JP2014114828A - 油圧制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】バルブボディの小型化およびコスト低減を図りつつ、プライマリプーリに供給される油圧の異常に対するフェールセーフ機能を実現することができる油圧制御装置を提供する。
【解決手段】プライマリ圧Ｐｉｎに応じて変速比γを変更するＣＶＴを搭載した車両に用いられる油圧制御装置は、プライマリ圧を調圧するプライマリ圧コントロールバルブと、セカンダリ圧を調圧するセカンダリ圧コントロールバルブと、要求される変速比に応じたプライマリ圧を発生させることができない値までプライマリ圧が低下する油圧異常が生じたか否かを判定し、油圧異常と判定されたことを条件にセカンダリ圧を排出させるようセカンダリ圧コントロールバルブを制御するＥＣＵとを備える。
【選択図】図９

Description

本発明は、油圧制御装置に関する。

従来、この種の油圧制御装置として、プライマリプーリおよびセカンダリプーリを備えたベルト式無段変速機（以下、ＣＶＴという）に適用され、各種油圧バルブとして例えばプライマリプーリに油圧を供給するプライマリ圧設定バルブと、セカンダリプーリに油圧を供給するセカンダリ圧設定バルブと、プライマリ圧設定バルブとプライマリシリンダとの間に接続されたフェールセーフバルブとを備えたものが知られている（例えば、特許文献１参照）。

この油圧制御装置では、プライマリ圧設定バルブから出力されるプライマリ圧に異常が生じた場合、例えばプライマリ圧が不足しているような場合には、セカンダリ圧設定バルブからフェールセーフバルブを介してプライマリシリンダに油圧を供給するようになっている。

特開２０１１−１２７６３２号公報

しかしながら、上述した従来の油圧制御装置にあっては、例えばプライマリ圧の異常発生時の対応としてフェールセーフバルブが必須となることから、フェールセーフバルブを備える分だけコストアップやバルブボディの大型化に繋がるという問題があった。

本発明は、上述のような問題を解決するためになされたもので、バルブボディの小型化およびコスト低減を図りつつ、プライマリプーリに供給される油圧の異常に対するフェールセーフ機能を実現することができる油圧制御装置を提供することを目的とする。

本発明に係る油圧制御装置は、上記目的達成のため、（１）プライマリプーリと、セカンダリプーリと、前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを備え、前記プライマリプーリに供給されるプライマリ圧に応じて変速比を変更する無段変速機を搭載した車両に用いられる油圧制御装置であって、前記プライマリ圧を調圧するプライマリ圧コントロールバルブと、前記セカンダリプーリに供給されるセカンダリ圧を調圧するセカンダリ圧コントロールバルブと、前記プライマリ圧が低下する油圧異常が生じたか否かを判定する油圧異常判定手段と、前記油圧異常判定手段によって前記油圧異常と判定されたことを条件に、前記セカンダリ圧コントロールバルブを介して前記セカンダリ圧を排出させるよう前記セカンダリ圧コントロールバルブを制御する制御手段と、を備える。

この構成により、本発明に係る油圧制御装置は、プライマリ圧が低下する油圧異常と判定された際にはセカンダリ圧コントロールバルブを介してセカンダリ圧を排出させるので、セカンダリ圧を低下させてセカンダリプーリの有効半径を小さくすることができる。このとき、プライマリプーリおよびセカンダリプーリの有効半径は、遠心力により生じる油圧、いわゆる遠心油圧によって定まることとなる。

このため、本発明に係る油圧制御装置は、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間に生じる有効半径の差を、セカンダリ圧を排出させない場合と比較して小さくすることができる。したがって、本発明に係る油圧制御装置は、セカンダリ圧を排出させない場合と比較して、プライマリプーリおよびセカンダリプーリの有効半径により定まる変速比を小さくすることができる。

この結果、本発明に係る油圧制御装置は、フェールセーフバルブを設けなくとも急なダウンシフトの継続を防止することができる。よって、本発明に係る油圧制御装置は、バルブボディの小型化およびコスト低減を図りつつ、プライマリプーリに供給される油圧の異常に対するフェールセーフ機能を実現することができる。

本発明に係る油圧制御装置は、上記（１）に記載の油圧制御装置において、（２）前記プライマリプーリは、前記プライマリ圧に応じて可動シーブを可動させるプライマリ側油圧シリンダを有し、前記セカンダリプーリは、前記セカンダリ圧に応じて可動シーブを可動させるセカンダリ側油圧シリンダと、前記セカンダリ側油圧シリンダに対して生ずる遠心油圧をキャンセルする遠心油圧キャンセル室とを有し、前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリのそれぞれの遠心油圧係数が、所定の車速において前記プライマリプーリの回転数が予め定められた許容回転数を上回ることのない値となるように、前記プライマリ側油圧シリンダおよび前記セカンダリ側油圧シリンダの受圧面積、ならびに前記遠心油圧キャンセル室の受圧面積を設定した構成を有する。

この構成により、本発明に係る油圧制御装置は、プライマリプーリおよびセカンダリプーリのそれぞれの遠心油圧係数が、所定の車速においてプライマリプーリの回転数が予め定められた許容回転数を上回ることのない値となるように、プライマリ側油圧シリンダおよびセカンダリ側油圧シリンダの受圧面積、ならびに遠心油圧キャンセル室の受圧面積を設定した。

これにより、本発明に係る油圧制御装置は、プライマリ圧が低下する油圧異常に対してセカンダリ圧を排出させた際に遠心油圧によって定まる変速比を、所定の車速においてプライマリプーリの回転数が許容回転数を上回ることのないような変速比とすることができる。したがって、本発明に係る油圧制御装置は、上記油圧異常の際にも最低限の走行性能を確保することができる。

本発明に係る油圧制御装置は、上記（１）または（２）に記載の油圧制御装置において、（３）前記所定の車速において、前記プライマリプーリの回転数が前記許容回転数未満となるときの前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリの遠心油圧により定まる変速比をγ_ＣＦとし、前記変速比γ_ＣＦを実現可能な前記セカンダリプーリおよび前記プライマリプーリの推力比をτとし、前記セカンダリプーリの回転数をＮｏｕｔとし、前記セカンダリプーリが有するリターンスプリングのスプリング推力をＦｓｐｒとし、前記セカンダリプーリの遠心油圧係数をＫｏｕｔとし、前記プライマリプーリの回転数をＮｉｎとし、前記プライマリプーリの遠心油圧係数をＫｉｎとしたとき、次式（１）を満たす前記遠心油圧係数Ｋｏｕｔおよび前記遠心油圧係数Ｋｉｎとなるよう、前記プライマリ側油圧シリンダおよび前記セカンダリ側油圧シリンダの受圧面積、ならびに前記遠心油圧キャンセル室の受圧面積を設定した構成を有する。

この構成により、本発明に係る油圧制御装置は、プライマリ圧が低下する油圧異常に対してセカンダリ圧を排出させた際に遠心油圧によって定まる変速比を、所定の車速においてプライマリプーリの回転数が許容回転数を上回ることのないような変速比γ_ＣＦとすることができる。したがって、本発明に係る油圧制御装置は、上記油圧異常の際にも最低限の走行性能を確保することができる。

