛けられる動力伝達要素とを有する無段変速機の制御装置であって、油圧供給源と前記締付プーリとの間に設けられ、前記第１変速圧室および前記締付圧室に供給されるライン圧を調圧するライン圧制御弁と、前記ライン圧制御弁と前記変速プーリとの間に設けられ、前記第２変速圧室に供給される変速制御圧を調圧する変速比制御弁と、前記ライン圧制御弁と前記変速プーリとの間に設けられ、ライン圧が第１制限圧を上回るときにライン圧を減圧する第１減圧弁と、前記変速比制御弁と前記変速プーリとの間に設けられ、変速制御圧が第２制限圧を上回るときに変速制御圧を減圧する第２減圧弁とを有することを特徴とする。

本発明の無段変速機の制御装置は、前記第１減圧弁は前記ライン圧制御弁と前記第１変速圧室との間に設けられ、前記第１変速圧室に供給されるライン圧を減圧することを特徴とする。

本発明の無段変速機の制御装置は、前記第２減圧弁は前記変速比制御弁と前記第２変速圧室との間に設けられ、前記第２変速圧室に供給される変速制御圧を減圧することを特徴とする。

本発明の無段変速機の制御装置は、前記締付圧室に対する前記第１変速圧室の大きさは、ダウンシフト時に要求される変速速度に基づいて設定されることを特徴とする。

本発明の無段変速機の制御装置は、前記締付圧室に対する前記第１変速圧室および前記第２変速圧室の大きさは、アップシフト時に要求される変速速度に基づいて設定されることを特徴とする。

本発明の無段変速機の制御装置は、前記第１制限圧は前記ライン圧制御弁によって調圧される最大ライン圧であることを特徴とする。

本発明の無段変速機の制御装置は、前記ライン圧制御弁および前記変速比制御弁が故障したときの目標変速比に基づいて前記第２制限圧を設定することを特徴とする。

本発明によれば、ライン圧が第１制限圧を上回るときにライン圧を減圧する第１減圧弁と、変速制御圧が第２制限圧を上回るときに変速制御圧を減圧する第２減圧弁とを設けるようにしたので、ライン圧制御弁と変速比制御弁とが故障した場合であっても、変速比を所定の目標変速比に制御することが可能となる。これにより、急減なダウンシフトを回避して安全性を確保するとともに、最低限の動力性能を確保することが可能となる。

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。

図１は無段変速機１０を示すスケルトン図であり、この無段変速機１０は本発明の一実施の形態である制御装置によって制御される。図１に示すように、この無段変速機１０はベルトドライブ式の無段変速機であり、エンジン１１に駆動されるプライマリ軸１２と、これに平行となるセカンダリ軸１３とを有している。プライマリ軸１２とセカンダリ軸１３との間には変速機構１４が設けられており、プライマリ軸１２の回転は変速機構１４を介してセカンダリ軸１３に伝達され、セカンダリ軸１３の回転は減速機構１５およびデファレンシャル機構１６を介して左右の駆動輪１７，１８に伝達される。

プライマリ軸１２には変速プーリとしてのプライマリプーリ２０が設けられており、このプライマリプーリ２０はプライマリ軸１２に一体となる固定シーブ２０ａと、これに対向してプライマリ軸１２に軸方向に摺動自在となる可動シーブ２０ｂとを有している。また、セカンダリ軸１３には締付プーリとしてのセカンダリプーリ２１が設けられており、このセカンダリプーリ２１はセカンダリ軸１３に一体となる固定シーブ２１ａと、これに対向してセカンダリ軸１３に軸方向に摺動自在となる可動シーブ２１ｂとを有している。プライマリプーリ２０とセカンダリプーリ２１には動力伝達要素としての駆動ベルト２２が巻き付けられており、プライマリプーリ２０とセカンダリプーリ２１とのプーリ溝幅を変化させることによって、駆動ベルト２２の巻き付け径を無段階に変化させることが可能となる。なお、駆動ベルト２２のプライマリプーリ２０に対する巻き付け径をＲｐとし、セカンダリプーリ２１に対する巻き付け径をＲｓとすると、無段変速機１０の変速比はＲｓ／Ｒｐとなる。

