JP2019173821A - Hydraulic control device for vehicle - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、エンジンと駆動輪との間に並列に設けられた複数の動力伝達経路を備える車両の油圧制御装置に関するものである。 The present invention relates to a hydraulic control device for a vehicle including a plurality of power transmission paths provided in parallel between an engine and drive wheels.
エンジンの出力トルクが伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記出力トルクを伝達する出力回転部材との間に第1の動力伝達経路と第2の動力伝達経路とが並列に設けられた車両であって、前記第1の動力伝達経路は第1のクラッチおよび噛合クラッチの係合により形成される有段変速機であるギヤ機構を介したものであり、前記第2の動力伝達経路は第2のクラッチの係合によって形成されるプライマリプーリとセカンダリプーリとの間に伝動ベルトが巻き掛けられた無段変速機を介したものである車両の、油圧制御装置が知られている。例えば、特許文献1に記載の車両用油圧制御装置がそれである。特許文献1に記載の車両用油圧制御装置では、エンジンによって回転駆動されるオイルポンプから供給される作動油を用いて、第1のクラッチ、第2のクラッチ、噛合クラッチ、第1のブレーキ、プライマリプーリ、セカンダリプーリ、およびロックアップクラッチを各々作動させる油圧を出力する複数のソレノイドバルブを含む油圧制御回路を備える。また、上記複数のソレノイドバルブのいずれかに異常が発生した場合、油圧制御回路内に設けられたシーケンスバルブを正常状態からフェールセーフ状態へ切り替えることで油路が切り替えられて、フェールセーフ機能が発揮されるようになっている。
A vehicle in which a first power transmission path and a second power transmission path are provided in parallel between an input rotating member to which engine output torque is transmitted and an output rotating member for transmitting the output torque to drive wheels. The first power transmission path is via a gear mechanism which is a stepped transmission formed by engagement of the first clutch and the meshing clutch, and the second power transmission path is the second power transmission path. 2. Description of the Related Art There is known a hydraulic control device for a vehicle through a continuously variable transmission in which a transmission belt is wound between a primary pulley and a secondary pulley formed by engagement of the clutch. For example, this is the vehicle hydraulic control apparatus described in
上記車両用油圧制御装置では、シーケンスバルブを正常状態とするためにスプリングの付勢力が付与されている。また、シーケンスバルブを正常状態とするために作動油のモジュレータ圧および第2のクラッチの作動制御用の油圧が用いられており、シーケンスバルブをフェールセーフ状態とするためにプライマリプーリの作動制御用の油圧が用いられている。このとき、モジュレータ圧が低下すると、シーケンスバルブが意図せずにフェールセーフ状態へ切り替えられてしまう誤切替が発生するおそれがある。シーケンスバルブの誤切替が発生すると、第1のクラッチ、第2のクラッチ、プライマリプーリ、またはロックアップクラッチが運転者の意図と異なる作動をしてしまい、ドライバビリティが悪化する。ここで、エンジンのアイドルアップ制御によりモジュレータ圧が高くされれば誤切替が抑制されるが、この場合燃費が悪化してしまう。また、第2のクラッチの作動制御用の油圧が高くされることで誤切替が抑制されるが、この場合第2のクラッチが解放されにくくなりギヤ機構を介した第1の動力伝達経路を用いた走行が困難となる。また、プライマリプーリの作動制御用の油圧が低くされることで誤切替が抑制されるが、単純に低下させられるとプライマリプーリの作動制御に影響して無段変速機の変速制御に悪影響が出てしまう。そのため、第2のクラッチの作動状態(完全解放、係合過渡、解放過渡、完全係合の各状態)に応じて、プライマリプーリの作動制御用の油圧に上限ガード圧を設けて誤切替を抑制することが考えられる。しかし、第2のクラッチが解放状態から係合状態に遷移する係合過渡状態においてプライマリプーリの作動制御用の油圧に上限ガード圧が設けられることでシーケンスバルブの誤切替は抑制されるが、無段変速機の目標変速比への追従性が悪化してしまうおそれがある。 In the vehicle hydraulic control apparatus, a spring biasing force is applied to bring the sequence valve into a normal state. Further, the modulator pressure of the hydraulic oil and the hydraulic pressure for controlling the operation of the second clutch are used to bring the sequence valve into a normal state, and the primary pulley for controlling the operation of the primary pulley to make the sequence valve into a fail-safe state. Hydraulic pressure is used. At this time, if the modulator pressure is reduced, there is a possibility that an erroneous switching occurs in which the sequence valve is unintentionally switched to the fail-safe state. When the sequence valve is erroneously switched, the first clutch, the second clutch, the primary pulley, or the lock-up clutch operates differently from the driver's intention, and drivability deteriorates. Here, if the modulator pressure is increased by engine idle-up control, erroneous switching is suppressed, but in this case, fuel consumption is deteriorated. In addition, erroneous switching is suppressed by increasing the hydraulic pressure for controlling the operation of the second clutch. In this case, the second clutch is hardly released, and the first power transmission path via the gear mechanism is used. Driving becomes difficult. In addition, the erroneous switching is suppressed by lowering the hydraulic pressure for primary pulley operation control. However, if it is simply lowered, the primary pulley operation control is affected and the continuously variable transmission shift control is adversely affected. End up. For this reason, an upper limit guard pressure is provided in the hydraulic pressure for controlling the operation of the primary pulley in accordance with the operating state of the second clutch (full release, engagement transition, release transition, and full engagement states) to suppress erroneous switching. It is possible to do. However, in the transitional transition state where the second clutch transitions from the disengaged state to the engaged state, the upper limit guard pressure is provided in the hydraulic pressure for controlling the operation of the primary pulley. The followability to the target gear ratio of the step transmission may be deteriorated.
本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、無段変速機の目標変速比への追従性の悪化を抑制しつつ、シーケンスバルブが意図せずにフェールセーフ状態に誤切替えされてしまうことを抑制できる車両用油圧制御装置を提供することにある。 The present invention has been made against the background of the above circumstances, and the purpose of the present invention is to prevent a sequence valve from being intended while suppressing deterioration in follow-up performance to a target gear ratio of a continuously variable transmission. An object of the present invention is to provide a vehicle hydraulic control device that can prevent erroneous switching to a fail-safe state.
本発明の要旨とするところは、(a)エンジンに連結された入力回転部材と、駆動輪に連結された出力回転部材と、前記入力回転部材と前記出力回転部材とを有段変速機であるギヤ機構を経由して前記エンジンの出力トルクを伝達する第1の動力伝達経路と、前記入力回転部材と前記出力回転部材とを無段変速機を経由して前記エンジンの出力トルクを伝達する第2の動力伝達経路と、前記第1の動力伝達経路内に設けられ、前記第1の動力伝達経路を断接する第1のクラッチと、前記第2の動力伝達経路内に設けられ、前記第2の動力伝達経路を断接する第2のクラッチと、後進走行時に係合する第1のブレーキと、を備える車両に関して、前記エンジンにより回転駆動されるオイルポンプと、前記オイルポンプから作動油が供給されてモジュレータ圧を生成するモジュレータバルブと、前記モジュレータ圧に基づいて前記第2のクラッチを作動させる第1の係合圧を供給可能なC2用ソレノイドバルブおよび前記モジュレータ圧に基づいて前記無段変速機のプライマリプーリを作動させるプライマリ制御圧を調圧可能な第2の係合圧を供給可能なプライマリ用ソレノイドバルブを含むソレノイドバルブ群と、前記ソレノイドバルブ群に含まれるソレノイドバルブのいずれもが正常の場合には第1の油路が形成される正常状態および前記ソレノイドバルブ群に含まれるソレノイドバルブのいずれかが異常の場合には第2の油路が形成されるフェールセーフ状態が切り替え可能であって、前記正常状態とする推力としてスプリングの付勢力が付与され、且つ前記モジュレータ圧と前記第1の係合圧とが供給され、前記フェールセーフ状態とする推力として前記第2の係合圧が供給されるシーケンスバルブと、を備える車両用油圧制御装置であって、(b)前記エンジンの回転速度であるエンジン回転速度が所定回転速度未満であって前記第2のクラッチが係合過渡状態である場合において前記第2のクラッチがクラッチツゥクラッチ掛け替え制御の係合開始後であるとき、前記第2の係合圧の上限ガード圧は、前記エンジン回転速度および前記作動油の油温に応じて前記シーケンスバルブが前記第2の状態に切り替わらないように予め定められた、前記スプリングの前記付勢力の荷重圧と前記モジュレータ圧との和に、前記第2のクラッチの実効クラッチパックエンド圧を加えた値とされることにある。 The gist of the present invention is (a) an input rotating member coupled to an engine, an output rotating member coupled to a drive wheel, and the input rotating member and the output rotating member are stepped transmissions. A first power transmission path that transmits the output torque of the engine via a gear mechanism, and a first power transmission path that transmits the output torque of the engine via a continuously variable transmission through the input rotation member and the output rotation member. Two power transmission paths, a first clutch that is provided in the first power transmission path, and connects and disconnects the first power transmission path, and a second clutch that is provided in the second power transmission path. An oil pump that is rotationally driven by the engine and hydraulic oil is supplied from the oil pump with respect to a vehicle that includes a second clutch that connects and disconnects the power transmission path of the vehicle and a first brake that engages during reverse travel. T A modulator valve for generating a modulator pressure, a C2 solenoid valve capable of supplying a first engagement pressure for operating the second clutch based on the modulator pressure, and the continuously variable transmission based on the modulator pressure. When both the solenoid valve group including the primary solenoid valve capable of supplying the second engagement pressure capable of adjusting the primary control pressure for operating the primary pulley and the solenoid valve included in the solenoid valve group are normal The normal state in which the first oil passage is formed and the fail-safe state in which the second oil passage is formed can be switched when any of the solenoid valves included in the solenoid valve group is abnormal. , A biasing force of a spring is applied as the normal state thrust, and the modulator pressure and the front And a sequence valve to which the second engagement pressure is supplied as a thrust to be brought into the fail-safe state, and (b) the engine When the second clutch is after the engagement of the clutch-to-clutch switching control is started when the engine rotation speed, which is a rotation speed of The upper limit guard pressure of the second engagement pressure is determined in advance so that the sequence valve does not switch to the second state according to the engine speed and the oil temperature of the hydraulic oil. The effective clutch pack end pressure of the second clutch is added to the sum of the load pressure of the urging force and the modulator pressure.
本発明の車両用油圧制御装置によれば、前記ソレノイドバルブ群に含まれるソレノイドバルブのいずれもが正常の場合には第1の油路が形成される正常状態および前記ソレノイドバルブ群に含まれるソレノイドバルブのいずれかが異常の場合には第2の油路が形成されるフェールセーフ状態が切り替え可能であって、前記正常状態とする推力としてスプリングの付勢力が付与され、且つ前記モジュレータ圧と前記第1の係合圧とが供給され、前記フェールセーフ状態とする推力として前記第2の係合圧が供給されるシーケンスバルブが備えられ、前記エンジンの回転速度であるエンジン回転速度が所定回転速度未満であって前記第2のクラッチが係合過渡状態である場合において前記第2のクラッチがクラッチツゥクラッチ掛け替え制御の係合開始後であるとき、前記第2の係合圧の上限ガード圧は、前記エンジン回転速度および前記作動油の油温に応じて前記シーケンスバルブが前記第2の状態に切り替わらないように予め定められた、前記スプリングの前記付勢力の荷重圧と前記モジュレータ圧との和に、前記第2のクラッチの実効クラッチパックエンド圧を加えた値とされる。このように前記第2の係合圧の上限ガード圧は、前記第2のクラッチの実効クラッチパックエンド圧が加えられることから、前記第2の係合圧の上限ガード圧が緩和されて無段変速機の目標変速比への追従性向上とシーケンスバルブの誤切替の発生の抑制とが両立させられる。 According to the vehicle hydraulic control apparatus of the present invention, when all of the solenoid valves included in the solenoid valve group are normal, the normal state in which the first oil passage is formed and the solenoid included in the solenoid valve group. If any of the valves is abnormal, the fail-safe state in which the second oil passage is formed can be switched, and a biasing force of a spring is applied as the normal state thrust, and the modulator pressure and the A sequence valve to which the first engagement pressure is supplied and the second engagement pressure is supplied as a thrust for the fail-safe state is provided, and the engine rotation speed that is the rotation speed of the engine is a predetermined rotation speed And the second clutch is engaged in clutch-to-clutch switching control when the second clutch is in an engagement transition state. When it is after the start, the upper limit guard pressure of the second engagement pressure is determined in advance so that the sequence valve does not switch to the second state according to the engine speed and the oil temperature of the hydraulic oil. Further, the effective clutch pack end pressure of the second clutch is added to the sum of the load pressure of the biasing force of the spring and the modulator pressure. Thus, since the effective clutch pack end pressure of the second clutch is applied to the upper limit guard pressure of the second engagement pressure, the upper limit guard pressure of the second engagement pressure is relieved and continuously variable. It is possible to achieve both improvement in followability to the target speed ratio of the transmission and suppression of occurrence of erroneous switching of the sequence valve.