本発明に係る油圧制御装置は、上記（２）または（３）に記載の油圧制御装置において、（４）前記所定の車速は、前記車両の最高速度である構成を有する。

この構成により、本発明に係る油圧制御装置は、車速が高いほどハイ側の変速比となることを考慮して上記油圧異常時に最も不利となる最高速度下において、プライマリプーリの回転数が許容回転数を上回ることのない値となるように、プライマリ側油圧シリンダおよびセカンダリ側油圧シリンダの受圧面積、ならびに遠心油圧キャンセル室の受圧面積を設定することができる。これにより、本発明に係る油圧制御装置は、上記油圧異常時に車速が最高速度となった場合であっても、最低限の走行性能を確保することができる。

本発明に係る油圧制御装置は、上記（１）〜（４）に記載の油圧制御装置において、（５）前記油圧異常判定手段は、前記無段変速機に動力伝達可能に接続された内燃機関の機関回転数が前記許容回転数の上限に達したときに前記油圧異常が生じていると判定する構成を有する。

この構成により、本発明に係る油圧制御装置は、内燃機関の機関回転数が許容回転数の上限に達したときに油圧異常が生じていると判定し、セカンダリ圧を排出させるので、ダウンシフトの継続によって機関回転数が許容回転数を超えてしまう、いわゆる内燃機関のオーバレブ状態を回避することができる。

本発明によれば、バルブボディの小型化およびコスト低減を図りつつ、プライマリプーリに供給される油圧の異常に対するフェールセーフ機能を実現することができる油圧制御装置を提供することができる。

本発明の実施の形態に係る油圧制御装置を備えた車両を示す概略ブロック構成図である。 本発明の実施の形態に係るトランスアクスルの構成を示す概略図である。 本発明の実施の形態に係る油圧制御回路の要部を示す概略図である。 本発明の実施の形態に係るセカンダリ圧コントロールバルブの油路切替を示す概略図である。 本発明の実施の形態に係るプライマリプーリの構成を示す断面図である。 本発明の実施の形態に係るセカンダリプーリの構成を示す断面図である。 車速に対する変速比およびプライマリプーリ回転数の変化を示すグラフである。 本発明の実施の形態に係るＥＣＵにより実行されるフェールセーフ制御を示すフローチャートである。 本発明の実施の形態に係る油圧制御装置の作用を説明するグラフである。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しつつ説明する。

まず、構成について説明する。

図１に示すように、本実施の形態に係る車両１０は、駆動源としての内燃機関であるエンジン１１と、エンジン１１の出力軸としてのクランクシャフト１５と、エンジン１１において発生した動力を伝達するとともに車両１０の走行状態に応じて変速比を連続的に変化させるベルト式無段変速機（以下、単に「ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission」という）７０とデファレンシャル機構４０とを備えたトランスアクスル２０と、ＣＶＴ７０などを油圧により制御するための油圧制御回路３０と、デファレンシャル機構４０によって伝達された動力を後述する駆動輪４５Ｌ、４５Ｒに伝達する駆動軸としてのドライブシャフト４３Ｌ、４３Ｒと、ドライブシャフト４３Ｌ、４３Ｒによって伝達された動力を用いて回転することにより車両１０を駆動させる駆動輪４５Ｌ、４５Ｒとを備えている。

さらに、車両１０は、車両１０全体を制御するための車両用電子制御装置としてのＥＣＵ（Electronic Control Unit）１００を備えている。また、車両１０には、クランクセンサ８１と、シフトセンサ８２と、駆動軸回転数センサ８３と、アクセル開度センサ８４と、その他図示しない各種センサが設けられている。これらセンサは、検出した検出信号を、ＥＣＵ１００に入力するように、ＥＣＵ１００と接続されている。

エンジン１１は、ＣＶＴ７０に動力伝達可能に接続されている。エンジン１１は、ガソリンあるいは軽油等の炭化水素系の燃料と空気との混合気を、図示しないシリンダの燃焼室内で燃焼させることによって動力を出力する公知の動力装置により構成されている。エンジン１１は、燃焼室内で混合気の吸気、燃焼および排気を断続的に繰り返すことによりシリンダ内のピストンを往復移動させ、ピストンと動力伝達可能に連結されたクランクシャフト１５（図２参照）を回転させることにより、トランスアクスル２０に動力を伝達するようになっている。なお、エンジン１１に用いられる燃料は、エタノール等のアルコールを含むアルコール燃料であってもよい。

トランスアクスル２０は、エンジン１１から出力されたクランクシャフト１５（図２参照）の回転をＣＶＴ７０によって所望の変速比に応じて変速し、デファレンシャル機構４０を介してドライブシャフト４３Ｌ、４３Ｒに伝達するようになっている。デファレンシャル機構４０は、カーブ等を走行する場合に、駆動輪４５Ｌと駆動輪４５Ｒとの回転数の差を許容するものである。ＣＶＴ７０の構成については後述する。

油圧制御回路３０は、オイルポンプ２９（図２参照）によってオイルパン２８（図３参照）から汲み上げられたオイルを、ＥＣＵ１００によって制御される複数のソレノイド弁等により回路の切り替えおよび油圧を制御し、トランスアクスル２０に出力して、トランスアクスル２０を制御するようになっている。

駆動輪４５Ｌ、４５Ｒは、ドライブシャフト４３Ｌ、４３Ｒに取り付けられた金属製などのホイールと、このホイールの外周を覆うように取り付けられた樹脂製などのタイヤとを備えている。また、駆動輪４５Ｌ、４５Ｒは、ドライブシャフト４３Ｌ、４３Ｒによって伝達された動力により回転し、タイヤと路面との摩擦作用によって、車両１０を駆動させるようになっている。

ＥＣＵ１００は、中央演算処理装置としてのＣＰＵ（Central Processing Unit）と、
固定されたデータの記憶を行うＲＯＭ（Read Only Memory）と、一時的にデータを記憶するＲＡＭ（Random Access Memory）と、入力インターフェース回路と、出力インターフェース回路（いずれも図示しない）と、を有している。ＥＣＵ１００は、さらに、書き換え可能な不揮発性のメモリからなるＥＥＰＲＯＭ（Electrically Erasable and Programmable Read Only Memory）や、通信手段などを備えていてもよい。このＥＣＵ１００は、車両１０の制御を統括するようになっている。

例えば、ＲＯＭには、後述する本実施の形態に係る制御用プログラムなどが記憶され、記憶装置として機能するようになっている。ＣＰＵは、このＲＯＭに記憶された制御プログラムに基づいて演算処理を実行するようになっている。また、ＲＡＭは、ＣＰＵによる演算結果や、後述する各種センサから入力されたデータ等を一時的に記憶するようになっている。また、不揮発性のメモリにより構成されたＥＥＰＲＯＭやバックアップメモリなどによって、例えば、エンジン１１の停止時に保存すべきデータ等を記憶するようになっている。