プライマリプーリ２０のプーリ溝幅を変化させるため、プライマリ軸１２には２つのドラム部２３ａ，２３ｂを備えたシリンダ２３が固定されるとともに、可動シーブ２０ｂにはドラム部２３ａ，２３ｂの内周面に摺動自在に接触する２つのスリーブ部２４ａ，２４ｂが固定されており、可動シーブ２０ｂの背面側にはシリンダ２３によって第１変速圧室である作動油室Ｐ１と第２変速圧室である作動油室Ｐ２とが区画されている。また、セカンダリプーリ２１のプーリ溝幅を変化させるため、セカンダリ軸１３には円盤状の圧力支持部材２５が固定されるとともに、可動シーブ２１ｂには圧力支持部材２５の外周面に摺動自在に接触するシリンダ２６が固定されており、可動シーブ２１ｂの背面側にはシリンダ２６によって締付圧室である作動油室Ｓ１が区画されている。それぞれのプーリ溝幅は、プライマリ側の作動油室Ｐ１，Ｐ２に供給される油圧と、セカンダリ側の作動油室Ｓ１に供給される油圧とを調整することによって制御される。

また、プライマリプーリ２０にエンジン動力を伝達するため、クランク軸１１ａとプライマリ軸１２との間にはトルクコンバータ３０および前後進切換機構３１が設けられている。トルクコンバータ３０はクランク軸１１ａに連結されるポンプシェル３０ａとこれに対面するタービンランナ３０ｂとを備えており、タービンランナ３０ｂにはタービン軸３２が連結されている。さらに、トルクコンバータ３０内には、走行状態に応じてクランク軸１１ａとタービン軸３２とを締結するためのロックアップクラッチ３３が組み込まれている。

前後進切換機構３１は、ダブルピニオン式の遊星歯車列３４、前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６を備えており、前進用クラッチ３５や後退用ブレーキ３６を作動させることによって動力伝達経路が切り換えられるようになっている。前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６を共に開放すると、タービン軸３２とプライマリ軸１２とは切り離され、前後進切換機構３１はプライマリ軸１２に動力を伝達しないニュートラル状態に切り換えられる。また、後退用ブレーキ３６を開放して前進用クラッチ３５を締結すると、タービン軸３２の回転がそのままプライマリプーリ２０に伝達される一方、前進用クラッチ３５を開放して後退用ブレーキ３６を締結すると、タービン軸３２の回転が逆転されてプライマリプーリ２０に伝達されることになる。

図２は無段変速機１０の油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。図２に示すように、プライマリプーリ２０やセカンダリプーリ２１に対して作動油を供給するため、無段変速機１０にはエンジン駆動される油圧供給源としてのオイルポンプ４０が設けられている。このオイルポンプ４０の吐出口に接続されるライン圧路４１にはライン圧制御弁４２が接続されており、ライン圧制御弁４２によって油圧制御回路の基本油圧となるライン圧ＰＬが調圧される。また、ライン圧路４１は分岐するようになっており、プライマリプーリ２０に向けて延びる第１プライマリ圧路４３は、第１減圧弁であるフェイルセーフ弁４４を介してプライマリプーリ２０の作動油室Ｐ１に接続され、セカンダリプーリ２１に向けて延びるセカンダリ圧路４５はセカンダリプーリ２１の作動油室Ｓ１に接続されている。さらに、ライン圧制御弁４２にはプライマリプーリ２０の作動油室Ｐ２に連通する第２プライマリ圧路４６が接続されており、この第２プライマリ圧路４６には、変速制御圧であるプライマリ圧Ｐｐを調圧する変速比制御弁としてのプライマリ圧制御弁４７と、プライマリ圧Ｐｐの上限圧力を制御する第２減圧弁としてのリミッタ弁４８とが設けられている。