本発明の一実施形態において、前記入力回転部材はトルクコンバータを介して前記エンジンに連結され、前記車両は前記第1の動力伝達経路上に設けられた噛合クラッチを備え、前記ソレノイドバルブ群は、前記トルクコンバータに設けられたロックアップクラッチの係合および解放を制御する第3の係合圧を供給可能なロックアップ用ソレノイドバルブと、前進走行時には前記噛合クラッチを作動させる第4の係合圧を供給可能で、後進走行時には前記第1のブレーキを作動させる前記第4の係合圧を供給可能であるD1用ソレノイドバルブと、を含み、前記シーケンスバルブは、前記プライマリ用ソレノイドバルブ、前記ロックアップ用ソレノイドバルブ、および前記D1用ソレノイドバルブのいずれもが正常の場合には前記正常状態とされ、前記プライマリ用ソレノイドバルブ、前記ロックアップ用ソレノイドバルブ、および前記D1用ソレノイドバルブのいずれかが異常の場合には前記フェールセーフ状態とされる。このように、ソレノイドバルブ群に含まれるソレノイドのいずれかに異常が発生した場合、シーケンスバルブはフェールセーフ状態とされることでフェールセーフ機能が発揮される。 In one embodiment of the present invention, the input rotation member is connected to the engine via a torque converter, the vehicle includes a meshing clutch provided on the first power transmission path, and the solenoid valve group includes: A lock-up solenoid valve capable of supplying a third engagement pressure for controlling engagement and disengagement of the lock-up clutch provided in the torque converter; and a fourth engagement pressure for operating the meshing clutch during forward running. And a solenoid valve for D1 that can supply the fourth engagement pressure that operates the first brake during reverse travel, and the sequence valve includes the primary solenoid valve, the lock When both the up solenoid valve and the D1 solenoid valve are normal, the normal state It is the primary solenoid valve, the lock-up solenoid valve, and wherein when any one of the abnormality of D1 solenoid valve is with the fail-safe state. As described above, when an abnormality occurs in any of the solenoids included in the solenoid valve group, the sequence valve is set in a fail-safe state to exhibit a fail-safe function.
以下、本発明の実施例について図面を参照しつつ詳細に説明する。図1は、本発明の一実施例である車両用油圧制御装置150を搭載した車両10の骨子図であるとともに、車両10における各種制御の為の電子制御装置100の制御機能および制御系統の要部を説明する図である。車両10は、例えば、走行用の駆動力源として用いられるエンジン12と、エンジン12の動力を駆動輪14に伝達する車両用動力伝達装置(以下、動力伝達装置という)16と、油圧制御回路46および電子制御装置100を有する車両用油圧制御装置150と、を備える。
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is a skeleton diagram of a
動力伝達装置16は、流体式伝動装置であるトルクコンバータ20、入力軸22、前後進切替装置26、無段変速機24、ギヤ機構28、出力軸30、カウンタ軸32、出力軸30およびカウンタ軸32に各々相対回転不能に設けられて噛み合う一対のギヤから成る減速歯車装置34、カウンタ軸32に相対回転不能に設けられたギヤ36、ギヤ36に連結されたデフギヤ38、および車軸40を含む。エンジン12で発生させられた動力(トルク)は、トルクコンバータ20を介して入力軸22に伝達される。動力伝達装置16には、入力軸22から前後進切替装置26、ギヤ機構28を経由して出力軸30に動力を伝達する第1の動力伝達経路PT1と、入力軸22から無段変速機24を経由して出力軸30に動力を伝達する第2の動力伝達経路PT2と、のいずれかが選択的に成立可能なように並列に構成されている。出力軸30は、減速歯車装置34、カウンタ軸32、ギヤ36、デフギヤ38および車軸40を介して駆動輪14に動力を伝達する。車両10の走行状態に応じて第1の動力伝達経路PT1と第2の動力伝達経路PT2とを切り替えるために、動力伝達装置16は、後述する前進用クラッチとしての第1のクラッチC1、後進用ブレーキとしての第1のブレーキB1、ベルト走行モード用クラッチとしての第2のクラッチC2、および噛合クラッチD1を含む複数の係合装置を備えている。なお、入力軸22は、本発明における「入力回転部材」に相当し、出力軸30は、本発明における「出力回転部材」に相当する。
The
トルクコンバータ20は、エンジン12のクランク軸に連結されたポンプ翼車20pと、トルクコンバータ20の出力側部材に相当する入力軸22を介して前後進切替装置26に連結されたタービン翼車20tと、を備える。ポンプ翼車20pとタービン翼車20tとの間にはロックアップクラッチLUが設けられ、このロックアップクラッチLUが完全係合させられることでポンプ翼車20pおよびタービン翼車20tが一体的に回転させられる。トルクコンバータ20は、ロックアップクラッチLUを係合する油圧が供給される係合側油室20onと、ロックアップクラッチLUを解放する油圧が供給される解放側油室20offと、を備える。
The
オイルポンプ44は、ポンプ翼車20pに連結された機械式オイルポンプである。オイルポンプ44は、エンジン12により回転駆動されることによって、無段変速機24を変速制御したり、無段変速機24におけるベルト挟圧力を発生させたり、前記複数の係合装置の各々の係合や解放などの作動状態を切り替えたり、ロックアップクラッチLUの作動状態を切り替えたりするための作動油を、車両10に設けられた油圧制御回路46へ供給する。
The
前後進切替装置26は、第1のクラッチC1と、第1のブレーキB1と、ダブルピニオン型の遊星歯車装置26pと、を主体として構成されている。遊星歯車装置26pは、サンギヤ26s、キャリア26c、およびリングギヤ26rを有する。キャリア26cと入力軸22とは、一体的に回転させられるように連結されている。リングギヤ26rは、第1のブレーキB1を介して非回転部材であるケース18に選択的に連結される。サンギヤ26sとキャリア26cとは、第1のクラッチC1を介して選択的に連結される。前後進切替装置26は、第1のクラッチC1を係合状態にすると共に第1のブレーキB1を解放状態にして車両10を前進走行させる前進モードと、第1のクラッチC1を解放状態にすると共に第1のブレーキB1を係合状態にして車両10を後進走行させる後進モードと、に切替可能である。第1のクラッチC1および第1のブレーキB1並びに第2のクラッチC2および噛合クラッチD1は、いずれも油圧アクチュエータによってその係合状態が制御される油圧式係合装置である。
The forward /
サンギヤ26sは、ギヤ機構28を構成する小径ギヤ48に連結されている。ギヤ機構28は、小径ギヤ48と、ギヤ機構カウンタ軸50と、ギヤ機構カウンタ軸50まわりにそのギヤ機構カウンタ軸50に対して同軸心で相対回転不能に設けられて小径ギヤ48と噛み合う大径ギヤ52と、を備える。大径ギヤ52は、小径ギヤ48よりも大径である。ギヤ機構28は、ギヤ機構カウンタ軸50まわりにそのギヤ機構カウンタ軸50に対して同軸心で相対回転可能に設けられたアイドラギヤ54と、出力軸30まわりにその出力軸30に対して同軸心に相対回転不能に設けられてアイドラギヤ54と噛み合う出力ギヤ42と、を備える。出力ギヤ42は、アイドラギヤ54よりも大径である。従って、ギヤ機構28は、入力軸22と出力軸30との間で形成される第1の動力伝達経路PT1において、1つのギヤ段を有する有段変速機として機能する。
The
ギヤ機構28は、ギヤ機構カウンタ軸50まわりに、大径ギヤ52とアイドラギヤ54との間に設けられて、これらの間の動力伝達経路を選択的に接続したり、切断したりする噛合クラッチD1を備える。噛合クラッチD1は、第1の動力伝達経路PT1を選択的に接続したり、切断したりする係合装置であって、係合されることで第1の動力伝達経路PT1を形成する。噛合クラッチD1は、第1のクラッチC1または第1のブレーキB1と共に係合されることで第1の動力伝達経路PT1を形成する。第1のクラッチC1および第1のブレーキB1が共に解放されると、または、噛合クラッチD1が解放されると、第1の動力伝達経路PT1は切断される。噛合クラッチD1は、係合する際に回転を同期させる同期機構としての公知のシンクロメッシュ機構S1を備える。噛合クラッチD1は、動力伝達装置16に備えられた油圧アクチュエータ56の作動によって作動状態が切り替えられる。噛合クラッチD1にはスプリング56aが設けられており、噛合クラッチD1はスプリング56aから解放させられる方向の付勢力が付与されている。
The
無段変速機24は、入力軸22側に設けられた入力側部材である有効径が可変のプライマリプーリ58と、出力側部材である有効径が可変のセカンダリプーリ60と、プライマリプーリ58とセカンダリプーリ60との間に巻き掛けられた伝動ベルト62と、を備える。無段変速機24は、プライマリプーリ58およびセカンダリプーリ60と伝動ベルト62との間の摩擦力を介して動力伝達を行うベルト式無段変速機である。前記摩擦力は、挟圧力も同意であり、ベルト挟圧力ともいう。プライマリプーリ58は、入力軸22に対して同軸に取り付けられた入力側固定回転体としての固定シーブ58aと、固定シーブ58aに対して軸まわりに相対回転不能且つ軸方向に移動可能に設けられた入力側可動回転体としての可動シーブ58bと、それらの間のV溝幅を変更するために可動シーブ58bを移動させるための推力を発生させる油圧アクチュエータ58cと、を備える。セカンダリプーリ60は、出力側固定回転体としての固定シーブ60aと、固定シーブ60aに対して軸まわりに相対回転不能且つ軸方向に移動可能に設けられた出力側可動回転体としての可動シーブ60bと、それらの間のV溝幅を変更するために可動シーブ60bを移動させるための推力を発生させる油圧アクチュエータ60cと、を備える。無段変速機24においては、プライマリプーリ58におけるV溝幅が変化させられて伝動ベルト62の掛かり径(有効径)が変更されることで、変速比γcvt(=入力軸回転速度Nin/出力軸回転速度Nout)が連続的に変更させられる。例えば、プライマリプーリ58のV溝幅が狭くされると、変速比γcvtが小さくなる。すなわち、無段変速機24がアップシフトされる。プライマリプーリ58のV溝幅が広くされると、変速比γcvtが大きくなる、すなわち無段変速機24がダウンシフトされる。
The continuously
電子制御装置100は、例えばCPU、RAM、ROM、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、CPUはRAMの一時記憶機能を利用しつつ予めROMに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両10の各種制御を実行する。電子制御装置100は、無段変速機24の変速制御やベルト挟圧力制御、複数の係合装置(C1,B1,C2,D1)の各々の作動状態を切り替える油圧制御等を実行する。
The
電子制御装置100には、車両10に備えられた各種センサ等(例えば各種回転速度センサ64、66、68、70、アクセル操作量センサ72、スロットル開度センサ74、シフトポジションセンサ76など)による各種検出信号等(例えば、エンジン回転速度Ne(rpm)、入力軸回転速度Nin(rpm)と同値となるプライマリ回転速度Npri(rpm)、セカンダリ回転速度Nsec(rpm)、車速V(km/h)に対応する出力軸回転速度Nout(rpm)、運転者の加速操作の大きさを表すアクセル操作量θacc(%)、スロットル開度tap(%)、車両10に備えられたシフトレバー98の操作ポジションPOSshなど)が、それぞれ入力される。電子制御装置100からは、車両10に設けられた各装置、例えば油圧制御回路46などに各種指令信号(例えば、無段変速機24の変速やベルト挟圧力等を制御する為の油圧制御指令信号Scvt、複数の係合装置の各々の作動状態を制御する為の油圧制御指令信号Scbdなど)が、それぞれ出力される。なお、入力軸回転速度Ninは、タービン翼車20tの回転速度であるタービン回転速度Nt(rpm)およびプライマリプーリ58の回転速度であるプライマリ回転速度Npriと同じであり、セカンダリ回転速度Nsecは、セカンダリプーリ60の回転速度である。電子制御装置100は、プライマリ回転速度Npriとセカンダリ回転速度Nsecとに基づいて無段変速機24の実変速比である変速比γcvt(=Npri/Nsec)を算出する。
The
シフトレバー98の操作ポジションPOSshは、例えばP、R、N、D操作ポジションである。P操作ポジションは、動力伝達装置16がニュートラル状態とされ、且つ出力軸30が回転不能に機械的に固定された動力伝達装置16のPポジションを選択するパーキング操作ポジションである。動力伝達装置16のニュートラル状態は、例えば第1のクラッチC1、第1のブレーキB1、および第2のクラッチC2が共に解放されることで実現される。つまり、動力伝達装置16のニュートラル状態は、第1の動力伝達経路PT1および第2の動力伝達経路PT2がいずれも形成されていない状態である。R操作ポジションは、ギヤ走行モードにて後進走行を可能とする動力伝達装置16のRポジションを選択する後進走行操作ポジションである。N操作ポジションは、動力伝達装置16をニュートラル状態とする動力伝達装置16のNポジションを選択するニュートラル操作ポジションである。D操作ポジションは、ギヤ走行モードにて前進走行を可能とするか、または、ベルト走行モードにて無段変速機24の自動変速制御を実行して前進走行を可能とする動力伝達装置16のDポジションを選択する前進走行操作ポジションである。
The operation position POSsh of the
図2は、図1の油圧制御回路46の構成を説明する図である。なお、本明細書において、「油圧(係合圧、出力圧および制御圧を含む)を供給する」とは、「そのような油圧となっている作動油を供給する」との意である。
FIG. 2 is a diagram illustrating the configuration of the
油圧制御回路46は、オイルポンプ44で発生された油圧を不図示のプライマリレギュレータバルブおよびセカンダリレギュレータバルブにより、それぞれ例えばスロットル開度tap等で表されるエンジン12の負荷に応じて調圧された第1ライン圧PL1(MPa)および第2ライン圧PL2(MPa)を生成する。
The