上記ＣＰＵ、ＲＡＭおよびＲＯＭなどは、バスを介して互いに接続されるとともに、入力インターフェースおよび出力インターフェースと接続されている。入力インターフェースには、各種センサが接続されていて、これらセンサが検出した信号が入力されるようになっている。出力インターフェースには、例えば油圧制御回路３０を構成するソレノイド弁などが接続されており、ＥＣＵ１００が各種センサからの検出信号に基づいて、本実施の形態に係る各種制御を実行するようになっている。

さらに、ＥＣＵ１００には、クランクセンサ８１、シフトセンサ８２、駆動軸回転数センサ８３およびアクセル開度センサ８４をはじめとした各種センサ類が接続されている。

クランクセンサ８１は、クランクシャフト１５の回転数を検出して、検出した検出信号をＥＣＵ１００に入力するようになっている。クランクセンサ８１は、クランクシャフト１５のクランク位置やクランク角度を検知して、エンジン回転速度の信号を検出できるクランクポジションセンサである。ＥＣＵ１００は、クランクセンサ８１によって入力された検出信号が表すクランクシャフト１５の回転数を、機関回転数としてのエンジン回転数Ｎｅとして取得する。

シフトセンサ８２は、シフトレバー２１が複数の切り替え位置のうちいずれの切り替え位置にあるのかを検出し、シフトレバー２１の切り替え位置を表す検出信号をＥＣＵ１００に入力するようになっている。このシフトセンサ８２は、シフトレバー２１が、パーキング（Ｐ）、リバース（Ｒ）、ニュートラル（Ｎ）、ドライブ（Ｄ）、ロー（Ｌ）などの各種操作ポジションに選択されたことを検知するシフトポジションセンサである。

駆動軸回転数センサ８３は、ドライブシャフト４３Ｌまたは４３Ｒのいずれかの回転数を検出し、ドライブシャフト４３Ｌまたは４３Ｒのいずれかの回転数を表す検出信号をＥＣＵ１００に入力するようになっている。ＥＣＵ１００は、駆動軸回転数センサ８３によって入力された上記検出信号に基づいて、車両１０の走行速度を算出するようになっている。

アクセル開度センサ８４は、運転者の踏み込みにより操作されるアクセルペダル８８の近傍に配置され、アクセルペダル８８の開度（以下、アクセル開度Ａｃｃともいう）を検出するようになっている。このアクセル開度センサ８４は、アクセルペダル８８の踏込み量に対して直線的に出力電圧が得られるリニアタイプのアクセルポジションセンサにより構成されている。アクセル開度センサ８４は、エンジン１１の出力を決定するようになっており、アクセル開度Ａｃｃは、運転者の加速要求を表している。

次に、トランスアクスル２０の構成について、図２を参照して説明する。

図２は、本発明の実施の形態に係るトランスアクスル２０の構成を表す概略図である。

まず、エンジン１１において発生した回転動力は、クランクシャフト１５を介してトルクコンバータ（流体伝動装置）５０に伝達されるようになっている。トルクコンバータ５０に伝達された動力は、さらに、前後進切り替え機６０、ＣＶＴ７０、減速歯車機構８０を介してデファレンシャル機構４０に伝達され、左右の駆動輪４５Ｌ、４５Ｒに分配されるようになっている。すなわち、ＣＶＴ７０および前後進切り替え機６０は、エンジン１１から左右の駆動輪（例えば、後輪）４５Ｌ、４５Ｒに至る動力伝達経路に設けられている。

トルクコンバータ５０は、クランクシャフト１５に連結された、入力回転部材としてのポンプインペラ５１ｐと、タービンシャフト５５を介して前後進切り替え機６０に連結された、出力回転部材としてのタービンランナ５１ｔとを有している。また、トルクコンバータ５０は、一方向クラッチを介して非回転部材に回転可能に支持されたステータ５１ｓを有している。

ポンプインペラ５１ｐと、タービンランナ５１ｔとは対向して設けられており、それぞれ、多数のブレードが備えられていて、ポンプインペラ５１ｐとタービンランナ５１ｔとの間で、流体の運動エネルギーにより動力伝達が行われるようになっている。

ポンプインペラ５１ｐとタービンランナ５１ｔとの間には、燃費向上のため、ポンプインペラ５１ｐおよびタービンランナ５１ｔを一体的に連結して相互に一体回転させることができるようにするロックアップクラッチ（直結クラッチ）５２が設けられている。ロックアップクラッチ５２は、タービンシャフト５５と一体回転するように取り付けられているとともに、タービンシャフト５５の軸線方向に移動可能なように構成されている。

また、ポンプインペラ５１ｐには、ポンプインペラ５１ｐの回転に応じて作動するオイルポンプ２９が設けられている。オイルポンプ２９は、例えばギヤポンプなどの機械式のオイルポンプにより構成されており、油圧制御回路３０に油圧を供給するようになっている。

前後進切り替え機６０は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置によって構成されている。サンギヤ６１ｓは、トルクコンバータ５０のタービンシャフト５５に連結され、キャリヤ６２ｃは、ＣＶＴ７０の入力軸であるプライマリシャフト７１に連結されている。

ここで、前後進切り替え機６０は、キャリヤ６２ｃとサンギヤ６１ｓとの間に配設された前進クラッチ６４が油圧により係合させられると、サンギヤ６１ｓと、キャリヤ６２ｃと、リングギヤ６３ｒとが一体回転させられてタービンシャフト５５がプライマリシャフト７１に直結され、前進方向の駆動力が駆動輪４５Ｌ、４５Ｒに伝達されるようになっている。

また、前後進切り替え機６０は、リングギヤ６３ｒとハウジング６５との間に配設された後進ブレーキ６６が油圧により係合させられるとともに前進クラッチ６４が解放されると、タービンシャフト５５と一体的に回転するサンギヤ６１ｓの回転方向に対してサンギヤ６１ｓが相対回転しながら公転することによって、キャリヤ６２ｃはタービンシャフト５５の回転方向とは反対の方向に回転するようになっている。したがって、キャリヤ６２ｃと連結したプライマリシャフト７１はタービンシャフト５５に対して逆回転させられるため、後進方向の駆動力が駆動輪４５Ｌ、４５Ｒに伝達される。

一方、ＣＶＴ７０は、プライマリシャフト７１に設けられた有効径が可変のプライマリプーリ７２と、ＣＶＴ７０の出力軸であるセカンダリシャフト７９に設けられた有効径が可変のセカンダリプーリ７７と、プライマリプーリ７２およびセカンダリプーリ７７のそれぞれに形成されたＶ溝に巻き掛けられた伝動ベルト７５とを有している。この構成により、ＣＶＴ７０は、動力伝達要素として機能する伝動ベルト７５とプライマリプーリ７２およびセカンダリプーリ７７のＶ溝の内壁面との間の摩擦力を利用して動力を伝達するようになっている。本実施の形態におけるＣＶＴ７０は、本発明に係る無段変速機を構成する。