すなわち、プライマリ側の作動油室Ｐ１にはライン圧制御弁４２によって調圧されたライン圧ＰＬが供給され、プライマリ側の作動油室Ｐ２にはプライマリ圧制御弁４７によって調圧されたプライマリ圧Ｐｐが供給されるため、以下の式(１)に従って求められるクランプ力Ｆｐがプライマリプーリ２０に発生することになる。また、セカンダリ側の作動油室Ｓ１にはライン圧制御弁４２によって調圧されたライン圧ＰＬが供給されるため、以下の式(２)に従って求められるクランプ力Ｆｓがセカンダリプーリ２１に発生することになる。そして、クランプ力Ｆｐ，Ｆｓの大きさを制御することにより、駆動ベルト２２の巻き付け径を変化させて変速比を制御することが可能となる。なお、ＡＰ１は作動油室Ｐ１の受圧面積であり、ＡＰ２は作動油室Ｐ２の受圧面積であり、ＡＳは作動油室Ｓ１の受圧面積である。
Ｆｐ＝ＡＰ１×ＰＬ＋ＡＰ２×Ｐｐ・・・(１)
Ｆｓ＝ＡＳ×ＰＬ・・・(２)

このようなライン圧制御弁４２およびプライマリ圧制御弁４７はソレノイド部４２ａ，４７ａを備えた電磁流量制御弁となっており、各ソレノイド部４２ａ，４７ａに対してＣＶＴ制御ユニット５０から駆動電流が供給されるようになっている。また、ＣＶＴ制御ユニット５０は、図示しないマイクロプロセッサ(ＣＰＵ)を備えており、このＣＰＵにはバスラインを介してＲＯＭ、ＲＡＭおよびＩ／Ｏポートが接続される。ＲＯＭには制御プログラムや各種マップデータなどが格納され、ＲＡＭにはＣＰＵで演算処理したデータが一時的に格納される。さらに、Ｉ／Ｏポートを介してＣＰＵには各種センサから車両の走行状態を示す検出信号が入力されている。

ＣＶＴ制御ユニット５０に検出信号を入力する各種センサとしては、プライマリプーリ２０のプライマリ回転数を検出するプライマリ回転数センサ５１、セカンダリプーリ２１のセカンダリ回転数を検出するセカンダリ回転数センサ５２、アクセルペダルの踏み込み量を検出するアクセルペダルセンサ５３、車速を検出する車速センサ５４などがある。また、ＣＶＴ制御ユニット５０にはエンジン制御ユニット５５が接続されており、このエンジン制御ユニット５５からスロットル開度やエンジン回転数などのエンジン制御情報が入力されるようになっている。

続いて、目標プライマリ圧Ｐｐを算出してプライマリ圧制御弁４７に対する駆動電流を設定する際の手順と、目標ライン圧ＰＬを算出してライン圧制御弁４２に対する駆動電流を設定する際の手順とについて説明する。図３はＣＶＴ制御ユニット５０の変速制御系を示すブロック図である。

図３に示すように、目標プライマリ圧Ｐｐを設定するため、目標プライマリ回転数算出部６０は、車速Ｖとスロットル開度Ｔｏに基づき所定の変速マップを参照して目標プライマリ回転数Ｎｐを算出し、目標変速比算出部６１は、目標プライマリ回転数Ｎｐと実セカンダリ回転数Ｎｓ’とに基づき目標変速比ｉを算出する。次いで、油圧比算出部６２は、目標変速比ｉに対応する目標プライマリ圧Ｐｐと目標ライン圧ＰＬとの油圧比(Ｐｐ／ＰＬ)を算出し、目標プライマリ圧算出部６３は、この油圧比に後述する目標ライン圧ＰＬを乗算して目標プライマリ圧Ｐｐを算出する。また、実変速比算出部６４は、実プライマリ回転数Ｎｐ’と実セカンダリ回転数Ｎｓ’とに基づき実変速比ｉ’を算出し、フィードバック値算出部６５は、実変速比ｉ’と目標変速比ｉとに基づきフィードバック値ｆを算出する。そして、ＣＶＴ制御ユニット５０は、フィードバック制御された目標プライマリ圧Ｐｐに基づき駆動電流を設定した後に、この駆動電流をプライマリ圧制御弁４７に対して出力し、プライマリプーリ２０のクランプ力Ｆｐを目標変速比ｉに向けて制御することになる。