油圧制御回路46は、C1用ソレノイドバルブSL1、C2用ソレノイドバルブSL2、D1用ソレノイドバルブSLG、プライマリ用ソレノイドバルブSLP、セカンダリ用ソレノイドバルブSLS、およびロックアップ用ソレノイドバルブSLUを備え、これら各ソレノイドバルブは、ソレノイドバルブ群SLgrに含まれる。また、油圧制御回路46は、モジュレータバルブ80、マニュアルバルブ82、プライマリ圧コントロールバルブ84、セカンダリ圧コントロールバルブ86、シーケンスバルブ88、C1コントロールバルブ90、S1B1コントロールバルブ92、LU圧コントロールバルブ94、およびアキュムレータ96を備える。なお、ロックアップ用ソレノイドバルブSLU、C1用ソレノイドバルブSL1、C2用ソレノイドバルブSL2、およびD1用ソレノイドバルブSLGは、非通電時(以下、オフともいう)に入力ポートと出力ポートとを遮断し、通電時(以下、オンともいう)に連通する所謂ノーマリークローズ(N/C)型のリニアソレノイドバルブである。プライマリ用ソレノイドバルブSLP、セカンダリ用ソレノイドバルブSLSは、通電時に入力ポートと出力ポートとを遮断し、非通電時に連通する所謂ノーマリーオープン(N/O)型のリニアソレノイドバルブである。
The
油圧制御回路46は、油圧により作動されて第1のクラッチC1を断接可能な油圧アクチュエータC1aと、油圧により作動されて第2のクラッチC2を断接可能な油圧アクチュエータC2aと、油圧により作動されて噛合クラッチD1を断接可能な油圧アクチュエータ56と、油圧により作動されて第1のブレーキB1を断接可能な油圧アクチュエータB1aと、に接続されている。
The
モジュレータバルブ80は、元圧である第1ライン圧PL1が一定圧である飽和モジュレータ圧PLPMmax(MPa)より高い調圧領域では、第1ライン圧PL1を調圧して第1ライン圧PL1より低圧の一定のモジュレータ圧PLPM(MPa)を生成する。しかし、元圧である第1ライン圧PL1が飽和モジュレータ圧PLPMmaxより低い非調圧領域では、元圧である第1ライン圧PL1をそのままモジュレータ圧PLPMとして出力する。このため、モジュレータ圧PLPMは、エンジン12のエンジン回転速度Neの増加と共に上昇し、エンジン回転速度Neが所定の飽和回転速度Neh(rpm)以上になると飽和して一定圧である飽和モジュレータ圧PLPMmaxとなるようになっている。モジュレータ圧PLPMは、後述する各アクチュエータの作動による作動油の流量消費の影響を受け、オイルポンプ44からの作動油の供給と前記アクチュエータ等による作動油の消費とによる流量収支によって低下したり上昇したりする。
The
マニュアルバルブ82は、運転者によるシフトレバー98の切替操作に連動して機械的に油路が切り替えられる。マニュアルバルブ82は、シフトレバー98がD操作ポジションにあるときには、入力されたモジュレータ圧PLPMを前進油圧PDとして出力し、シフトレバー98がR操作ポジションにあるときには、入力されたモジュレータ圧PLPMを後進油圧PRとして出力する。マニュアルバルブ82は、シフトレバー98がN操作ポジション或いはP操作ポジションにあるときには、油圧の出力を遮断し、前進油圧PDおよび後進油圧PRはドレイン圧(排出油路EXの油圧)とされる。
In the
C1用ソレノイドバルブSL1は、前進油圧PDを元圧として、第1のクラッチC1の油圧アクチュエータC1aへ供給される油圧であるC1制御圧Pc1となり得るSL1出力圧Psl1を出力する。C2用ソレノイドバルブSL2は、前進油圧PDを元圧として、第2のクラッチC2の油圧アクチュエータC2aへ供給される油圧であるC2制御圧Pc2となり得るSL2出力圧Psl2を出力する。なお、SL2出力圧Psl2は、本発明における「第1の係合圧」に相当する。 The C1 solenoid valve SL1 outputs an SL1 output pressure Psl1 that can be a C1 control pressure Pc1, which is a hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator C1a of the first clutch C1, using the forward hydraulic pressure PD as a base pressure. The C2 solenoid valve SL2 outputs an SL2 output pressure Psl2 that can be a C2 control pressure Pc2, which is a hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator C2a of the second clutch C2, using the forward hydraulic pressure PD as a base pressure. The SL2 output pressure Psl2 corresponds to the “first engagement pressure” in the present invention.
D1用ソレノイドバルブSLGは、後述するS1B1コントロールバルブ92から出力される出力圧Psbvを元圧として、噛合クラッチD1の作動状態を切り替える為に油圧アクチュエータ56へ供給される油圧であるD1制御圧Pd1となり得るSLG出力圧Pslgを出力する。なお、SLG出力圧Pslgは、シフトレバー98がR操作ポジションとされてマニュアルバルブ82から後進油圧PRが出力される後進走行時には、第1のブレーキB1の油圧アクチュエータB1aへ供給される油圧であるB1制御圧Pb1となり得る。
The D1 solenoid valve SLG becomes a D1 control pressure Pd1, which is a hydraulic pressure supplied to the
プライマリ用ソレノイドバルブSLPは、モジュレータ圧PLPMを元圧として、プライマリプーリ58の油圧アクチュエータ58cへ供給される油圧であるプライマリ制御圧Ppriを制御する為のSLP出力圧Pslpを出力する。セカンダリ用ソレノイドバルブSLSは、モジュレータ圧PLPMを元圧として、セカンダリプーリ60の油圧アクチュエータ60cへ供給される油圧であるセカンダリ制御圧Psecを制御する為のSLS出力圧Pslsを出力する。なお、SLP出力圧Pslpは、本発明における「第2の係合圧」に相当する。
The primary solenoid valve SLP outputs the SLP output pressure Pslp for controlling the primary control pressure Ppri, which is the hydraulic pressure supplied to the
ロックアップ用ソレノイドバルブSLUは、モジュレータ圧PLPMを元圧として、ロックアップクラッチLUの油圧アクチュエータとして機能するトルクコンバータ20内の係合側油室20onおよび解放側油室20offへ供給される油圧であるロックアップ制御圧Pluを制御する為のSLU出力圧Psluを出力する。ロックアップ制御圧Pluは、係合側油室20onに供給されるオン圧Ponと解放側油室20offに供給されるオフ圧Poffとの差圧である。
The lockup solenoid valve SLU is a hydraulic pressure supplied to the engagement side oil chamber 20on and the release side oil chamber 20off in the
プライマリ圧コントロールバルブ84は、第1ライン圧PL1を元圧としてプライマリ制御圧Ppriを調圧して、そのプライマリ制御圧Ppriをプライマリプーリ58の油圧アクチュエータ58cに出力する。プライマリ圧コントロールバルブ84は、全開状態と全閉状態との間で位置が自在に切り替えられるスプール弁子およびそのスプール弁子を全開状態位置方向に付勢するスプリングを備える。プライマリ圧コントロールバルブ84は、そのスプール弁子の全開位置方向への推力としてSLP出力圧Pslpが入力され、そのスプール弁子の全閉位置方向への推力として前記プライマリ制御圧Ppriおよび後述のシーケンスバルブ88から出力される出力圧Pseq1が入力される。プライマリ圧コントロールバルブ84は、SLP出力圧Pslp、プライマリ制御圧Ppri、および出力圧Pseq1に基づいてプライマリ制御圧Ppriを調圧する。プライマリ圧コントロールバルブ84では、SLP出力圧Pslpが大きくなるとプライマリ制御圧Ppriが大きくされる。
The primary
セカンダリ圧コントロールバルブ86は、第1ライン圧PL1を元圧としてセカンダリ制御圧Psecを調圧して、そのセカンダリ制御圧Psecをセカンダリプーリ60の油圧アクチュエータ60cに出力する。セカンダリ圧コントロールバルブ86は、全開状態と全閉状態との間で位置が自在に切り替えられるスプール弁子およびそのスプール弁子を全開状態位置方向に付勢するスプリングを備える。セカンダリ圧コントロールバルブ86は、そのスプール弁子の全開位置方向への推力としてSLS出力圧Pslsが入力され、そのスプール弁子の全閉位置方向への推力として前記セカンダリ制御圧Psecが入力される。セカンダリ圧コントロールバルブ86は、SLS出力圧Pslsおよびセカンダリ制御圧Psecに基づいてセカンダリ制御圧Psecを調圧する。セカンダリ圧コントロールバルブ86では、SLS出力圧Pslsが大きくなるとセカンダリ制御圧Psecが大きくされる。
The secondary
LU圧コントロールバルブ94は、第2ライン圧PL2が入力される。LU圧コントロールバルブ94は、オン圧Ponとして第2ライン圧PL2を係合側油室20onへ出力し、且つ不図示の排出油路EXに解放側油室20offを連通するオン位置と、オフ圧Poffとして第2ライン圧PL2を解放側油室20offへ出力し、且つ不図示の排出油路EXに係合側油室20onを連通するオフ位置と、の間で作動させられる不図示のスプール弁子94sv、およびスプール弁子94svをオフ位置方向に付勢する不図示のスプリング94spを備える。LU圧コントロールバルブ94は、スプール弁子94svのオン位置方向への推力としてオフ圧PoffおよびSLU出力圧Psluが入力され、スプール弁子94svのオフ位置方向への推力としてオン圧Ponおよびシーケンスバルブ88の出力圧Pseq1が入力される。LU圧コントロールバルブ94は、SLU出力圧Psluに応じて係合側油室20on内のオン圧Ponと解放側油室20off内のオフ圧Poffとの差圧であるロックアップ制御圧Pluを制御することで、ロックアップクラッチLUの断接状態が制御される。LU圧コントロールバルブ94は、SLU出力圧Psluが入力されることでスプール弁子94svはオン位置側へ切り替えられる。所定圧以上のSLU出力圧Psluが入力されると、ロックアップクラッチLUは解放状態から係合状態であるロックアップオンへ切り替えられる。
The LU
アキュムレータ96は、前進油圧PDが流通する油路に接続されている。アキュムレータ96は、スプリングや作動油の漏れを抑制するシール部材などを備え、油圧の蓄圧と蓄圧した油圧の供給とが可能な公知の蓄圧器である。アキュムレータ96内の油圧よりも前進油圧PDが流通する油路の油圧が高い場合には、その油路からアキュムレータ96に油圧が供給され、アキュムレータ96内の油圧よりも前進油圧PDが流通する油路の油圧が低い場合には、アキュムレータ96からその油路に油圧が供給される。
The
C1コントロールバルブ90は、通常位置とタイアップ防止位置とに択一的に位置が切り替えられる不図示のスプール弁子90svおよびスプール弁子90svを通常位置方向に付勢するスプリング90spを備える。スプール弁子90svが通常位置にあるときをC1コントロールバルブ90が通常状態であるといい、スプール弁子90svがタイアップ防止位置にあるときをC1コントロールバルブ90がタイアップ防止状態であるということとする。C1コントロールバルブ90は、スプール弁子90svのタイアップ防止位置方向への推力としてC2制御圧Pc2、SL1出力圧Psl1、および後進油圧PRが入力され、スプール弁子90svの通常位置方向への推力としてシーケンスバルブ88の出力圧Pseq2が入力される。C1コントロールバルブ90は、SL1出力圧Psl1、SLG出力圧Pslg、および後進油圧PRが切替油路の入力圧として入力される。通常状態では、図2の実線で示されるようにSL1出力圧Psl1がC1制御圧Pc1として出力され、SLG出力圧Pslgが出力圧Pc1v1として出力され、後進油圧PRの入力は遮断されていずれにも出力されない。タイアップ防止状態では、図2の破線で示されるようにC1制御圧Pc1はドレイン圧とされ、後進油圧PRが出力圧Pc1v1および出力圧Pc1v2として出力され、SL1出力圧Psl1およびSLG出力圧Pslgの入力は遮断されていずれにも出力されない。
The
C1コントロールバルブ90では、スプール弁子90svに推力として作用するC2制御圧Pc2の受圧面積と、スプール弁子90svに推力として作用する出力圧Pseq2の受圧面積と、が同じに設定されている。なお、本明細書では、受圧面積とは、正常位置またはフェールセーフ位置に向かわせる推力に寄与するスプール弁子が油圧を受ける面積のことをいい、同一の作動油室内において正常位置およびフェールセーフ位置の両方向に向かわせる推力が作用する場合にはスプール弁子が油圧を受ける面積において正常位置に向かわせる推力に寄与するものとフェールセーフ位置に向かわせるものとの差分の面積をいう。スプリング90spの付勢力は、SL1出力圧Psl1によるスプール弁子90svに対するタイアップ防止位置方向への推力よりも小さくなるように設定されている。これにより、C1用ソレノイドバルブSL1およびC2用ソレノイドバルブSL2が同時に作動して、それぞれSL1出力圧Psl1およびSL2出力圧Psl2が同時に出力された場合、スプール弁子90svに作用する推力はC2制御圧Pc2(すなわち、SL2出力圧Psl2)と出力圧Pseq2(すなわち、モジュレータ圧PLPM)とが打ち消し合うと共に、SL1出力圧Psl1がスプリング90spの付勢力に抗して、スプール弁子90svがタイアップ防止位置に切り替えられる。
In the
スプリング90spの付勢力は、後進油圧PRによるスプール弁子90svに対するタイアップ防止位置方向への推力よりも小さくなるように設定されている。これにより、後進走行操作ポジション時にC2用ソレノイドバルブSL2が作動して、後進油圧PRおよびSL2出力圧Psl2が同時に出力された場合、スプール弁子90svに作用する推力はC2制御圧Pc2(すなわち、SL2出力圧Psl2)と出力圧Pseq2(すなわち、モジュレータ圧PLPM)とが打ち消し合うと共に、後進油圧PRがスプリング90spの付勢力に抗してスプール弁子90svがタイアップ防止位置に切り替えられる。 The biasing force of the spring 90sp is set to be smaller than the thrust in the tie-up prevention position direction with respect to the spool valve element 90sv by the reverse hydraulic pressure PR. Thus, when the C2 solenoid valve SL2 is operated at the reverse travel operation position and the reverse hydraulic pressure PR and the SL2 output pressure Psl2 are simultaneously output, the thrust acting on the spool valve element 90sv is the C2 control pressure Pc2 (ie, SL2 The output pressure Psl2) and the output pressure Pseq2 (that is, the modulator pressure PLPM) cancel each other, and the reverse hydraulic pressure PR is switched to the tie-up prevention position against the urging force of the spring 90sp.