具体的には、プライマリプーリ７２は、互いに対向して対向面によってＶ溝を形成する可動シーブ７２ａと、固定シーブ７２ｂとを有しており、可動シーブ７２ａと固定シーブ７２ｂにより形成されるＶ溝に伝動ベルト７５が巻き掛けられている。

また、セカンダリプーリ７７は、互いに対向して対向面によってＶ溝を形成する可動シーブ７７ａと固定シーブ７７ｂとを備えており、可動シーブ７７ａと固定シーブ７７ｂにより形成されるＶ溝に伝動ベルト７５が巻き掛けられている。

プライマリプーリ７２およびセカンダリプーリ７７には、それぞれのＶ溝幅、すなわち伝動ベルト７５の巻き掛かり径を変更するために、可動シーブ７２ａを可動させるプライマリ側油圧シリンダ７３および可動シーブ７７ａを可動させるカンダリ側油圧シリンダ７８が備えられている。

そして、可動シーブ７２ａのプライマリ側油圧シリンダ７３に供給、あるいは排出されるオイルの流量が油圧制御回路３０（図１参照）によって制御されることにより、プライマリプーリ７２およびセカンダリプーリ７７のＶ溝幅が変化して伝動ベルト７５の巻き掛かり径（有効径）が変更されるようになっている。このように、プライマリプーリ７２およびセカンダリプーリ７７の軸方向に印加される推力の制御により、実変速比γ（＝プライマリプーリ７２のプライマリシャフト７１の実際の回転数Ｎｉｎ／セカンダリプーリ７７のセカンダリシャフト７９の実際の回転数Ｎｏｕｔ）を連続的、すなわち無段階に変化させることができる。

また、可動シーブ７７ａのセカンダリ側油圧シリンダ７８内の油圧は、セカンダリプーリ７７の伝動ベルト７５に対する挟圧力および伝動ベルト７５の張力にそれぞれ対応するものであって、伝動ベルト７５が滑りを生じないように、油圧制御回路３０（図１参照）により調圧されるようになっている。

ＥＣＵ１００には、タービンシャフト回転数センサ８７と、入力軸回転数センサ８５と、出力軸回転数センサ８６とが接続されている。

タービンシャフト回転数センサ８７は、トルクコンバータ５０のタービンランナ５１ｔに連結されたタービンシャフト５５の回転数を検出するようになっている。また、タービンシャフト回転数センサ８７は、タービンシャフト５５の回転数を表す検出信号をＥＣＵ１００に入力するようになっている。

入力軸回転数センサ８５は、キャリヤ６２ｃに連結されたプライマリプーリ７２のプライマリシャフト７１の回転数を、プライマリプーリ回転数Ｎｉｎとして検出するようになっている。また、入力軸回転数センサ８５は、プライマリプーリ回転数Ｎｉｎを表す検出信号をＥＣＵ１００に入力するようになっている。

出力軸回転数センサ８６は、減速歯車機構８０に連結されたセカンダリプーリ７７のセカンダリシャフト７９の回転数を、セカンダリプーリ回転数Ｎｏｕｔとして検出するようになっている。また、出力軸回転数センサ８６は、セカンダリプーリ回転数Ｎｏｕｔを表す検出信号をＥＣＵ１００に入力するようになっている。

ここで、ＥＣＵ１００は、入力軸回転数センサ８５によって入力された検出信号が示すプライマリプーリ回転数Ｎｉｎと、出力軸回転数センサ８６によって入力された検出信号が示すセカンダリプーリ回転数Ｎｏｕｔとに基づいて、実変速比γを算出するようになっている。

次に、図３を参照して、本実施の形態に係る油圧制御回路３０の構成について説明する。

図３は、本発明の本実施の形態に係る油圧制御回路３０の要部を示す概略構成図である。図３に示す油圧制御回路３０は、説明の便宜上、ＣＶＴ７０を構成するプライマリプーリ７２およびセカンダリプーリ７７を作動させる作動油圧を制御するもののみ開示したもので、前後進切り替え機６０を作動させる作動油圧や、潤滑用の油圧などを制御する圧力制御弁等は省略されている。

図３に示すように、油圧制御回路３０は、例えばオイルポンプ２９、プライマリ圧Ｐｉｎを調圧するプライマリ圧コントロールバルブ１１０、セカンダリ圧Ｐｏｕｔを調圧するセカンダリ圧コントロールバルブ１２０、プライマリレギュレータバルブ（ライン圧調圧弁）１３０、モジュレータバルブ１４０、リニアソレノイド弁ＳＬＰ、およびリニアソレノイド弁ＳＬＳなどを備えている。

ライン圧ＰＬは、例えばオイルポンプ２９から出力（発生）される作動油圧を元圧として、リリーフ型のプライマリレギュレータバルブ１３０によりプライマリ圧Ｐｉｎおよびリニアソレノイド弁ＳＬＳの出力油圧である制御油圧Ｐｓｌｓのいずれか一方に基づいてエンジン負荷などに応じた値に調圧される。プライマリレギュレータバルブ１３０の詳細については後述する。

モジュレータ油圧Ｐｍは、ＥＣＵ１００によって制御されるリニアソレノイド弁ＳＬＰの出力油圧である制御油圧Ｐｓｌｐ、リニアソレノイド弁ＳＬＳの出力油圧である制御油圧Ｐｓｌｓの各元圧となるものであって、ライン圧ＰＬを元圧としてモジュレータバルブ１４０により一定圧に調圧される。

プライマリ圧コントロールバルブ１１０は、スプール弁子１１３と、スプリング１１４と、油室１１５と、フィードバック油室１１６と、油室１１７とを備えている。

スプール弁子１１３は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１１を開閉してライン圧ＰＬを入力ポート１１１から出力ポート１１２を経てプライマリプーリ７２へ供給可能にするようになっている。スプリング１１４は、スプール弁子１１３を開弁方向へ付勢する付勢手段として機能するものである。

油室１１５は、スプリング１１４を収容し、かつスプール弁子１１３に開弁方向の推力を付与するために制御油圧Ｐｓｌｐを受け入れるためのものである。フィードバック油室１１６は、スプール弁子１１３に閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１１２から出力されたライン圧ＰＬを受け入れるためのものである。油室１１７は、スプール弁子１１３に閉弁方向の推力を付与するためにモジュレータ油圧Ｐｍを受け入れるためのものである。

このように構成されたプライマリ圧コントロールバルブ１１０は、例えば制御油圧Ｐｓｌｐをパイロット圧としてライン圧ＰＬを調圧制御してプライマリプーリ７２のプライマリ側油圧シリンダ７３に供給する。これにより、そのプライマリ側油圧シリンダ７３に供給されるプライマリ圧Ｐｉｎが制御される。

例えば、プライマリ側油圧シリンダ７３に所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＰが出力する制御油圧Ｐｓｌｐが増大すると、プライマリ圧コントロールバルブ１１０のスプール弁子１１３が図３の上側に移動する。これにより、プライマリ側油圧シリンダ７３へのプライマリ圧Ｐｉｎが増大する。