また、目標ライン圧ＰＬを算出するため、入力トルク算出部６６は、エンジン回転数Ｎｅとスロットル開度Ｔｏとに基づきエンジントルクを算出した後に、このエンジントルクにトルクコンバータ３０の増幅トルクを加え、プライマリプーリ２０に入力される入力トルクＴｉを算出する。そして、必要ライン圧算出部６７は、目標変速比ｉに基づき所定の特性マップを参照し、単位トルク当りの必要ライン圧(ＰＬ／Ｔｉ)を算出する。そして、目標ライン圧算出部６８は、単位トルク当りの目標ライン圧(ＰＬ／Ｔｉ)に入力トルクＴｉを乗算し、セカンダリプーリ２１に供給する目標ライン圧ＰＬを算出する。続いて、ＣＶＴ制御ユニット５０は、目標ライン圧ＰＬに基づき駆動電流を設定した後に、この駆動電流をライン圧制御弁４２に対して出力することにより、セカンダリプーリ２１を適切なクランプ力Ｆｓによって締め付け動作させることができ、駆動ベルト２２の滑りを抑制することが可能となる。

以下、無段変速機１０の変速比特性について説明し、変速制御を実行する際の油圧供給状態について説明する。図４は変速比ｉとクランプ力比Ｆｒとトルク比Ｔｒとの関係を示す特性線図である。なお、クランプ力比Ｆｒとはクランプ力Ｆｐのクランプ力Ｆｓに対する比(Ｆｐ／Ｆｓ)であり、トルク比Ｔｒとは入力トルクＴｉのスリップトルクＴｓに対する比(Ｔｉ／Ｔｓ)である。また、スリップトルクＴｓとは駆動ベルト２２に滑りが発生する限界トルクである。

図４に示すように、無段変速機１０の変速比ｉはクランプ力比Ｆｒとトルク比Ｔｒとの双方によって変化するようになっている。たとえば、トルク比Ｔｒを一定に保った状態のもとで、クランプ力比Ｆｒを引き上げた場合には変速比ｉがオーバードライブ側に引き下げられ、クランプ力比Ｆｒを引き下げた場合には変速比ｉがロー側に引き上げられる。また、クランプ力比Ｆｒを一定に保った状態のもとで、トルク比Ｔｒを引き上げた場合には変速比ｉがロー側に引き上げられ、トルク比Ｔｒを引き下げた場合には変速比ｉがオーバードライブ側に引き下げられるようになっている。なお、入力トルクＴｉが加速トルクである場合にはトルク比Ｔｒが正の値となって表され、入力トルクＴｉが減速トルクである場合にはトルク比Ｔｒが負の値となって表されている。

続いて、変速比ｉを最大値(ロー状態)と最小値(オーバードライブ状態)とに制御する際の油圧供給状態について説明する。図５は変速比ｉをロー状態に制御したときの油圧供給状態を示す概略図であり、図６は変速比ｉをオーバードライブ状態に制御したときの油圧供給状態を示す概略図である。図５に示すように、変速比ｉをロー状態に制御する際には、プライマリ圧制御弁４７を遮断状態に切り換えることによって作動油の供給が遮断される。これにより、プライマリ側の作動油室Ｐ２に供給されるプライマリ圧Ｐｐを０まで引き下げることができるため、クランプ力Ｆｐを引き下げるとともにクランプ力比Ｆｒを引き下げることができ、変速比ｉをロー状態まで引き上げることが可能となる。なお、変速比ｉをロー状態に制御する際のクランプ力比Ｆｒは、以下の式(３)に従って求めることが可能である。
Ｆｒ＝(ＡＰ１×ＰＬ)／(ＡＳ×ＰＬ)＝ＡＰ１／ＡＳ・・・(３)

ここで、車両仕様等によって設定される最大変速速度をダウンシフト時において達成するため、セカンダリ側の受圧面積ＡＳに対するプライマリ側の受圧面積ＡＰ１は以下のように設定されている。まず、全ての変速比領域および全てのトルク比領域においてプライマリプーリ２０に発生するクランプ力Ｆｐを算出し、これらのクランプ力Ｆｐから最小のクランプ力Ｆｐを算出する。次いで、変速速度(ｄｉ／ｄｔ)を求める以下の式(４)に基づいて、最小のクランプ力Ｆｐにおいて最大変速速度を満たすために必要なクランプ力Ｆｐ’を算出し、このクランプ力Ｆｐ’によって得られるクランプ力比Ｆｒ(たとえば、０．５)を算出する。なお、式(４)に記載されるＦｐとは現時点の変速比ｉを維持するために必要なクランプ力であり、Ｆｐ’とは変速中のプライマリプーリ２０に対して実際に発生しているクランプ力である。
ｄｉ／ｄｔ＝ｋ(ｉ)×Ｎｐ×ΔＦｐ＝ｋ(ｉ)×Ｎｐ×(Ｆｐ−Ｆｐ’)・・・(４)