従って、C1用ソレノイドバルブSL1が作動し、且つC2用ソレノイドバルブSL2が作動していない場合は、C1コントロールバルブ90は通常状態のままで、SL1出力圧Psl1が油圧アクチュエータC1aに供給される。C2用ソレノイドバルブSL2が作動してSL2出力圧Psl2がシーケンスバルブ88からC2制御圧Pc2として出力され、且つC1用ソレノイドバルブSL1が作動していない場合は、C1コントロールバルブ90は通常状態のままで、SL2出力圧Psl2が油圧アクチュエータC2aに供給される。C2用ソレノイドバルブSL2が作動してSL2出力圧Psl2がシーケンスバルブ88からC2制御圧Pc2として出力され、且つC1用ソレノイドバルブSL1も作動した場合は、C1コントロールバルブ90はタイアップ防止状態に切り替えられ、油圧アクチュエータC1aはドレイン圧とされ、油圧アクチュエータC2aにはSL2出力圧Psl2が供給される。このように、油圧アクチュエータC1aおよび油圧アクチュエータC2aに同時に係合圧が供給されることが防止されるので、第1のクラッチC1および第2のクラッチC2の同時係合によるタイアップ状態の発生を防止することができる。C1コントロールバルブ90は、C1制御圧Pc1としてのSL1出力圧Psl1の油圧アクチュエータC1aへの供給を遮断することで、第1のクラッチC1と第2のクラッチC2との同時係合によるタイアップ状態を防止するフェールセーフバルブとして機能する。
Therefore, when the C1 solenoid valve SL1 is operated and the C2 solenoid valve SL2 is not operated, the
S1B1コントロールバルブ92は、非後進位置と後進位置とに択一的に位置が切り替えられる不図示のスプール弁子92svおよびスプール弁子92svを非後進位置方向に付勢するスプリング92spを備える。スプール弁子92svが非後進位置のときをS1B1コントロールバルブ92が非後進状態であるといい、スプール弁子92svが後進位置のときをS1B1コントロールバルブ92が後進状態であるということとする。S1B1コントロールバルブ92は、スプール弁子92svの後進位置方向への推力として後進油圧PRが入力され、スプール弁子92svの非後進位置方向への推力としてSLS出力圧Pslsが入力される。S1B1コントロールバルブ92は、C1コントロールバルブ90の出力圧Pc1v1、Pc1v2、モジュレータ圧PLPM、および後進油圧PRが切替油路の入力圧として入力される。非後進位置では、図2の実線で示されるように出力圧Pc1v2がB1制御圧Pb1として出力され、出力圧Pc1v1がD1制御圧Pd1として出力され、モジュレータ圧PLPMが出力圧Psbvとして出力され、後進油圧PRの入力は遮断されていずれにも出力されない。後進位置では、図2の破線で示されるように出力圧Pc1v1がB1制御圧Pb1として出力され、モジュレータ圧PLPMがD1制御圧Pd1として出力され、後進油圧PRが出力圧Psbvとして出力され、出力圧Pc1v2の入力は遮断されていずれにも出力されない。
The S1B1 control valve 92 includes a spool valve element 92sv (not shown) whose position is alternatively switched between a non-reverse position and a reverse position, and a spring 92sp that urges the spool valve element 92sv in the non-reverse position direction. The S1B1 control valve 92 is said to be in the non-reverse position when the spool valve element 92sv is in the non-reverse position, and the S1B1 control valve 92 is in the reverse condition when the spool valve element 92sv is in the reverse position. The S1B1 control valve 92 receives the reverse hydraulic pressure PR as a thrust toward the reverse position of the spool valve element 92sv, and receives the SLS output pressure Psls as the thrust toward the non-reverse position of the spool valve element 92sv. In the S1B1 control valve 92, the output pressures Pc1v1, Pc1v2, the modulator pressure PLPM, and the reverse hydraulic pressure PR of the
S1B1コントロールバルブ92では、スプール弁子92svに推力として作用する後進油圧PRの受圧面積と、スプール弁子92svに推力として作用するSLS出力圧Pslsの受圧面積と、が同じに設定されている。スプリング92spの付勢力は、後進油圧PRによるスプール弁子92svに対する後進位置方向への推力よりも小さくなるように設定されている。これにより、後進油圧PRが入力されると共にSLS出力圧Pslsが入力されない場合は、スプール弁子92svは後進位置に切り替り、後進油圧PRおよびSLS出力圧Pslsが同時に入力される場合は、S1B1コントロールバルブ92は非後進状態に切り替わる。従って、シフトレバー98が後進走行操作ポジション以外でマニュアルバルブ82から後進油圧PRが出力されないか、あるいはシフトレバー98が後進走行操作ポジションで後進油圧PRが出力されてもSLS出力圧Pslsが入力される場合は、S1B1コントロールバルブ92は非後進状態である。
In the S1B1 control valve 92, the pressure receiving area of the reverse hydraulic pressure PR acting as a thrust on the spool valve element 92sv and the pressure receiving area of the SLS output pressure Psls acting as a thrust on the spool valve element 92sv are set to be the same. The urging force of the spring 92sp is set to be smaller than the thrust in the reverse drive position direction with respect to the spool valve element 92sv by the reverse hydraulic pressure PR. Thus, when the reverse hydraulic pressure PR is input and the SLS output pressure Psls is not input, the spool valve element 92sv is switched to the reverse position, and when the reverse hydraulic pressure PR and the SLS output pressure Psls are input simultaneously, the S1B1 control is performed. The valve 92 is switched to the non-reverse state. Therefore, the SLS output pressure Psls is input even if the reverse hydraulic pressure PR is not output from the
シーケンスバルブ88は、正常位置とフェールセーフ位置とに択一的に位置が切り替えられる不図示のスプール弁子88svおよびスプール弁子88svを正常位置方向に付勢するスプリング88spを備える。スプール弁子88svが正常位置のときをシーケンスバルブ88が正常状態であるといい、スプール弁子88svがフェールセーフ位置のときをシーケンスバルブ88がフェールセーフ状態であるということとする。シーケンスバルブ88は、スプール弁子88svのフェールセーフ位置方向への推力としてSLP出力圧Pslpが入力され、スプール弁子88svの正常位置方向への推力としてモジュレータ圧PLPMおよびSL2出力圧Psl2が入力される。シーケンスバルブ88は、前進油圧PD、SL2出力圧Psl2、SLG出力圧Pslg、およびモジュレータ圧PLPMが切替油路の入力圧として入力される。スプール弁子88svが通常位置では、シーケンスバルブ88は第1の油路を形成し、図2の実線で示されるようにSL2出力圧Psl2がC2制御圧Pc2として出力され、モジュレータ圧PLPMが出力圧Pseq2として出力され、出力圧Pseq1はドレイン圧とされ、前進油圧PDおよびSLG出力圧Pslgの入力は遮断されていずれにも出力されない。スプール弁子88svがフェールセーフ位置では、シーケンスバルブ88は第2の油路を形成し、図2の破線で示されるように前進油圧PDがC2制御圧Pc2として出力され、SLG出力圧Pslgが出力圧Pseq1として出力され、出力圧Pseq2はドレイン圧とされ、SL2出力圧Psl2およびモジュレータ圧PLPMの入力は遮断されていずれにも出力されない。
The
図3は、図2のシーケンスバルブ88の構成図である。シーケンスバルブ88は、正常位置(右半位置)とフェールセーフ位置(左半位置)とを切替自在なスプール弁子88svと、スプール弁子88svを正常位置方向に付勢する圧縮コイルばねから成るスプリング88spと、を備える。シーケンスバルブ88は、スプール弁子88svの正常位置方向への推力となるモジュレータ圧PLPMが入力される第1の作動油室88c1と、スプール弁子88svの正常位置方向への推力となるSL2出力圧Psl2が入力される第2の作動油室88c2と、スプール弁子88svのフェールセーフ位置方向への推力となるSLP出力圧Pslpが入力される第3の作動油室88c3と、を備える。シーケンスバルブ88は、SL2出力圧Psl2が入力される第1の入力ポート88i1と、前進油圧PDが入力される第2の入力ポート88i2と、SLG出力圧Pslgが入力される第3の入力ポート88i3と、モジュレータ圧PLPMが入力される第4の入力ポート88i4と、を備える。シーケンスバルブ88は、第2のクラッチC2の油圧アクチュエータC2aにC2制御圧Pc2を出力する第1の出力ポート88o1と、LU圧コントロールバルブ94およびプライマリ圧コントロールバルブ84に出力圧Pseq1を出力する第2の出力ポート88o2と、C1コントロールバルブ90に出力圧Pseq2を出力する第3の出力ポート88o3と、ドレインポート88exと、を備える。
FIG. 3 is a block diagram of the
次に、油圧制御回路46の動作について、詳細に説明する。
Next, the operation of the
エンジン12の駆動後、オイルポンプ44が回転駆動されて第1ライン圧PL1が生成されると、モジュレータバルブ80においてモジュレータ圧PLPMが生成される。モジュレータ圧PLPMによって、シーケンスバルブ88は正常状態に切り替えられる。モジュレータ圧PLPMがシーケンスバルブ88の出力圧Pseq2としてC1コントロールバルブ90に入力され、C1コントロールバルブ90は通常状態に切り替えられる。これにより、フェールの発生していない通常の走行時では、シーケンスバルブ88は正常状態となり、C1コントロールバルブ90は通常状態となる。
After the
車両10の低速前進走行時には、動力伝達装置16は前進のギヤ走行モードになる。このとき、第1のクラッチC1および噛合クラッチD1のみが係合されるように制御される。具体的には、マニュアルバルブ82から前進油圧PDが出力され、前進油圧PDを元圧としてC1用ソレノイドバルブSL1からSL1出力圧Psl1が出力される。SL1出力圧Psl1は、C1コントロールバルブ90を介して油圧アクチュエータC1aに供給される。なお、マニュアルバルブ82からは後進油圧PRは出力されていないので、S1B1コントロールバルブ92は非後進状態である。モジュレータ圧PLPMがS1B1コントロールバルブ92の出力圧PsbvとしてD1用ソレノイドバルブSLGに元圧として入力され、D1用ソレノイドバルブSLGからSLG出力圧Pslgが出力される。SLG出力圧Pslgは、C1コントロールバルブ90およびS1B1コントロールバルブ92を介して油圧アクチュエータ56に供給される。
When the
車両10の中高速前進走行時には、動力伝達装置16は前進のベルト走行モードになる。このとき、第2のクラッチC2および車速Vに応じて噛合クラッチD1が係合されるように制御される。具体的には、前進油圧PDを元圧としてC2用ソレノイドバルブSL2からSL2出力圧Psl2が出力される。SL2出力圧Psl2は、シーケンスバルブ88を介して油圧アクチュエータC2aに供給される。
During medium-to-high speed forward traveling of the
車両10の後進走行時には、動力伝達装置16は後進のギヤ走行モードになる。このとき、第1のブレーキB1および噛合クラッチD1のみが係合されるように制御される。具体的には、マニュアルバルブ82から後進油圧PRが出力されることで、S1B1コントロールバルブ92は後進状態に切り替えられる。後進油圧PRがS1B1コントロールバルブ92の出力圧PsbvとしてD1用ソレノイドバルブSLGに元圧として供給され、D1用ソレノイドバルブSLGからSLG出力圧Pslgが出力される。SLG出力圧Pslgは、C1コントロールバルブ90およびS1B1コントロールバルブ92を介して油圧アクチュエータB1aに供給される。また、モジュレータ圧PLPMがS1B1コントロールバルブ92を介して油圧アクチュエータ56に供給される。
When the
次に、プライマリ用ソレノイドバルブSLP、ロックアップ用ソレノイドバルブSLU、およびD1用ソレノイドバルブSLGのいずれかに異常が発生した場合の作動について説明する。 Next, an operation when an abnormality occurs in any of the primary solenoid valve SLP, the lockup solenoid valve SLU, and the D1 solenoid valve SLG will be described.