一方で、プライマリ側油圧シリンダ７３に所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＰが出力する制御油圧Ｐｓｌｐが低下すると、プライマリ圧コントロールバルブ１１０のスプール弁子１１３が図３の下側に移動する。これにより、プライマリ側油圧シリンダ７３へのプライマリ圧Ｐｉｎが低下する。

また、プライマリ側油圧シリンダ７３とプライマリ圧コントロールバルブ１１０との間の油路１１８には、フェールセーフなどを目的として、オリフィス１１９が設けられている。このオリフィス１１９が設けられていることにより、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＰが故障してもプライマリ側油圧シリンダ７３の内圧が急減しないようにされている。これにより、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＰの故障に起因した車両１０の急減速が抑制される。

セカンダリ圧コントロールバルブ１２０は、スプール弁子１２３と、スプリング１２４と、油室１２５と、フィードバック油室１２６と、油室１２７とを備えている。

スプール弁子１２３は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１２１を開閉してライン圧ＰＬを入力ポート１２１から出力ポート１２２を経てセカンダリプーリ７７へセカンダリ圧Ｐｏｕｔとして供給可能にするようになっている。スプリング１２４は、スプール弁子１２３を開弁方向へ付勢する付勢手段として機能するものである。

油室１２５は、スプリング１２４を収容し、かつスプール弁子１２３に開弁方向の推力を付与するために制御油圧Ｐｓｌｓを受け入れるためのものである。フィードバック油室１２６は、スプール弁子１２３に閉弁方向の推力を付与するために出力ポート１２２から出力されたセカンダリ圧Ｐｏｕｔを受け入れるためのものである。油室１２７は、スプール弁子１２３に閉弁方向の推力を付与するためにモジュレータ油圧Ｐｍを受け入れるためのものである。

このように構成されたセカンダリ圧コントロールバルブ１２０は、例えば制御油圧Ｐｓｌｓをパイロット圧としてライン圧ＰＬを調圧制御してセカンダリプーリ７７のセカンダリ側油圧シリンダ７８に供給する。これにより、そのセカンダリ側油圧シリンダ７８に供給されるセカンダリ圧Ｐｏｕｔが制御される。

例えば、セカンダリ側油圧シリンダ７８に所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＳが出力する制御油圧Ｐｓｌｓが増大すると、セカンダリ圧コントロールバルブ１２０のスプール弁子１２３が図３の上側に移動する。これにより、セカンダリ側油圧シリンダ７８へのセカンダリ圧Ｐｏｕｔが増大する。

一方で、セカンダリ側油圧シリンダ７８に所定の油圧が供給されている状態から、リニアソレノイド弁ＳＬＳが出力する制御油圧Ｐｓｌｓが低下すると、セカンダリ圧コントロールバルブ１２０のスプール弁子１２３が図３の下側に移動する。これにより、セカンダリ側油圧シリンダ７８へのセカンダリ圧Ｐｏｕｔが低下する。

また、セカンダリ側油圧シリンダ７８とセカンダリ圧コントロールバルブ１２０との間の油路１２８には、フェールセーフなどを目的として、オリフィス１２９が設けられている。このオリフィス１２９が設けられていることにより、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＳが故障してもセカンダリ側油圧シリンダ７８の内圧が急減しないようにされている。これにより、例えばリニアソレノイド弁ＳＬＳの故障に起因したベルト滑りが防止される。

ところで、上述した油圧制御回路３０においては、プライマリ圧Ｐｉｎが低下する油圧異常が発生する場合がある。ここでいう油圧異常とは、例えば要求される変速比に応じたプライマリ圧Ｐｉｎを発生させることができない値までプライマリ圧Ｐｉｎが低下することを意味する。

こうした油圧異常が発生すると、プライマリ圧Ｐｉｎの低下に伴って急激なダウンシフトが生じてしまう。このような急激なダウンシフトが継続してしまうと、エンジン回転数Ｎｅが許容回転数の上限近くまで上昇、あるいは許容回転数を超過（エンジンのオーバレブ）してしまうおそれがある。

そこで、本実施の形態では、上述したようなプライマリ圧Ｐｉｎの油圧異常が発生した場合には、セカンダリ圧コントロールバルブ１２０によってセカンダリ圧Ｐｏｕｔを排出（ドレン）して、急激なダウンシフトの継続を防止するようにしている。

具体的には、ＥＣＵ１００は、エンジン回転数Ｎｅが許容回転数の上限に達したか否か（オーバレブか否か）を判定することにより、上述したプライマリ圧Ｐｉｎの油圧異常を検出するようになっている。つまり、ＥＣＵ１００は、エンジン回転数Ｎｅが許容回転数の上限に達することによりエンジン１１のオーバレブが判定（オーバレブ判定）された場合に、プライマリ圧Ｐｉｎの油圧異常であると判定するようになっている。このように、本実施の形態におけるＥＣＵ１００は、本発明に係る油圧異常判定手段を構成する。

ＥＣＵ１００は、油圧異常と判定されたことを条件に、セカンダリ圧コントロールバルブ１２０を介してセカンダリ圧Ｐｏｕｔを排出させるようセカンダリ圧コントロールバルブ１２０を制御するフェールセーフ制御を実行するようになっている。

詳細には、図４に示すように、ＥＣＵ１００は、制御油圧Ｐｓｌｓを低下させるようリニアソレノイド弁ＳＬＳを制御して、セカンダリ圧コントロールバルブ１２０の入力ポート１２１と出力ポート１２２とを連通させる位置（図４中、左半分に示す位置）にあるスプール弁子１２３を、出力ポート１２２とドレンポート１３１とを連通する位置（図４中、右半分に示す位置）に移動させる。これにより、セカンダリ圧Ｐｏｕｔがドレンポート１３１を介して排出される。このように、本実施の形態におけるＥＣＵ１００は、本発明に係る制御手段を構成する。

また、上述したように、プライマリ圧Ｐｉｎの油圧異常発生時にセカンダリ圧Ｐｏｕｔを排出させた場合には、プライマリ圧Ｐｉｎ、セカンダリ圧Ｐｏｕｔがともに各油圧シリンダ７３、７８に作用しなくなる。このとき、プライマリプーリ７２およびセカンダリプーリ７７に対しては、遠心力により生じる油圧、いわゆる遠心油圧が作用することとなる。したがって、セカンダリ圧Ｐｏｕｔを排出させた場合には、遠心油圧によって変速比γが定まることとなる。ここで、遠心油圧によって定まる変速比γは、ダウンシフトを防止できるような変速比でなければならない。

そこで、本実施の形態では、図７に示すように、最高車速Ｖｍａｘにおけるプライマリプーリ７２の最大到達回転数Ｎ１が許容回転数Ｎ２未満（Ｎ１＜Ｎ２）となるように、最高車速Ｖｍａｘにおいて遠心油圧により定まる変速比γが変速比γ１から変速比γ２となるような遠心油圧係数を設計するようにした。ここで、最大到達回転数Ｎ１は、最高車速Ｖｍａｘにおけるプライマリプーリ回転数Ｎｉｎの最大回転数である。また、本実施の形態における変速比γ２は、本発明における変速比γ_ＣＦに相当する。