そして、算出されたクランプ力比Ｆｒ(０．５)を前述した式(３)に入力することにより、受圧面積ＡＰ１と受圧面積ＡＳとの関係はＡＰ１＝０．５ＡＳとして設定されることになる。このように、受圧面積ＡＰ１を受圧面積ＡＳの半分に設定することにより、作動油室Ｐ２に対するプライマリ圧Ｐｐの供給を遮断することによってクランプ力比Ｆｒを０．５まで引き下げることが可能となる。つまり、図４に示すように、ロー状態の変速比ｉ＝２．０が取り得る最小クランプ力比Ｆｒが０．７付近であることから、クランプ力比Ｆｒを０．５まで引き下げることが可能なプーリ構造を採用することにより、如何なるダウンシフト状況においても要求される最大変速速度を満たしながらダウンシフトを実行することが可能となる。

次いで、図６に示すように、変速比ｉをオーバードライブ状態に制御する際には、プライマリ圧制御弁４７を連通状態に切り換えることによって作動油がそのまま供給される。これにより、プライマリ側の作動油室Ｐ２に供給されるプライマリ圧Ｐｐをライン圧ＰＬまで引き上げることができるため、クランプ力Ｆｐを引き上げるとともにクランプ力比Ｆｒを引き上げることができ、変速比ｉをオーバードライブ状態まで引き下げることが可能となる。なお、変速比ｉをオーバードライブ状態に制御する際のクランプ力比Ｆｒは、以下の式(５)に従って求めることが可能である。
Ｆｒ＝(ＡＰ１×ＰＬ＋ＡＰ２×ＰＬ)／(ＡＳ×ＰＬ)＝ＡＰ１＋ＡＰ２／ＡＳ・・・(５)

ここで、車両仕様等によって設定される最大変速速度をアップシフト時において達成するため、セカンダリ側の受圧面積ＡＳに対するプライマリ側の受圧面積ＡＰ１，ＡＰ２は以下のように設定されている。まず、全ての変速比領域および全てのトルク比領域においてプライマリプーリ２０に発生するクランプ力Ｆｐを算出し、これらのクランプ力Ｆｐから最大のクランプ力Ｆｐを算出する。次いで、変速速度(ｄｉ／ｄｔ)を求める前述の式(４)に基づいて、最大のクランプ力Ｆｐにおいて最大変速速度を満たすために必要なクランプ力Ｆｐ’を算出し、このクランプ力Ｆｐ’によって得られるクランプ力比Ｆｒ(たとえば、１．９)を算出する。

そして、算出されたクランプ力比Ｆｒ(１．９)を前述した式(５)に入力することにより、受圧面積ＡＰ１，ＡＰ２と受圧面積ＡＳとの関係はＡＰ１＋ＡＰ２＝１．９ＡＳとして設定されることになる。さらに、前述したように、ＡＰ１＝０．５ＡＳであることから、受圧面積ＡＰ２と受圧面積ＡＳとの関係はＡＰ２＝１．４ＡＳとして設定されることになる。このように、受圧面積ＡＰ２を受圧面積ＡＳの１．４倍に設定することにより、作動油室Ｐ２に供給するプライマリ圧Ｐｐをライン圧ＰＬまで引き上げることによってクランプ力比Ｆｒを１．９まで引き上げることが可能となる。つまり、図４に示すように、オーバードライブ状態の変速比ｉ＝０．４５が取り得る最大クランプ力比Ｆｒが１．６付近であることから、クランプ力比Ｆｒを１．９まで引き上げることが可能なプーリ構造を採用することにより、如何なるアップシフト状況においても要求される最大変速速度を満たしながらアップシフトを実行することが可能となる。