前進走行操作ポジション時にプライマリ用ソレノイドバルブSLPにオフフェール異常が発生した場合について説明する。この場合、プライマリ用ソレノイドバルブSLPから最大のSLP出力圧Pslpが常時出力されてしまい、プライマリ圧コントロールバルブ84からは最大のプライマリ制御圧Ppriが常時出力されてしまうと、無段変速機24を利用した走行が困難になる。しかし、プライマリ用ソレノイドバルブSLPから出力された最大のSLP出力圧Pslpは、シーケンスバルブ88をフェールセーフ状態に切り替える。その結果、モジュレータ圧PLPMが非後進状態のS1B1コントロールバルブ92の出力圧PsbvとしてD1用ソレノイドバルブSLGに元圧として入力され、D1用ソレノイドバルブSLGからSLG出力圧Pslgが出力される。SLG出力圧Pslgは、フェールセーフ状態のシーケンスバルブ88の出力圧Pseq1としてプライマリ圧コントロールバルブ84に入力される。従って、D1用ソレノイドバルブSLGから出力されるSLG出力圧Pslgを制御することでプライマリ圧コントロールバルブ84から出力されるプライマリ制御圧Ppriが制御可能となり、異常発生時でも安全を保障可能なフェールセーフ機能が発揮される。
A case where an off-failure abnormality has occurred in the primary solenoid valve SLP at the forward travel operation position will be described. In this case, when the maximum SLP output pressure Pslp is always output from the primary solenoid valve SLP and the maximum primary control pressure Ppri is always output from the primary
前進走行操作ポジション時にプライマリ用ソレノイドバルブSLPにオンフェール異常が発生した場合について説明する。この場合、プライマリ用ソレノイドバルブSLPからSLP出力圧Pslpが出力されなくなり、プライマリ圧コントロールバルブ84からは最小のプライマリ制御圧Ppriが常時出力されてしまうと、無段変速機24の変速比γcvtが最大になって急減速してしまうおそれがある。電子制御装置100は、プライマリ用ソレノイドバルブSLPのオンフェール異常を検知したときには、C2用ソレノイドバルブSL2からのSL2出力圧Psl2の出力を停止し、油圧アクチュエータC2aへのSL2出力圧Psl2の供給を停止する。この結果、第2のクラッチC2が解放され、ニュートラルレンジになって急減速が回避される。電子制御装置100は、車速Vが安定した後に、C1用ソレノイドバルブSL1から出力したSL1出力圧Psl1により第1のクラッチC1を係合してギヤ走行モードで前進走行させることができ、フェールセーフ機能が発揮される。
A case where an on-fail abnormality has occurred in the primary solenoid valve SLP at the forward travel operation position will be described. In this case, if the SLP output pressure Pslp is not output from the primary solenoid valve SLP and the minimum primary control pressure Ppri is always output from the primary
前進走行操作ポジション時にロックアップ用ソレノイドバルブSLUにオンフェール異常が発生した場合について説明する。この場合、ロックアップクラッチLUを解放できなくなってしまう。電子制御装置100は、ロックアップ用ソレノイドバルブSLUのオンフェール異常を検知したときには、プライマリ用ソレノイドバルブSLPから最大のSLP出力圧Pslpを出力し、シーケンスバルブ88をフェールセーフ状態に切り替える。その結果、モジュレータ圧PLPMが非後進状態のS1B1コントロールバルブ92の出力圧PsbvとしてD1用ソレノイドバルブSLGに元圧として入力され、D1用ソレノイドバルブSLGからSLG出力圧Pslgが出力される。SLG出力圧Pslgは、フェールセーフ状態のシーケンスバルブ88の出力圧Pseq1としてLU圧コントロールバルブ94に入力されることで、ロックアップクラッチLUは解放され、フェールセーフ機能が発揮される。
A case where an on-fail abnormality has occurred in the lockup solenoid valve SLU at the forward travel operation position will be described. In this case, the lockup clutch LU cannot be released. When detecting an on-fail abnormality of the lockup solenoid valve SLU, the
前進走行操作ポジション時にD1用ソレノイドバルブSLGにオンフェール異常が発生した場合について説明する。この場合、D1用ソレノイドバルブSLGからSLG出力圧Pslgが常時出力されてしまうと、噛合クラッチD1が係合されたままとなってしまう。電子制御装置100は、D1用ソレノイドバルブSLGのオンフェール異常を検知したときには、プライマリ用ソレノイドバルブSLPから最大のSLP出力圧Pslpを出力し、シーケンスバルブ88をフェールセーフ状態に切り替える。その結果、ドレイン圧とされたシーケンスバルブ88の出力圧Pseq2および前進油圧PDとされたC2制御圧Pc2がC1コントロールバルブ90に入力されてC1コントロールバルブ90はタイアップ防止状態に切り替えられる。前進油圧PDとされたC2制御圧Pc2は、油圧アクチュエータC2aに供給される。C1コントロールバルブ90がタイアップ防止状態に切り替えられることで、SLG出力圧Pslgの入力は遮断されていずれにも出力されず、油圧アクチュエータC1aはドレインン圧とされる。C1コントロールバルブ90の出力圧Pc1v1はSLG出力圧Pslgから遮断され、出力圧Pc1v1には後進油圧PRが出力されるが、前進走行操作ポジション時には後進油圧PRは排出油路EXに連通している。そのため、排出油路EXに連通した出力圧Pc1v1が非後進状態のS1B1コントロールバルブ92を介して油圧アクチュエータ56に供給されるため、噛合クラッチD1は係合状態から解放状態に切り替えられ、フェールセーフ機能が発揮される。
A case where an on-fail abnormality has occurred in the D1 solenoid valve SLG at the forward travel operation position will be described. In this case, if the SLG output pressure Pslg is always output from the D1 solenoid valve SLG, the meshing clutch D1 remains engaged. When detecting an on-fail abnormality of the D1 solenoid valve SLG, the
後進走行操作ポジション時にD1用ソレノイドバルブSLGにオフフェール異常が発生した場合について説明する。この場合、D1用ソレノイドバルブSLGからSLG出力圧Pslgが出力されなくなると、第1のブレーキB1が解放されてニュートラル状態になってしまう。電子制御装置100は、D1用ソレノイドバルブSLGのオフフェール異常を検知したときには、プライマリ用ソレノイドバルブSLPから最大のSLP出力圧Pslpを出力し、シーケンスバルブ88をフェールセーフ状態に切り替える。その結果、ドレイン圧とされたシーケンスバルブ88の出力圧Pseq2および前進油圧PDとされたC2制御圧Pc2がC1コントロールバルブ90に入力されてC1コントロールバルブ90はタイアップ防止状態に切り替えられる。後進油圧PRは、C1コントロールバルブ90の出力圧Pc1v1としてS1B1コントロールバルブ92を介して、第1のブレーキB1の油圧アクチュエータB1aに供給される。モジュレータ圧PLPMは、S1B1コントロールバルブ92を介して、噛合クラッチD1の油圧アクチュエータ56に供給される。これにより、第1のブレーキB1および噛合クラッチD1が係合されて後進走行が可能となり、フェールセーフ機能が発揮される。
A case where an off-failure abnormality has occurred in the D1 solenoid valve SLG at the reverse travel operation position will be described. In this case, if the SLG output pressure Pslg is not output from the D1 solenoid valve SLG, the first brake B1 is released and the neutral state is established. When the
ここで、シーケンスバルブ88において、モジュレータ圧PLPM(MPa)が入力される第1の作動油室88c1は受圧面積AL1(mm2)となっており、SL2出力圧Psl2(MPa)が入力される第2の作動油室88c2は受圧面積AL2(mm2)となっており、SLP出力圧Pslp(MPa)が入力される第3の作動油室88c3は受圧面積AL3(mm2)となっているとする。シーケンスバルブ88のスプリング88spがスプール弁子88svを正常位置に向かわせる付勢力の大きさをスプリング荷重SP(N)とする。よって、シーケンスバルブ88のスプール弁子88svを正常位置に向かわせる推力DFn(N)は下式(1)で表され、シーケンスバルブ88のスプール弁子88svをフェールセーフ位置に向かわせる推力DFf(N)は下式(2)で表される。推力DFnが推力DFfよりも大きい場合にはシーケンスバルブ88は正常状態に切り替えられ、推力DFnが推力DFfよりも小さい場合にはシーケンスバルブ88はフェールセーフ状態に切り替えられる。
DFn=SP+PLPM×AL1+Psl2×AL2・・・(1)
DFf=Pslp×AL3 ・・・(2)
Here, in the
DFn = SP + PLPM × AL1 + Psl2 × AL2 (1)
DFf = Pslp × AL3 (2)
上式(1)および上式(2)において、スプリング荷重SPはモジュレータ圧PLPMに依存せず一定である。SLP出力圧Pslpはモジュレータ圧PLPMを元圧としており、SL2出力圧Psl2は前進油圧PDを元圧とするが前進油圧PDはモジュレータ圧PLPMと同じ圧力であるため、SLP出力圧PslpおよびSL2出力圧Psl2のいずれもモジュレータ圧PLPMの増減に伴ってそれぞれ増減する。 In the above formulas (1) and (2), the spring load SP is constant without depending on the modulator pressure PLPM. The SLP output pressure Pslp is based on the modulator pressure PLPM, and the SL2 output pressure Psl2 is based on the forward hydraulic pressure PD, but the forward hydraulic pressure PD is the same pressure as the modulator pressure PLPM. Each of Psl2 increases / decreases as the modulator pressure PLPM increases / decreases.