具体的な遠心油圧係数の設計手法は、次の通りである。

まず、図５、図６を参照して、遠心油圧係数の設計に関わるプライマリプーリ７２の構成、およびセカンダリプーリ７７の遠心油圧キャンセル室について説明する。

図５に示すように、本実施の形態に係るプライマリプーリ７２は、プライマリ側油圧シリンダ７３が２つのピストンを備えた、いわゆるダブルピストン方式を採用している。

具体的には、プライマリ側油圧シリンダ７３は、アウタシリンダ部材１６１と、インナシリンダ部材１６２と、アウタピストン１６３とを含んで構成されている。また、アウタシリンダ部材１６１とアウタピストン１６３との間には、第１油圧室１６４が設けられている。さらに、インナシリンダ部材１６２と可動シーブ７２ａとの間には、第２油圧室１６５が設けられている。

インナシリンダ部材１６２は、プライマリシャフト７１の軸方向に摺動可能に取り付けられている。アウタピストン１６３は、アウタシリンダ部材１６１とインナシリンダ部材１６２との間に設けられ、プライマリシャフト７１の軸方向に摺動可能とされる。

また、可動シーブ７２ａの外周部には、プライマリシャフト７１の軸方向に突出したフランジ部７２ｃが形成されている。フランジ部７２ｃは、その先端部がアウタピストン１６３に当接するよう構成されている。これにより、プライマリプーリ７２は、第１油圧室１６４の油圧による押圧力を可動シーブ７２ａの推力として与えることができる。

このように構成されたプライマリプーリ７２は、第１油圧室１６４および第２油圧室１６５に供給される油圧によって可動シーブ７２ａを軸方向に摺動させる推力を発生させるようになっている。

図６に示すように、本実施の形態に係るセカンダリプーリ７７は、上述したセカンダリ側油圧シリンダ７８に加えて、セカンダリシャフト７９の回転に伴ってセカンダリ側油圧シリンダ７８に対して生ずる遠心油圧をキャンセルする遠心油圧キャンセル室１７０を有している。また、セカンダリ側油圧シリンダ７８には、可動シーブ７７ａに固定された周壁１７１および隔壁１７２によって油圧室１７３が形成されている。さらに、セカンダリプーリ７７は、油圧室１７３に供給される油圧に加えて可動シーブ７７ａを移動させる推力を発生させるリターンスプリング１７５を備えている。

遠心油圧キャンセル室１７０は、周壁１７１と隔壁１７２との間に、すなわち隔壁１７２を隔てた油圧室１７３の背面側に形成されている。セカンダリプーリ７７では、油圧室１７３の回転に伴い発生する遠心油圧によって生ずる、固定シーブ７７ｂ側への可動シーブ７７ａの推力に対して、遠心油圧キャンセル室１７０内で油圧室１７３と同等の遠心油圧を発生させるようになっている。これにより、セカンダリプーリ７７は、遠心油圧キャンセル室１７０で発生する遠心油圧によって油圧室１７３とは逆方向の推力を可動シーブ７７ａに付与するようになっている。この結果、油圧室１７３内で発生する遠心油圧の影響が抑制されるようになっている。

ここで、本実施の形態に係るプライマリプーリ７２およびセカンダリプーリ７７の遠心油圧係数は、上述した通り、最高車速Ｖｍａｘにおけるプライマリプーリ７２の最大到達回転数Ｎ１が許容回転数Ｎ２未満（Ｎ１＜Ｎ２）となるように、最高車速Ｖｍａｘにおいて遠心油圧により定まる変速比γが変速比γ１から変速比γ２となるような遠心油圧係数でなければならない。

遠心油圧係数は、一般に、プライマリ側油圧シリンダ７３およびセカンダリ側油圧シリンダ７８の受圧面積、ならびに遠心油圧キャンセル室１７０の受圧面積によって定まることが知られている。

したがって、本実施の形態においては、プライマリプーリ７２およびセカンダリプーリ７７の各遠心油圧係数が、最高車速Ｖｍａｘにおけるプライマリプーリ７２の最大到達回転数Ｎ１が許容回転数Ｎ２を上回ることのない値となるように、プライマリ側油圧シリンダ７３およびセカンダリ側油圧シリンダ７８の受圧面積、ならびに遠心油圧キャンセル室１７０の受圧面積を設定した。

具体的には、最高車速Ｖｍａｘ［ｋｍ／ｈ］において、プライマリプーリ回転数Ｎｉｎ［ｒｐｍ］が許容回転数Ｎ２未満となるときのプライマリプーリ７２およびセカンダリプーリ７７の遠心油圧により定まる変速比γ２を実現可能なセカンダリプーリ７７およびプライマリプーリ７２の推力比（セカンダリ推力／プライマリ推力）をτとしたとき、次式（１）を満たす遠心油圧係数Ｋｏｕｔ［Ｎ／ｒｐｍ^２］および遠心油圧係数Ｋｉｎ［Ｎ／ｒｐｍ^２］となるよう、プライマリ側油圧シリンダ７３およびセカンダリ側油圧シリンダ７８の受圧面積、ならびに遠心油圧キャンセル室１７０の受圧面積を設定するようにしている。

ここで、Ｎｏｕｔ［ｒｐｍ］は最高車速Ｖｍａｘにおけるセカンダリプーリ回転数であり、Ｆｓｐｒ［Ｎ］はリターンスプリング１７５のスプリング推力であり、Ｋｏｕｔはセカンダリプーリ７７の遠心油圧係数であり、Ｋｉｎはプライマリプーリ７２の遠心油圧係数である。また、本実施の形態におけるγ２は、本発明におけるγ_ＣＦに相当する。なお、プライマリプーリ回転数Ｎｉｎは、セカンダリプーリ回転数Ｎｏｕｔに変速比γ２を乗ずることによっても算出可能である。

さらに、上記遠心油圧係数Ｋｏｕｔ、Ｋｉｎは、それぞれ次式（２）、（３）により定まる。

ここで、Ｄｏｉｌはオイル密度［ｋｇ／ｍ^３］であり、Ｒｓ１はセカンダリ側油圧シリンダ７８の外径［ｍｍ］であり、Ｒｓ２はセカンダリ側油圧シリンダ７８の内径［ｍｍ］であり、Ｒｓｃは遠心油圧キャンセル室１７０のキャンセラ径すなわち遠心油圧キャンセル室１７０の内径［ｍｍ］である。

また、Ｒｐｉ１はインナシリンダ部材１６２の外径［ｍｍ］であり、Ｒｐｉ２はインナシリンダ部材１６２の内径［ｍｍ］であり、Ｒｐｏ１はアウタシリンダ部材１６１の外径［ｍｍ］であり、Ｒｐｏ２はアウタシリンダ部材１６１の内径［ｍｍ］である。