これまで説明したように、プライマリプーリ２０に対して２つの作動油室Ｐ１，Ｐ２を形成し、プライマリ側の作動油室Ｐ１とセカンダリ側の作動油室Ｓ１とを連通するようにしたので、作動油の消費流量を引き下げることが可能となる。つまり、変速方向によって作動油の供給方向が異なる２つの作動油室Ｐ１，Ｓ１を連通することにより、変速時において作動油室Ｐ１，Ｓ１からの作動油排出量を抑制することができる。これにより、オイルポンプ４０にかかる負荷を軽減することができるため、エンジン１１の燃費性能を向上させることが可能となる。また、ダウンシフト時やアップシフト時の変速速度を考慮して受圧面積ＡＳに対する受圧面積ＡＰ１，ＡＰ２を設定するようにしたので、作動油室Ｐ１，Ｓ１からの作動油排出量を抑制した場合であっても変速速度を十分に確保することが可能となる。

以下、本発明の制御装置が備えるフェイルセーフ機能(リンプホーム機能)について説明する。ここで、図７はライン圧制御弁４２とプライマリ圧制御弁４７とがフェイル状態に陥った場合の油圧供給状態を示す概略図である。図２および図７に示すように、第２プライマリ圧路４６に設けられるフェイルセーフ弁４４は、ライン圧制御弁４２から出力された作動油をパイロット流体として用いるパイロット切換弁であり、ライン圧ＰＬが第１制限圧としての上限ライン圧ＰＬｍａｘを下回るときには図２の油圧供給位置に切り換えられる一方、ライン圧ＰＬが上限ライン圧ＰＬｍａｘを上回るときには図７の油圧排出位置に切り換えられるようになっている。ここで、上限ライン圧ＰＬｍａｘとは正常時にライン圧制御弁４２によって調圧される最大ライン圧であり、ライン圧制御弁４２が制御不能に陥った場合に上限ライン圧ＰＬｍａｘを上回るライン圧ＰＬが出力されることになる。

つまり、図７に示すように、ライン圧制御弁４２がフェイル状態に陥ることにより、ライン圧ＰＬが上限ライン圧ＰＬｍａｘを上回る状態のもとでは、フェイルセーフ弁４４が油圧排出位置に切り換えられるため、プライマリ側の作動油室Ｐ１から作動油が排出されて作動油室Ｐ１内の圧力は０まで引き下げられることになる。なお、フェイルセーフ弁４４は上流側の作動油によって切り換えられるため、ライン圧ＰＬが上限ライン圧ＰＬｍａｘを上回る間は作動油室Ｐ１から作動油が排出され続けるようになっている。

また、図２および図７に示すように、第２プライマリ圧路４６に設けられるリミッタ弁４８は、リミッタ弁４８から出力された作動油をパイロット流体として用いるパイロット切換弁であり、プライマリ圧Ｐｐが第２制限圧としての上限プライマリ圧Ｐｐｌを下回るときには図２の油圧供給位置に切り換えられる一方、プライマリ圧Ｐｐが上限プライマリ圧Ｐｐｌを上回るときには図７の油圧排出位置に切り換えられるようになっている。ここで、上限プライマリ圧Ｐｐｌとは上限ライン圧ＰＬｍａｘよりも高く設定される圧力であり、ライン圧制御弁４２とプライマリ圧制御弁４７との双方がフェイル状態に陥ったときに、リミッタ弁４８に対して供給される圧力となっている。

つまり、図７に示すように、ライン圧制御弁４２とプライマリ圧制御弁４７とがフェイル状態に陥ることにより、プライマリ圧Ｐｐが上限プライマリ圧Ｐｐｌを上回る状態のもとでは、リミッタ弁４８が油圧排出位置に切り換えられるため、作動油室Ｐ２に供給されるプライマリ圧Ｐｐを上限プライマリ圧Ｐｐｌに制限することが可能となる。なお、リミッタ弁４８は下流側の作動油によって切り換えられるため、プライマリ圧Ｐｐが上限プライマリ圧Ｐｐｌを下回るときには油圧供給位置に切り換えられる一方、プライマリ圧Ｐｐが上限プライマリ圧Ｐｐｌを上回るときには油圧排出位置に切り換えられ、作動油室Ｐ２内の圧力を上限プライマリ圧Ｐｐｌに維持することが可能となっている。