図4は、図2の油圧制御回路46において第2のクラッチC2が解放状態のときのシーケンスバルブ88の切替作動を説明する図である。前述したように、モジュレータ圧PLPMは、エンジン回転速度Neが高くなるにしたがって大きくなるが、エンジン回転速度Neが所定の飽和回転速度Neh以上である高回転状態になると、モジュレータ圧PLPMは飽和して一定値になる。本実施例ではエンジン回転速度Neが所定の飽和回転速度Neh以上である高回転状態の場合、モジュレータ圧PLPMは1.8(MPa)で飽和する。第2のクラッチC2が解放状態のときには、SL2出力圧Psl2はモジュレータ圧PLPMに関係なく0(MPa)であるため、SL2出力圧Psl2による推力は零である。モジュレータ圧PLPMによる正常状態方向への推力は、モジュレータ圧PLPMに比例する。スプリング88spによる正常状態方向への推力は、モジュレータ圧PLPMに関係なく一定である。SLP出力圧Pslpによるフェールセーフ状態方向への推力は、モジュレータ圧PLPMの増減に伴って増減し、例えば図4のように比例する。図4では、SLP出力圧Pslpによる推力、すなわち推力DFfは、プライマリ用ソレノイドバルブSLPによる最大のSLP出力圧Pslpが出力されている場合を表示している。図4に示すように、エンジン回転速度Neが所定の飽和回転速度Neh未満である低回転状態であるときに、推力DFfが推力DFnよりも大きくなって意図せずにシーケンスバルブ88がフェールセーフ状態となる誤切替領域が存在する。図4において斜線で網掛けしている部分が、誤切替領域である。本実施例の場合、モジュレータ圧PLPMが0.8(MPa)を超過し、最大のSLP出力圧Pslpが出力されると、シーケンスバルブ88で誤切替が発生する。
FIG. 4 is a diagram illustrating the switching operation of the
シーケンスバルブ88で誤切替が発生すると、例えば以下に記載する状況が起きドライバビリティが悪化する。前進油圧PDがシーケンスバルブ88を介して第2のクラッチC2の油圧アクチュエータC2aに供給されてしまうことで、第2のクラッチC2が急係合となってしまうおそれがある。また、第1のクラッチC1の油圧アクチュエータに供給されているC1制御圧Pc1がドレイン圧とされてしまうことで、第1のクラッチC1が解放状態となってしまうおそれがある。また、D1用ソレノイドバルブSLGから出力されたSLG出力圧Pslgがシーケンスバルブ88の出力圧Pseq1としてプライマリ圧コントロールバルブ84およびLU圧コントロールバルブ94に入力されることで、プライマリ制御圧Ppriが減圧されたりロックアップクラッチLUが解放されたりしてしまうおそれがある。
When erroneous switching occurs in the
図5は、図2の油圧制御回路46において第2のクラッチC2が係合状態のときのシーケンスバルブ88の切替作動を説明する図である。図5は、図4と略同じであるが、SL2出力圧Psl2による正常状態方向の推力が作用している点が異なる。そのため、異なる部分を中心に説明し、図4と共通する部分は説明を適宜省略する。第2のクラッチC2が係合状態のときには、SL2出力圧Psl2は、例えばモジュレータ圧PLPMに比例したものとなるが、燃費悪化を抑制するためにSL2出力圧Psl2は第2のクラッチC2の飽和係合圧よりは大きくならないように制御される。本実施例では、モジュレータ圧PLPMが1.3(MPa)のときにSL2出力圧Psl2は第2のクラッチC2の飽和係合圧となり、モジュレータ圧PLPMがそれ以上大きくなってもSL2出力圧Psl2は飽和係合圧が維持される。図5に示すように、推力DFfが推力DFnよりも大きくなる誤切替領域は存在しない。したがって、プライマリ用ソレノイドバルブSLPによって最大のSLP出力圧Pslpが出力されたとしても、シーケンスバルブ88が意図せずにフェールセーフ状態となる誤切替は発生しない。図5において、図4における推力DFnとモジュレータ圧PLPMとの関係が、参考のために一点鎖線で示されている。
FIG. 5 is a diagram for explaining the switching operation of the
図6は、図2の油圧制御回路46において第2のクラッチC2の作動状態に応じたSLP出力圧Pslpの上限ガード圧Pslpgの設定方法の一例である。
FIG. 6 is an example of a method for setting the upper limit guard pressure Pslpg of the SLP output pressure Pslp in accordance with the operating state of the second clutch C2 in the
図6に示されるように、エンジン回転速度Neが所定の飽和回転速度Neh以上である高回転状態であってモジュレータ圧PLPMが飽和している領域では、第2のクラッチC2の作動状態にかかわらず、SL2出力圧Psl2が0(MPa)であってもシーケンスバルブ88で誤切替が発生しないように、SLP出力圧Pslpは第1の所定値Pslpg1(MPa)が一律に上限ガード圧Pslpgとして設定されてその上限ガード圧Pslpg以上とはならないように制御される。例えば本実施例では、図4においてエンジン回転速度Neが飽和回転速度Neh以上となる高回転状態であることにより、モジュレータ圧PLPMが飽和モジュレータ圧PLPMmax(=1.8(MPa))を確保可能である場合には、スプリング荷重SPと、飽和モジュレータ圧PLPMmaxのときのモジュレータ圧PLPMによる推力と、の合計値DFsによる正常状態方向への推力よりも、上限ガード圧Pslpgによるフェールセーフ状態方向への推力が小さくなるように設定される。すなわち、第1の所定値Pslpg1は、スプリング荷重圧SPld(=スプリング荷重SP/受圧面積AL3)と面積比モジュレータ圧PLPMr(MPa)(=モジュレータ圧PLPM×受圧面積AL1/受圧面積AL3)との和に設定される。エンジン回転速度Neが飽和回転速度Neh以上でモジュレータ圧PLPMが飽和モジュレータ圧PLPMmaxの場合には、面積比モジュレータ圧PLPMrは、飽和モジュレータ圧PLPMmaxに受圧面積の比である受圧面積AL1/受圧面積AL3を乗じたものとなる。これにより、第2のクラッチC2の作動状態にかかわらず、シーケンスバルブ88が意図せずにフェールセーフ状態となる誤切替は発生しなくなる。なお、受圧面積AL1と受圧面積AL3とが同じ場合には、面積比モジュレータ圧PLPMrは飽和モジュレータ圧PLPMmaxと同じである。
As shown in FIG. 6, in the high rotation state where the engine rotation speed Ne is equal to or higher than the predetermined saturation rotation speed Neh and the modulator pressure PLPM is saturated, regardless of the operation state of the second clutch C2. The first predetermined value Pslpg1 (MPa) is uniformly set as the upper limit guard pressure Pslpg so that erroneous switching does not occur in the
図6に示されるように、エンジン回転速度Neが所定の飽和回転速度Neh未満である低回転状態であってモジュレータ圧PLPMが飽和していない領域では、第2のクラッチC2の作動状態に応じてSLP出力圧Pslpの上限ガード圧Pslpgが設定される。 As shown in FIG. 6, in a low rotation state where the engine rotation speed Ne is less than a predetermined saturation rotation speed Neh and the modulator pressure PLPM is not saturated, depending on the operation state of the second clutch C2. An upper limit guard pressure Pslpg for the SLP output pressure Pslp is set.
第2のクラッチC2の作動状態が、完全解放および解放過渡の場合には、上限ガード圧Pslpgは、スプリング88spによるスプリング荷重圧SPld(=スプリング荷重SP/受圧面積AL3)とPLPM圧マップで算出される油圧との和に設定される。このように、スプリング荷重圧SPldとPLPM圧マップで算出された油圧との和による正常状態方向への推力よりも、上限ガード圧Pslpgによって制限されたSLP出力圧Pslpによるフェールセーフ状態方向への推力が小さくなるようにされる。なお、PLPM圧マップは、エンジン回転速度Neおよび作動油の油温Thoと、モジュレータ圧PLPMに受圧面積の比である受圧面積AL1/受圧面積AL3を乗じた面積比モジュレータ圧PLPMrと、の関係を表したものである。エンジン回転速度Neが低回転であり、且つ作動油の油温Thoが高油温であるほど、作動油の流量収支の悪化によりモジュレータ圧PLPMは低下する。そのため、エンジン回転速度Neおよび作動油の油温Thoをパラメータとして予め規定されたPLPM圧マップから面積比モジュレータ圧PLPMrを算出することで流量収支の悪化時でもシーケンスバルブ88の誤切替が発生しないようにしたものである。
When the operation state of the second clutch C2 is a complete release and release transition, the upper limit guard pressure Pslpg is calculated from the spring load pressure SPld (= spring load SP / pressure receiving area AL3) by the spring 88sp and the PLPM pressure map. Set to the sum of the hydraulic pressure. Thus, the thrust in the fail-safe state direction by the SLP output pressure Pslp limited by the upper limit guard pressure Pslpg is greater than the thrust in the normal state direction by the sum of the spring load pressure SPld and the oil pressure calculated by the PLPM pressure map. Is made smaller. The PLPM pressure map shows the relationship between the engine rotational speed Ne and the hydraulic oil temperature Tho and the area ratio modulator pressure PLPMr obtained by multiplying the modulator pressure PLPM by the pressure receiving area AL1 / the pressure receiving area AL3. It is a representation. As the engine rotation speed Ne is lower and the hydraulic oil temperature Th is higher, the modulator pressure PLPM decreases due to the deterioration of the hydraulic oil flow rate balance. Therefore, by calculating the area ratio modulator pressure PLPMr from the PLPM pressure map defined in advance using the engine speed Ne and the hydraulic oil temperature Tho as parameters, erroneous switching of the
第2のクラッチC2の作動状態が、係合過渡の場合においてクラッチツゥクラッチ掛け替え制御の係合開始前のときには、上限ガード圧Pslpgは、スプリング88spによるスプリング荷重圧SPld(=スプリング荷重SP/受圧面積AL3)とPLPM圧マップで算出される油圧との和に設定される。第2のクラッチC2の作動状態が、係合過渡の場合においてクラッチツゥクラッチ掛け替え制御の係合開始後のときには、上限ガード圧Pslpgは、スプリング88spによるスプリング荷重圧SPld(=スプリング荷重SP/受圧面積AL3)とPLPM圧マップで算出される油圧との和に、第2のクラッチC2の後述する実効クラッチパックエンド圧Ppeeffを加えたものに設定される。ここで、クラッチパックエンド圧Ppeとは、油圧式摩擦係合装置が係合トルクを持ち始める前後の油圧で、例えば係合トルクを持ち始める直前の油圧である。クラッチパックエンド圧Ppeはエンジン回転速度Neや作動油の油温Thoをパラメータとして、後述のイナーシャ相開始時刻tinerにおける第2のクラッチC2の係合圧となるSL2出力圧Psl2を計測することで予め求めておくことができる。実効クラッチパックエンド圧Ppeeffとは、クラッチパックエンド圧Ppeに対して受圧面積の比である受圧面積AL2/受圧面積AL3を乗じたものである。エンジン回転速度Neおよび作動油の油温Thoと、実効クラッチパックエンド圧Ppeeffと、の関係を表すクラッチパックエンド圧マップを予め用意しておくことで、エンジン回転速度Neおよび作動油の油温Thoをパラメータとして実効クラッチパックエンド圧Ppeeffの算出が可能である。第2のクラッチC2の作動状態が、ガレージ係合であるときには、上限ガード圧Pslpgは、スプリング88spによるスプリング荷重圧SPld(=スプリング荷重SP/受圧面積AL3)とPLPM圧マップで算出される油圧との和に設定される。 When the operating state of the second clutch C2 is in an engagement transition and before the engagement of the clutch-to-clutch switching control is started, the upper limit guard pressure Pslpg is the spring load pressure SPld (= spring load SP / pressure receiving area) by the spring 88sp. AL3) and the hydraulic pressure calculated by the PLPM pressure map. When the operation state of the second clutch C2 is an engagement transition and the clutch-to-clutch switching control is started after the start of engagement, the upper limit guard pressure Pslpg is equal to the spring load pressure SPld (= spring load SP / pressure receiving area) by the spring 88sp. AL3) and the hydraulic pressure calculated by the PLPM pressure map are added to an effective clutch pack end pressure Ppeeff (described later) of the second clutch C2. Here, the clutch pack end pressure Ppe is a hydraulic pressure before and after the hydraulic friction engagement device starts to have an engagement torque, for example, a hydraulic pressure just before the engagement torque is started. The clutch pack end pressure Ppe is measured in advance by measuring an SL2 output pressure Psl2 that is an engagement pressure of the second clutch C2 at an inertia phase start time tiner described later using the engine speed Ne and the hydraulic oil temperature Tho as parameters. You can ask for it. The effective clutch pack end pressure Ppeeff is obtained by multiplying the clutch pack end pressure Ppe by a pressure receiving area AL2 / pressure receiving area AL3 which is a ratio of the pressure receiving area. By preparing in advance a clutch pack end pressure map representing the relationship between the engine rotational speed Ne and the hydraulic oil temperature Tho and the effective clutch pack end pressure Ppeeff, the engine rotational speed Ne and the hydraulic oil temperature Tho. The effective clutch pack end pressure Ppeeff can be calculated using as a parameter. When the operating state of the second clutch C2 is garage engagement, the upper limit guard pressure Pslpg is the oil pressure calculated by the spring load pressure SPld (= spring load SP / pressure receiving area AL3) by the spring 88sp and the PLPM pressure map. Is set to the sum of
第2のクラッチC2の作動状態が完全係合の場合には、SL2出力圧Psl2が0(MPa)であってもシーケンスバルブ88で誤切替が発生しないように、SLP出力圧Pslpは第2の所定値Pslpg2(MPa)が一律に上限ガード圧Pslpgとして設定されてその上限ガード圧Pslpg以上とはならないように制御される。例えば本実施例では、第2の所定値Pslpg2は前述の第1の所定値Pslpg1と同じ値とすることができる。