このように、上記（１）式からセカンダリプーリ回転数Ｎｏｕｔが高い、つまり車速Ｖが大きいほど推力比が大きくなるため、変速比γはロー側となる。したがって、本実施の形態では、車速Ｖが大きいほどダウンシフト側に移行してしまうため、車両１０の性能上引き出せる最高速度、すなわち最高車速Ｖｍａｘ下において、上記（１）式が成立するように上記（２）、（３）式を用いてプライマリ側油圧シリンダ７３およびセカンダリ側油圧シリンダ７８の受圧面積、ならびに遠心油圧キャンセル室１７０の受圧面積を設計するようにした。

次に、図８を参照して、本実施の形態に係るＥＣＵ１００によって実行されるフェールセーフ制御について説明する。このフェールセーフ制御は、所定時間間隔で実行される。

図８に示すように、ＥＣＵ１００は、ダウンシフトフェールが生じたか否か、つまりプライマリ圧Ｐｉｎの油圧異常が発生したか否かを判定する（ステップＳ１）。具体的には、ＥＣＵ１００は、エンジン回転数Ｎｅが許容回転数の上限に達したか否か（オーバレブか否か）を判定することにより、ダウンシフトフェールが生じたか否かを判定する。

ＥＣＵ１００は、エンジン回転数Ｎｅが許容回転数の上限に達していないと判定した場合、つまりダウンシフトフェールが生じていないと判定した場合には、本処理を終了する。

一方、ＥＣＵ１００は、エンジン回転数Ｎｅが許容回転数の上限に達したと判定した場合、つまりダウンシフトフェールが生じたと判定した場合には、セカンダリ圧Ｐｏｕｔを排出（ドレン）する。具体的には、ＥＣＵ１００は、セカンダリ圧Ｐｏｕｔを排出させるようセカンダリ圧コントロールバルブ１２０を制御する。これにより、変速比γが小さくなる方向（ハイ側）、つまりアップシフト側に変位し、プライマリ圧Ｐｉｎが低下する油圧異常時にあっても急激なダウンシフトの継続が防止される。

次に、図９を参照して、本実施の形態に係る油圧制御装置の作用について説明する。

図９において、点線で示す各グラフは、それぞれダウンシフトフェール時にフェールセーフバルブの切替によってセカンダリ圧設定バルブからプライマリシリンダに油圧を供給させてプライマリ圧を確保する、従来の油圧制御装置における変速比γ、エンジン回転数Ｎｅ、プライマリプーリ回転数Ｎｉｎ、プライマリ圧Ｐｉｎおよびセカンダリ圧Ｐｏｕｔである。

また、図９において、実線で示すグラフは、本実施の形態の油圧制御装置における変速比γ、エンジン回転数Ｎｅ、プライマリプーリ回転数Ｎｉｎ、プライマリ圧Ｐｉｎおよびセカンダリ圧Ｐｏｕｔである。

図９に示すように、あるタイミングにおいて、要求される変速比に応じたプライマリ圧Ｐｉｎを発生させることができない値までプライマリ圧Ｐｉｎが低下する油圧異常（プライマリ圧Ｐｉｎドレンフェール）が発生すると、変速比γが急激に大きくなる方向（ロー側）、つまりダウンシフト側に変位し、これが所定期間継続する。

このとき、エンジン回転数Ｎｅおよびプライマリプーリ回転数Ｎｉｎは、急激なダウンシフトの継続によって上昇する。また、セカンダリ圧Ｐｏｕｔは、プライマリ圧Ｐｉｎドレンフェールが発生しても要求に応じて、例えば上昇を続ける。

その後、エンジン回転数Ｎｅが許容回転数の上限に達すると、つまりダウンシフトフェールが生じたと判定されると、本実施の形態に係る油圧制御装置にあっては、セカンダリ圧Ｐｏｕｔを排出（ドレン）させるフェールセーフ制御が実行される。これにより、変速比γがアップシフト側に変位し、急激なダウンシフトの継続が防止される。このとき、急激なダウンシフトの継続の防止に伴って、エンジン回転数Ｎｅおよびプライマリプーリ回転数Ｎｉｎがそれぞれ低下する。

また、図９において図示はしていないが、例えばダウンシフトフェール時に前後進切り替え機６０の前進クラッチ６４を解放するようにしてもよい。この場合、エンジン回転数Ｎｅの過回転が防止される。

その後、変速比γは、プライマリプーリ７２およびセカンダリプーリ７７に対して作用する遠心油圧によって所望の変速比に収束する。ここで、本実施の形態では、プライマリプーリ７２およびセカンダリプーリ７７それぞれの遠心油圧係数Ｋｉｎ、Ｋｏｕｔが、最高車速Ｖｍａｘにおけるプライマリプーリ７２の最大到達回転数Ｎ１が許容回転数Ｎ２未満（Ｎ１＜Ｎ２）となるように設計されている。したがって、遠心油圧によって定まる所望の変速比は、上述したように変速比γ２となる。これにより、ダウンシフトフェールが生じた場合、つまりプライマリ圧Ｐｉｎの油圧異常の際にも最低限の走行性能が確保される。

これに対して、従来の油圧制御装置においては、ダウンシフトフェール時にフェールセーフバルブの切替によってセカンダリ圧設定バルブからプライマリシリンダに油圧を供給するようになっている。このため、図中、点線で示すようにダウンシフトフェール時からプライマリ圧が一定圧確保され、ダウンシフトの継続が防止されている。しかしながら、こうした従来の油圧制御装置では、上述の通り、ダウンシフトの継続を防止するためにはフェールセーフバルブが必要であり、コストアップやバルブボディの大型化に繋がってしまう。

以上のように、本実施の形態に係る油圧制御装置は、プライマリ圧Ｐｉｎが低下する油圧異常と判定された際にはセカンダリ圧コントロールバルブ１２０を介してセカンダリ圧Ｐｏｕｔを排出させるので、セカンダリ圧Ｐｏｕｔを低下させてセカンダリプーリ７７の有効半径を小さくすることができる。このとき、プライマリプーリ７２およびセカンダリプーリ７７の有効半径は、遠心油圧によって定まることとなる。

このため、本実施の形態に係る油圧制御装置は、プライマリプーリ７２とセカンダリプーリ７７との間に生じる有効半径の差を、セカンダリ圧Ｐｏｕｔを排出させない場合と比較して小さくすることができる。したがって、本実施の形態に係る油圧制御装置は、セカンダリ圧Ｐｏｕｔを排出させない場合と比較して、プライマリプーリ７２およびセカンダリプーリ７７の有効半径により定まる変速比γを小さくすることができる。

この結果、本実施の形態に係る油圧制御装置は、フェールセーフバルブを設けなくとも急なダウンシフトの継続を防止することができる。よって、本実施の形態に係る油圧制御装置は、バルブボディの小型化およびコスト低減を図りつつ、プライマリプーリ７２に供給される油圧の異常に対するフェールセーフ機能を実現することができる。

また、本実施の形態に係る油圧制御装置は、プライマリプーリ７２およびセカンダリプーリ７７のそれぞれの遠心油圧係数Ｋｉｎ、Ｋｏｕｔが、最高車速Ｖｍａｘにおいてプライマリプーリ７２の回転数Ｎｉｎが予め定められた許容回転数Ｎ２を上回ることのない値となるように、プライマリ側油圧シリンダ７３およびセカンダリ側油圧シリンダ７８の受圧面積、ならびに遠心油圧キャンセル室１７０の受圧面積を設定した。