続いて、リミッタ弁４８によって制限される上限プライマリ圧Ｐｐｌの設定方法について説明する。ライン圧制御弁４２やプライマリ圧制御弁４７がフェイル状態に陥った場合であっても、走行中の安全性を確保するとともに動力性能を確保する必要があることから、フェイル時(故障時)の目標変速比ｉをロー状態とオーバードライブ状態との間の１．０に設定することが望ましい。ここで、図４に示すように、トルク比Ｔｒが０のときに変速比ｉを１．０に制御するためには、クランプ力比Ｆｒを１．０に設定する必要がある。

前述したように、ライン圧制御弁４２とプライマリ圧制御弁４７とがフェイル状態に陥ると、作動油室Ｐ１内の圧力はフェイルセーフ弁４４の作動によって０に引き下げられ、作動油室Ｐ２内の圧力はリミッタ弁４８の作動によって上限プライマリ圧Ｐｐｌに維持される。そして、セカンダリ側の作動油室Ｓ１にはオイルポンプ４０の最大吐出圧Ｐｍａｘが供給されることになる。このときのクランプ力比Ｆｒは以下の式(６)に従って求められ、このクランプ力比Ｆｒを１．０に設定する必要があることから、上限プライマリ圧Ｐｐｌは以下の式(７)に従って求められることになる。
Ｆｒ＝(ＡＰ１×０＋ＡＰ２×Ｐｐｌ)／ＡＳ×Ｐｍａｘ＝１．４×Ｐｐｌ／Ｐｍａｘ・・・(６)
Ｐｐｌ＝０．７１４×Ｐｍａｘ・・・(７)

すなわち、最大吐出圧Ｐｍａｘの０．７１４倍に上限プライマリ圧Ｐｐｌを制限するようにリミッタ弁４８を調整しておくことにより、ライン圧制御弁４２とプライマリ圧制御弁４７とがフェイル状態に陥った場合に、変速比ｉが１．０に向けて制御されるように油圧制御回路を構成することが可能となる。これにより、走行中の急激なダウンシフトを回避して安全性を確保するとともに、最低限の走行性能を確保することが可能となる。しかも、流量制御弁であるライン圧制御弁４２とプライマリ圧制御弁４７とを組み込んだ状態で、前述したフェイルセーフ機能を達成することができるため、正常時の変速制御における安定性を確保することも可能となっている。

なお、ライン圧制御弁４２のみがフェイル状態に陥った場合には、プライマリ圧制御弁４７を全開状態に制御することによって、前述したように変速比ｉを１．０に向けて制御することが可能となる。また、プライマリ圧制御弁４７のみがフェイル状態に陥った場合には、ライン圧制御弁４２によってライン圧ＰＬが上限ライン圧ＰＬｍａｘを上回るように引き上げられることにより、走行中の急激なダウンシフトを回避して安全性を確保することが可能となる。なお、この場合には作動油室Ｐ２，Ｓ１に供給される油圧が等しくなるため、クランプ力比Ｆｒは１．４に向けて制御されることになる。

本発明は前記実施の形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能であることはいうまでもない。たとえば、前述の説明では、プライマリプーリ２０に２つの作動油室Ｐ１，Ｐ２を形成し、セカンダリプーリ２１に１つの作動油室Ｓ１を形成しているが、これに限られることはなく、プライマリプーリ２０に１つの作動油室を形成し、セカンダリプーリ２１に２つの作動油室を形成しても良い。つまり、プライマリプーリ２０を締付プーリとして機能させ、セカンダリプーリ２１を変速プーリとして機能させるようにしても良い。

また、ダウンシフト時の最大変速速度を考慮して、受圧面積ＡＰ１と受圧面積ＡＳとの関係をＡＰ１＝０．５ＡＳに設定し、アップシフト時の最大変速速度を考慮して、受圧面積ＡＰ１，ＡＰ２と受圧面積ＡＳとの関係をＡＰ１＋ＡＰ２＝１．９ＡＳに設定しているが、これらの数値に限られることはなく、適宜変更しても良いことはいうまでもない。

さらに、ライン圧制御弁４２とプライマリ圧制御弁４７とがフェイル状態に陥った場合には、変速比ｉが１．０に向けて制御されるようにリミッタ弁４８の上限プライマリ圧Ｐｐｌを設定しているが、これに限られることはなく、他の目標変速比に向けて変速比ｉを制御するように上限プライマリ圧Ｐｐｌを変更しても良い。