When the operating state of the second clutch C2 is completely engaged, the SLP output pressure Pslp is set to the second value so that erroneous switching does not occur in the
図7は、図2の油圧制御回路46において第2のクラッチC2の作動状態に応じたSLP出力圧Pslpの上限ガード圧Pslpgを設定する場合のタイムチャートである。時刻t0から時刻t1までは、第2のクラッチC2の作動状態は完全解放であり、例えば車両10は低速前進走行の状態である。時刻t1から時刻t2までは、第2のクラッチC2の作動状態は係合過渡であり、例えば車両10は低速前進走行から中高速前進走行への遷移状態である。このとき、第1のクラッチC1を解放して第2のクラッチC2を係合するクラッチツゥクラッチ掛け替え制御が実行され、イナーシャ相開始時刻tinerのときに第2のクラッチC2の係合が開始されるとする。前述の図6で説明したように、第2のクラッチC2が係合開始後であるイナーシャ相開始時刻tinerから時刻t2までの期間における上限ガード圧Pslpgは、第2のクラッチC2が係合開始前である時刻t1からイナーシャ相開始時刻tinerまでの期間に比べて第2のクラッチC2の実効クラッチパックエンド圧Ppeeff分だけ高くなっている。これは、イナーシャ相開始時刻tiner以後であれば、シーケンスバルブ88を正常状態とする推力がクラッチパックエンド圧Ppeに受圧面積AL2を乗じた分だけ大きくなる。そのため、上限ガード圧Pslpgを実効クラッチパックエンド圧Ppeeff分だけ大きくしてもシーケンスバルブ88をフェールセーフ状態とする推力は上記の正常状態とする推力と同じ分だけしか大きくならず、シーケンスバルブ88の誤切替が発生するおそれが無いからである。ここで、イナーシャ相とは、第1の動力伝達経路PT1から第2の動力伝達経路PT2への切り替え、すなわちギヤ走行モードからベルト走行モードへの切り替えによる変速期間のうちで入力回転部材である入力軸22の回転速度が変化する期間である。時刻t2から時刻t3までは、第2のクラッチC2の作動状態は完全係合であり、例えば車両10は中高速前進走行の状態である。時刻t3から時刻t4までは、第2のクラッチC2の作動状態は解放過渡であり、例えば車両10は中高速前進走行から低速前進走行への遷移状態である。時刻t4以降は、第2のクラッチC2の作動状態は完全解放である。C1用ソレノイドバルブSL1のSL1出力圧Psl1が、電子制御装置100の指示圧であるC1指示油圧Pc1reqになるようにC1用ソレノイドバルブSL1が制御されることでC1制御圧Pc1が調圧され、その結果、第1のクラッチC1はその断接状態が制御される。C2用ソレノイドバルブSL2のSL2出力圧Psl2が、電子制御装置100の指示圧であるC2指示油圧Pc2reqになるようにC2用ソレノイドバルブSL2が制御されることでC2制御圧Pc2が調圧され、その結果、第2のクラッチC2はその断接状態が制御される。また、上限ガード圧Pslpgは、前述の図6で説明したように第2のクラッチC2の作動状態、エンジン回転速度Ne、および作動油の油温Thoに応じて設定される。
FIG. 7 is a time chart when the upper limit guard pressure Pslpg of the SLP output pressure Pslp corresponding to the operating state of the second clutch C2 is set in the
ここで、車両10における各種制御の為の電子制御装置100の制御機能および制御系統の要部を図1に基づいて説明する。電子制御装置100は、切替防止判定部102、回転速度判定部104、第1作動状態判定部106、第2作動状態判定部108、ガード圧設定部110、およびガード圧実行部120を備える。
Here, the control function of the
切替防止判定部102は、シーケンスバルブ88のフェールセーフ状態への誤切替防止の要求がなされているか否かを判定する。例えば、無段変速機24のアップシフトの変速作動と第2のクラッチC2の係合作動とが重なる場合には、プライマリプーリ58の油圧アクチュエータ58cへの作動油の供給と第2のクラッチC2の係合作動とが重なって作動油の流量収支が悪化しやすい状態である。また、シフトレバー98がN操作ポジションからD操作ポジションへ操作され、且つ第1のクラッチC1が解放状態から係合状態へ切り替えられる場合には、アキュムレータ96の蓄圧作動と第1のクラッチC1の係合作動とが重なって作動油の流量収支が悪化しやすい状態である。このように、作動油の流量収支が悪化しやすい状態である場合には、切替防止判定部102は、シーケンスバルブ88のフェールセーフ状態への誤切替防止の要求がなされていると判定する。切替防止判定部102は、誤切替防止の要求がなされていると判定すると指令信号を回転速度判定部104へ出力し、誤切替防止の要求がなされていないと判定すると指令信号をガード圧設定部110へ出力する
The switching
回転速度判定部104は、切替防止判定部102から指令信号が入力されると、回転速度センサ64から入力されたエンジン回転速度Neおよび油温センサ78から入力された作動油の油温Thoに基づいて、エンジン回転速度Neが作動油の油温Thoをパラメータとする予め設定されたマップを参照することで決められた回転速度、例えば所定の飽和回転速度Neh以上であるか否かを判定する。エンジン回転速度Neが、所定の飽和回転速度Neh以上である場合、モジュレータ圧PLPMは飽和状態となっている。なお、飽和回転速度Nehは、本発明における「所定回転速度」に相当する。回転速度判定部104は、エンジン回転速度Neがマップで決められた飽和回転速度Neh以上であると判定すると指令信号をガード圧設定部110へ出力し、エンジン回転速度Neがマップで決められた飽和回転速度Neh未満であると判定すると指令信号を第1作動状態判定部106へ出力する。
When the command signal is input from the switching
第1作動状態判定部106は、回転速度判定部104から指令信号が入力されると、第2のクラッチC2の作動状態(完全解放、係合過渡、解放過渡、完全係合の各状態)を判定する。第1作動状態判定部106は、第2のクラッチC2の作動状態が係合過渡であると判定した後、指令信号を第2作動状態判定部108へ出力する。第1作動状態判定部106は、第2のクラッチC2の作動状態が完全解放、解放過渡および完全係合のいずれかであると判定した後、指令信号をガード圧設定部110へ出力する。
When the command signal is input from the rotation
ここで、第1作動状態判定部106の制御機能を図8に基づいて詳細に説明する。図8は、完全解放、完全係合、解放過渡、および係合過渡の4つの状態で表される第2のクラッチC2の作動状態と、その作動状態の切替えを判定する遷移条件との関係を示す状態遷移図である。
Here, the control function of the 1st operation
第1作動状態判定部106は、第2のクラッチC2に対する油圧制御の状態と第2のクラッチC2における後述する差回転速度ΔNc2(rpm)の状態とに基づいて、完全解放、完全係合、解放過渡、及び係合過渡の4つの状態で表される第2のクラッチC2の作動状態の遷移条件が成立したか否かを判定する。第1作動状態判定部106は、その遷移条件が成立したか否かの判定結果に基づいて第2のクラッチC2の作動状態を判定する。第1作動状態判定部106は、第2のクラッチC2に対する油圧制御の状態を油圧制御指令信号Scbdに基づいて取得する。第1作動状態判定部106は、セカンダリ回転速度Nsecと出力軸回転速度Noutとに基づいて第2のクラッチC2における差回転速度ΔNc2(=Nsec−Nout)を算出する。
The first operating
第2のクラッチC2に対する油圧制御の状態は、第2のクラッチC2の油圧アクチュエータC2aに供給される油圧油圧が上げられているのか下げられているのかの傾向、及び/又は、第2のクラッチC2に対する油圧制御における指示圧の状態である。差回転速度ΔNc2の状態は、第2のクラッチC2が実際にどのよう作動しているのかの実状態である。 The state of the hydraulic control for the second clutch C2 is the tendency of the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator C2a of the second clutch C2 being raised or lowered, and / or the second clutch C2. This is the state of the command pressure in the hydraulic control for. The state of the differential rotation speed ΔNc2 is the actual state of how the second clutch C2 is actually operating.
上述した第2のクラッチC2に対する油圧制御は、第2のクラッチC2を係合する係合制御、または、第2のクラッチC2を解放する解放制御である。本実施例では、第2のクラッチC2を係合する油圧制御をC2係合油圧制御といい、第2のクラッチC2を解放する油圧制御をC2解放油圧制御という。本実施例では、第2のクラッチC2に対する油圧制御における指示圧である油圧制御指令信号ScbdをC2指示油圧という。 The hydraulic control for the second clutch C2 described above is an engagement control for engaging the second clutch C2, or a release control for releasing the second clutch C2. In this embodiment, the hydraulic control for engaging the second clutch C2 is called C2 engagement hydraulic control, and the hydraulic control for releasing the second clutch C2 is called C2 release hydraulic control. In the present embodiment, the hydraulic control command signal Scbd, which is the command pressure in the hydraulic control for the second clutch C2, is referred to as the C2 command hydraulic pressure.
C2係合油圧制御は、第1の動力伝達経路PT1が形成された状態から第2の動力伝達経路PT2が形成された状態へ切り替える制御におけるC2係合油圧制御が想定される。第1の動力伝達経路PT1が形成された状態から第2の動力伝達経路PT2が形成された状態へ切り替える制御は、第1のクラッチC1を解放して第2のクラッチC2を係合するクラッチツゥクラッチ掛け替え制御にて実行される、走行モードをギヤ走行モードからベルト走行モードへ切り替える切替制御である。または、C2係合油圧制御は、動力伝達装置16のニュートラル状態から第2の動力伝達経路PT2が形成された状態へ切り替える制御におけるC2係合油圧制御が想定される。動力伝達装置16のニュートラル状態から第2の動力伝達経路PT2が形成された状態へ切り替える制御は、ベルト走行モードにおいてシフトレバー98がN操作ポジションからD操作ポジションへ操作されるガレージ操作に伴って第2のクラッチC2を係合するガレージ係合制御である。
The C2 engagement hydraulic pressure control is assumed to be C2 engagement hydraulic pressure control in switching from the state where the first power transmission path PT1 is formed to the state where the second power transmission path PT2 is formed. Control to switch from the state in which the first power transmission path PT1 is formed to the state in which the second power transmission path PT2 is formed is a clutch toe that releases the first clutch C1 and engages the second clutch C2. This is switching control for switching the driving mode from the gear driving mode to the belt driving mode, which is executed in the clutch switching control. Alternatively, the C2 engagement hydraulic control is assumed to be C2 engagement hydraulic control in control for switching from the neutral state of the
C2解放油圧制御は、第2の動力伝達経路PT2が形成された状態から第1の動力伝達経路PT1が形成された状態へ切り替える制御におけるC2解放油圧制御が想定される。第2の動力伝達経路PT2が形成された状態から第1の動力伝達経路PT1が形成された状態へ切り替える制御は、第2のクラッチC2を解放して第1のクラッチC1を係合するクラッチツゥクラッチ掛け替え制御にて実行される、走行モードをベルト走行モードからギヤ走行モードへ切り替える切替制御である。または、C2解放油圧制御は、第2の動力伝達経路PT2が形成された状態から動力伝達装置16のニュートラル状態へ切り替える制御におけるC2解放油圧制御が想定される。第2の動力伝達経路PT2が形成された状態から動力伝達装置16のニュートラル状態へ切り替える制御は、ベルト走行モードにおいてシフトレバー98がD操作ポジションからN操作ポジションへ操作されるガレージ操作に伴って第2のクラッチC2を解放するガレージ解放制御である。
The C2 release hydraulic control is assumed to be C2 release hydraulic control in control for switching from the state in which the second power transmission path PT2 is formed to the state in which the first power transmission path PT1 is formed. The control to switch from the state where the second power transmission path PT2 is formed to the state where the first power transmission path PT1 is formed is a clutch toe that releases the second clutch C2 and engages the first clutch C1. This is switching control for switching the running mode from the belt running mode to the gear running mode, which is executed in the clutch switching control. Alternatively, the C2 release hydraulic control is assumed to be C2 release hydraulic control in control for switching from the state in which the second power transmission path PT2 is formed to the neutral state of the
第2のクラッチC2が完全解放の状態又は解放過渡の状態であるときに、遷移条件としての[条件1]が成立させられると、第2のクラッチC2が係合過渡の状態へ切り替えられたと判定される。C2制御圧Pc2による第2のクラッチC2の係合過程では、C2制御圧Pc2への指示油圧(以下、C2指示油圧という)に対してC2制御圧Pc2の実圧(以下、C2実圧という)の出力に応答遅れが発生する。そのため、この応答遅れの期間は「C2指示油圧>C2実圧」の関係が保証可能である。 When [Condition 1] as the transition condition is satisfied when the second clutch C2 is in a completely released state or a released transition state, it is determined that the second clutch C2 has been switched to the engaged transition state. Is done. In the process of engaging the second clutch C2 with the C2 control pressure Pc2, the actual pressure (hereinafter referred to as C2 actual pressure) of the C2 control pressure Pc2 with respect to the command hydraulic pressure to the C2 control pressure Pc2 (hereinafter referred to as C2 instruction hydraulic pressure). Response delay occurs in the output of. Therefore, the relationship of “C2 command hydraulic pressure> C2 actual pressure” can be guaranteed during the response delay period.
従って、前記[条件1]は、C2係合油圧制御が作動していること、すなわちC2係合油圧制御の為の油圧制御指令信号Scbdが出力されていることである。 Therefore, [Condition 1] is that the C2 engagement hydraulic pressure control is operating, that is, the hydraulic control command signal Scbd for the C2 engagement hydraulic pressure control is output.