これにより、本実施の形態に係る油圧制御装置は、プライマリ圧Ｐｉｎが低下する油圧異常に対してセカンダリ圧Ｐｏｕｔを排出させた際に遠心油圧によって定まる変速比γを、最高車速Ｖｍａｘにおいてプライマリプーリ７２の回転数Ｎｉｎが許容回転数Ｎ２を上回ることのないような変速比γ２とすることができる。したがって、本実施の形態に係る油圧制御装置は、上記油圧異常の際にも最低限の走行性能を確保することができる。

また、本実施の形態に係る油圧制御装置は、車速Ｖが高いほどハイ側の変速比γとなることを考慮して上記油圧異常時に最も不利となる最高車速Ｖｍａｘ下において、プライマリプーリ７２の回転数Ｎｉｎが許容回転数Ｎ２を上回ることのない値となるように、プライマリ側油圧シリンダ７３およびセカンダリ側油圧シリンダ７８の受圧面積、ならびに遠心油圧キャンセル室１７０の受圧面積を設定することができる。これにより、本実施の形態に係る油圧制御装置は、上記油圧異常時に車速Ｖが最高車速Ｖｍａｘとなった場合であっても、最低限の走行性能を確保することができる。

さらに、本実施の形態に係る油圧制御装置は、エンジン回転数Ｎｅが許容回転数の上限に達したときに油圧異常が生じていると判定し、セカンダリ圧Ｐｏｕｔを排出させるので、ダウンシフトの継続によってエンジン回転数Ｎｅが許容回転数を超えてしまう、いわゆるエンジン１１のオーバレブ状態を回避することができる。

なお、本実施の形態においては、エンジン１１のオーバレブ判定がなされたか否かによりプライマリ圧Ｐｉｎの油圧異常を検出するようにしたが、これに限らず、例えばプライマリシャフト７１の実際の回転数Ｎｉｎの変動量が正常範囲内に含まれているか否かによりプライマリ圧Ｐｉｎの油圧異常を検出するようにしてもよい。また、プライマリ圧Ｐｉｎを直接検知可能な油圧センサを設けて、この油圧センサの検出値に基づきプライマリ圧Ｐｉｎの油圧異常を検出するようにしてもよい。

これらの場合、上述した回転数Ｎｉｎの変動量や油圧センサに基づきプライマリ圧Ｐｉｎの油圧異常が検出された際に、セカンダリ圧Ｐｏｕｔを排出させるようにするのが好ましい。これにより、例えばエンジン１１がオーバレブに至る前に急激なダウンシフトの継続を防止することができる。

また、本実施の形態においては、プライマリ側油圧シリンダ７３をダブルピストン方式としたが、これに限らず、例えばシングルピストン方式を採用してもよい。

以上説明したように、本発明に係る油圧制御装置は、バルブボディの小型化およびコスト低減を図りつつ、プライマリプーリに供給される油圧の異常に対するフェールセーフ機能を実現することができ、ベルト式無段変速機の油圧制御装置に有用である。

１０…車両、１１…エンジン（内燃機関）、３０…油圧制御回路、７０…ＣＶＴ（無段変速機）、７２…プライマリプーリ、７２ａ…可動シーブ、７３…プライマリ側油圧シリンダ、７５…伝動ベルト、７７…セカンダリプーリ、７７ａ…可動シーブ、７８…セカンダリ側油圧シリンダ、１００…ＥＣＵ（油圧異常判定手段，制御手段）、１１０…プライマリ圧コントロールバルブ、１２０…セカンダリ圧コントロールバルブ、１３１…ドレンポート、１７０…遠心油圧キャンセル室、１７５…リターンスプリング、τ…推力比、Ｋｉｎ，Ｋｏｕｔ…遠心油圧係数、Ｆｓｐｒ…スプリング推力、Ｎｉｎ…プライマリプーリ回転数、Ｎｏｕｔ…セカンダリプーリ回転数

Claims (5)

1. プライマリプーリと、セカンダリプーリと、前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを備え、前記プライマリプーリに供給されるプライマリ圧に応じて変速比を変更する無段変速機を搭載した車両に用いられる油圧制御装置であって、
   前記プライマリ圧を調圧するプライマリ圧コントロールバルブと、
   前記セカンダリプーリに供給されるセカンダリ圧を調圧するセカンダリ圧コントロールバルブと、
   前記プライマリ圧が低下する油圧異常が生じたか否かを判定する油圧異常判定手段と、
   前記油圧異常判定手段によって前記油圧異常と判定されたことを条件に、前記セカンダリ圧コントロールバルブを介して前記セカンダリ圧を排出させるよう前記セカンダリ圧コントロールバルブを制御する制御手段と、を備えたことを特徴とする油圧制御装置。
2. 前記プライマリプーリは、前記プライマリ圧に応じて可動シーブを可動させるプライマリ側油圧シリンダを有し、
   前記セカンダリプーリは、前記セカンダリ圧に応じて可動シーブを可動させるセカンダリ側油圧シリンダと、前記セカンダリ側油圧シリンダに対して生ずる遠心油圧をキャンセルする遠心油圧キャンセル室とを有し、
   前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリのそれぞれの遠心油圧係数が、所定の車速において前記プライマリプーリの回転数が予め定められた許容回転数を上回ることのない値となるように、前記プライマリ側油圧シリンダおよび前記セカンダリ側油圧シリンダの受圧面積、ならびに前記遠心油圧キャンセル室の受圧面積を設定したことを特徴とする請求項１に記載の油圧制御装置。
3. 前記所定の車速において、前記プライマリプーリの回転数が前記許容回転数未満となるときの前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリの遠心油圧により定まる変速比をγ_ＣＦとし、前記変速比γ_ＣＦを実現可能な前記セカンダリプーリおよび前記プライマリプーリの推力比をτとし、前記セカンダリプーリの回転数をＮｏｕｔとし、前記セカンダリプーリが有するリターンスプリングのスプリング推力をＦｓｐｒとし、前記セカンダリプーリの遠心油圧係数をＫｏｕｔとし、前記プライマリプーリの回転数をＮｉｎとし、前記プライマリプーリの遠心油圧係数をＫｉｎとしたとき、
   次式（１）を満たす前記遠心油圧係数Ｋｏｕｔおよび前記遠心油圧係数Ｋｉｎとなるよう、前記プライマリ側油圧シリンダおよび前記セカンダリ側油圧シリンダの受圧面積、ならびに前記遠心油圧キャンセル室の受圧面積を設定したことを特徴とする請求項２に記載の油圧制御装置。
   

   
4. 前記所定の車速は、前記車両の最高速度であることを特徴とする請求項２または請求項３に記載の油圧制御装置。
5. 前記油圧異常判定手段は、前記無段変速機に動力伝達可能に接続された内燃機関の機関回転数が前記許容回転数の上限に達したときに前記油圧異常が生じていると判定することを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれか１の請求項に記載の油圧制御装置。

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