なお、動力伝達要素として駆動ベルト２２を用いるようにしているが、これに限られることはなく、動力伝達要素として駆動チェーンを用いるようにしても良い。また、ライン圧制御弁４２やプライマリ圧制御弁４７は、一義的に作動油の流量を制御することによってライン圧ＰＬやプライマリ圧Ｐｐを制御するようにした流量制御弁であるが、これに限られることはなく、一義的に作動油の圧力を制御するようにした圧力制御弁を採用しても良い。

無段変速機を示すスケルトン図であり、この無段変速機は本発明の一実施の形態である制御装置によって制御されている。無段変速機の油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。ＣＶＴ制御ユニットの変速制御系を示すブロック図である。変速比とクランプ力比とトルク比との関係を示す特性線図である。変速比をロー状態に制御したときの油圧供給状態を示す概略図である。変速比をオーバードライブ状態に制御したときの油圧供給状態を示す概略図である。ライン圧制御弁とプライマリ圧制御弁とがフェイル状態に陥った場合の油圧供給状態を示す概略図である。

符号の説明

１０無段変速機
２０プライマリプーリ(変速プーリ)
２１セカンダリプーリ(締付プーリ)
２２駆動ベルト(動力伝達要素)
４０オイルポンプ(油圧供給源)
４２ライン圧制御弁
４４フェイルセーフ弁(第１減圧弁)
４７プライマリ圧制御弁(変速比制御弁)
４８リミッタ弁(第２減圧弁)
Ｐ１作動油室(第１変速圧室)
Ｐ２作動油室(第２変速圧室)
Ｓ１作動油室(締付圧室)
ＰＬライン圧
Ｐｐプライマリ圧(変速制御圧)
ＰＬｍａｘ上限ライン圧(第１制限圧)
Ｐｐｌ上限プライマリ圧(第２制限圧)

Claims

プーリ溝幅を制御する第１変速圧室および第２変速圧室を備える変速プーリと、プーリ溝幅を制御する締付圧室を備える締付プーリと、前記変速プーリと前記締付プーリとに巻き掛けられる動力伝達要素とを有する無段変速機の制御装置であって、
油圧供給源と前記締付プーリとの間に設けられ、前記第１変速圧室および前記締付圧室に供給されるライン圧を調圧するライン圧制御弁と、
前記ライン圧制御弁と前記変速プーリとの間に設けられ、前記第２変速圧室に供給される変速制御圧を調圧する変速比制御弁と、
前記ライン圧制御弁と前記変速プーリとの間に設けられ、ライン圧が第１制限圧を上回るときにライン圧を減圧する第１減圧弁と、
前記変速比制御弁と前記変速プーリとの間に設けられ、変速制御圧が第２制限圧を上回るときに変速制御圧を減圧する第２減圧弁とを有することを特徴とする無段変速機の制御装置。
請求項１記載の無段変速機の制御装置において、
前記第１減圧弁は前記ライン圧制御弁と前記第１変速圧室との間に設けられ、前記第１変速圧室に供給されるライン圧を減圧することを特徴とする無段変速機の制御装置。
請求項１または２記載の無段変速機の制御装置において、
前記第２減圧弁は前記変速比制御弁と前記第２変速圧室との間に設けられ、前記第２変速圧室に供給される変速制御圧を減圧することを特徴とする無段変速機の制御装置。
請求項１〜３のいずれか１項に記載の無段変速機の制御装置において、
前記締付圧室に対する前記第１変速圧室の大きさは、ダウンシフト時に要求される変速速度に基づいて設定されることを特徴とする無段変速機の制御装置。
請求項１〜４のいずれか１項に記載の無段変速機の制御装置において、
前記締付圧室に対する前記第１変速圧室および前記第２変速圧室の大きさは、アップシフト時に要求される変速速度に基づいて設定されることを特徴とする無段変速機の制御装置。
請求項１〜５のいずれか１項に記載の無段変速機の制御装置において、
前記第１制限圧は前記ライン圧制御弁によって調圧される最大ライン圧であることを特徴とする無段変速機の制御装置。
請求項１〜６のいずれか１項に記載の無段変速機の制御装置において、
前記ライン圧制御弁および前記変速比制御弁が故障したときの目標変速比に基づいて前記第２制限圧を設定することを特徴とする無段変速機の制御装置。