第1作動状態判定部106は、第2のクラッチC2が完全解放の状態又は解放過渡の状態であるときに上記[条件1]が成立した場合には、第2のクラッチC2が係合過渡の状態へ切り替えられたと判定する。
The first operating
第2のクラッチC2が完全係合の状態又は解放過渡の状態又は係合過渡の状態であるときに、遷移条件としての[条件2]が成立させられると、第2のクラッチC2が完全解放の状態へ切り替えられたと判定される。C2解放油圧制御が作動させられていることに加え、C2解放油圧制御におけるC2指示油圧が第2のクラッチC2を完全解放させる値以下となり、且つ差回転速度ΔNc2が大きくなっていれば、第2のクラッチC2が完全解放の状態へ切り替えられたと判定されても問題が生じ難い。但し、この判定方法は、無段変速機24の入力回転速度である入力軸回転速度Nin(=プライマリ回転速度Npri=タービン回転速度Nt)が高い領域において有効である。入力軸回転速度Ninが低い領域では、差回転速度ΔNc2が検出し難くなるおそれがある。例えば、車両10の停止状態におけるベルト走行モードからギヤ走行モードへの切替制御では、第2のクラッチC2の解放後に第1のクラッチC1が係合されて入力軸回転速度Ninが上昇させられないため、差回転速度ΔNc2を検出することができない。入力軸回転速度Ninが低い領域では、C2解放油圧制御におけるC2指示油圧が第2のクラッチC2の完全解放を保証できる値まで低下したことによって、第2のクラッチC2が完全解放の状態へ切り替えられたと判定される。また、上記判定方法に加え、動力伝達装置16のニュートラル状態が確定していることによって、第2のクラッチC2が完全解放の状態へ切り替えられたと判定されても良い。例えば、シフトレバー98のN操作ポジションへの操作に伴って、第2のクラッチC2に供給されるクラッチ油圧の元圧がマニュアルバルブ82から供給されなくなり、第2のクラッチC2のクラッチ油圧が低下させられて第2のクラッチC2が解放させられる。なお、シフトレバー98がN操作ポジションへ操作されたことでC2解放油圧制御が作動させられる場合には、例えば上述したC2解放油圧制御が作動させられているときの遷移条件が用いられる。
When [Condition 2] as a transition condition is satisfied when the second clutch C2 is in a fully engaged state, a disengagement transition state or an engagement transition state, the second clutch C2 is completely disengaged. It is determined that the state has been switched. In addition to the fact that the C2 release hydraulic pressure control is operated, if the C2 command hydraulic pressure in the C2 release hydraulic pressure control is equal to or lower than the value for completely releasing the second clutch C2, and the differential rotational speed ΔNc2 is increased, the second Even if it is determined that the clutch C2 is switched to the fully released state, a problem hardly occurs. However, this determination method is effective in a region where the input shaft rotational speed Nin (= primary rotational speed Npri = turbine rotational speed Nt) that is the input rotational speed of the continuously
従って、前記[条件2]は、C2解放油圧制御が作動していること、すなわちC2解放油圧制御の為の油圧制御指令信号Scbdが出力されていることに加えて、入力軸回転速度Ninが所定回転速度Ninf(rpm)以上、C2解放油圧制御におけるC2指示油圧が第1所定指示圧以下、および差回転速度ΔNc2が第1所定差回転速度ΔNc2f1(rpm)よりも大きいという各条件のいずれもが所定時間TM1以上成立したことである。或いは、前記[条件2]は、C2解放油圧制御が作動していることに加えて、入力軸回転速度Ninが所定回転速度Ninf未満、およびC2解放油圧制御におけるC2指示油圧が第2所定指示圧以下という各条件のいずれもが所定時間TM2以上成立したことである。或いは、前記[条件2]は、動力伝達装置16のニュートラル状態が確定していること、例えばシフトレバー98がN操作ポジションへ操作されてから所定時間TM3以上経過していることである。
Therefore, [Condition 2] is that the C2 release hydraulic pressure control is operating, that is, the hydraulic control command signal Scbd for C2 release hydraulic pressure control is output, and the input shaft rotational speed Nin is predetermined. Any of the conditions that the rotational speed Ninf (rpm) or higher, the C2 command hydraulic pressure in the C2 release hydraulic pressure control is equal to or lower than the first predetermined command pressure, and the differential rotational speed ΔNc2 is greater than the first predetermined differential rotational speed ΔNc2f1 (rpm) That is, the predetermined time TM1 or more is established. Alternatively, in the [Condition 2], in addition to the C2 release oil pressure control being operated, the input shaft rotation speed Nin is less than the predetermined rotation speed Ninf, and the C2 release oil pressure in the C2 release oil pressure control is the second predetermined instruction pressure. Each of the following conditions is established for a predetermined time TM2 or more. Alternatively, [Condition 2] is that the neutral state of the
前記所定回転速度Ninfは、例えば第2のクラッチC2の完全解放の判定に用いる為の差回転速度ΔNc2を検出することができる、予め定められた入力軸回転速度Ninの領域の下限回転速度である。前述した、第1所定指示圧、第2所定指示圧、第1所定差回転速度ΔNc2f1、所定時間TM1、所定時間TM2、及び所定時間TM3は、各々、例えば第2のクラッチC2が完全解放の状態であることを判定する為の予め定められた閾値である。特に、第2所定指示圧は、第1所定指示圧よりも低い値であって、例えば第2のクラッチC2が完全解放の状態であることを保証できる、予め定められたC2指示油圧領域の上限値である。 The predetermined rotational speed Ninf is a lower limit rotational speed in a region of a predetermined input shaft rotational speed Nin that can detect, for example, a differential rotational speed ΔNc2 for use in determining whether or not the second clutch C2 is completely released. . For example, the first predetermined command pressure, the second predetermined command pressure, the first predetermined differential rotational speed ΔNc2f1, the predetermined time TM1, the predetermined time TM2, and the predetermined time TM3 are each in a state in which the second clutch C2 is completely released, for example. This is a predetermined threshold value for determining whether or not. In particular, the second predetermined command pressure is lower than the first predetermined command pressure, and for example, it is possible to ensure that the second clutch C2 is in a completely released state, for example, an upper limit of a predetermined C2 command hydraulic range. Value.
第1作動状態判定部106は、第2のクラッチC2が完全係合の状態又は解放過渡の状態又は係合過渡の状態であるときに上記[条件2]のうちのいずれかが成立した場合には、第2のクラッチC2が完全解放の状態へ切り替えられたと判定する。
The first operating
第2のクラッチC2が完全解放の状態又は解放過渡の状態又は係合過渡の状態であるときに、遷移条件としての[条件3]が成立させられると、第2のクラッチC2が完全係合の状態へ切り替えられたと判定される。C2係合油圧制御が作動させられていることに加え、C2係合油圧制御におけるC2指示油圧が第2のクラッチC2の係合に必要な値以上となり、および差回転速度ΔNc2が小さくなっていれば、第2のクラッチC2が完全係合の状態へ切り替えられたと判定されても問題が生じ難い。つまり、第2のクラッチC2に対する油圧制御におけるC2指示油圧の変化方向が第2のクラッチC2を係合する方向であり、且つ第2のクラッチC2の実状態として完全係合の状態とみなせる場合は、第2のクラッチC2が完全係合の状態へ切り替えられたと判定される。また、上記判定方法に加え、第2のクラッチC2に対する油圧制御が、C2係合油圧制御から第2のクラッチC2を完全係合の状態に維持する油圧制御であるC2定常油圧制御へ移行させられた時点で、第2のクラッチC2が完全係合の状態へ切り替えられたと判定されても良い。 When [condition 3] as a transition condition is satisfied when the second clutch C2 is in a fully released state, a released transition state, or an engaged transition state, the second clutch C2 is in a fully engaged state. It is determined that the state has been switched. In addition to the C2 engagement oil pressure control being activated, the C2 command oil pressure in the C2 engagement oil pressure control is greater than or equal to the value necessary for the engagement of the second clutch C2, and the differential rotational speed ΔNc2 is reduced. For example, even if it is determined that the second clutch C2 is switched to the fully engaged state, a problem hardly occurs. That is, when the change direction of the C2 command hydraulic pressure in the hydraulic control for the second clutch C2 is the direction in which the second clutch C2 is engaged, and the actual state of the second clutch C2 can be regarded as a fully engaged state. It is determined that the second clutch C2 has been switched to the fully engaged state. In addition to the above determination method, the hydraulic control for the second clutch C2 is shifted from the C2 engagement hydraulic control to the C2 steady hydraulic control that is a hydraulic control for maintaining the second clutch C2 in a fully engaged state. At this point, it may be determined that the second clutch C2 has been switched to the fully engaged state.
従って、前記[条件3]は、C2係合油圧制御が作動していることに加えて、C2係合油圧制御におけるC2指示油圧が第3所定指示圧以上、および差回転速度ΔNc2が第2所定差回転速度ΔNc2f2(rpm)よりも小さいという各条件のいずれもが所定時間TM4以上成立したことである。或いは、前記[条件3]は、第2のクラッチC2に対する油圧制御がC2係合油圧制御からC2定常油圧制御へ移行させられたことである。第3所定指示圧、第2所定差回転速度ΔNc2f2、および所定時間TM4は、各々、例えば第2のクラッチC2が完全係合の状態であることを判定する為の予め定められた閾値である。 Therefore, in [Condition 3], in addition to the C2 engagement oil pressure control being operated, the C2 instruction oil pressure in the C2 engagement oil pressure control is greater than or equal to the third predetermined instruction pressure, and the differential rotational speed ΔNc2 is the second predetermined All of the conditions that the rotational speed is smaller than the differential rotational speed ΔNc2f2 (rpm) are satisfied for the predetermined time TM4 or more. Alternatively, [Condition 3] is that the hydraulic control for the second clutch C2 is shifted from the C2 engagement hydraulic control to the C2 steady hydraulic control. The third predetermined command pressure, the second predetermined differential rotation speed ΔNc2f2, and the predetermined time TM4 are predetermined threshold values for determining, for example, that the second clutch C2 is in a fully engaged state.
第1作動状態判定部106は、第2のクラッチC2が完全解放の状態又は解放過渡の状態又は係合過渡の状態であるときに上記[条件3]のうちのいずれかがが成立した場合には、第2のクラッチC2が完全係合の状態へ切り替えられたと判定する。
When the second clutch C2 is in a fully released state, a release transition state, or an engagement transition state, the first operating
第2のクラッチC2が完全係合の状態であるときに、遷移条件としての[条件4]が成立させられると、第2のクラッチC2が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定される。C2解放油圧制御が作動させられていることに加え、差回転速度ΔNc2が増加していれば、第2のクラッチC2が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定されても問題が生じ難い。差回転速度ΔNc2の増加を条件としているのは、例えば第2のクラッチC2の油圧アクチュエータC2aに供給されるC2制御圧Pc2を調圧するC2用ソレノイドバルブSL2等の故障などで第2のクラッチC2の実態が完全係合のままの場合があるからである。 When [Condition 4] as a transition condition is established when the second clutch C2 is in a fully engaged state, it is determined that the second clutch C2 has been switched to a disengagement transient state. If the differential rotational speed ΔNc2 is increased in addition to the C2 release hydraulic pressure control being activated, it is difficult to cause a problem even if it is determined that the second clutch C2 is switched to the release transition state. The increase in the differential rotational speed ΔNc2 is conditioned on the failure of the second clutch C2 due to, for example, a failure of the C2 solenoid valve SL2 that regulates the C2 control pressure Pc2 supplied to the hydraulic actuator C2a of the second clutch C2. This is because the actual situation may remain completely engaged.
従って、前記[条件4]は、C2解放油圧制御が作動していることに加えて、差回転速度ΔNc2が第3所定差回転速度ΔNc2f3(rpm)以上という条件が所定時間TM5以上成立したことである。第3所定差回転速度ΔNc2f3および所定時間TM5は、各々、例えば第2のクラッチC2が解放過渡の状態であることを判定する為の予め定められた閾値である。 Therefore, [Condition 4] is that the condition that the differential rotational speed ΔNc2 is equal to or higher than the third predetermined differential rotational speed ΔNc2f3 (rpm) is satisfied in addition to the C2 release hydraulic pressure control being operated. is there. The third predetermined differential rotation speed ΔNc2f3 and the predetermined time TM5 are predetermined threshold values for determining, for example, that the second clutch C2 is in a disengagement transient state.
第1作動状態判定部106は、第2のクラッチC2が完全係合の状態であるときに上記[条件4]が成立した場合には、第2のクラッチC2が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定する。
The first operating
第2のクラッチC2が係合過渡の状態であるときに、遷移条件としての[条件5]が成立させられると、第2のクラッチC2が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定される。C2係合油圧制御からC2解放油圧制御へ移行させられた場合に、第2のクラッチC2が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定されても問題が生じ難い。 If [Condition 5] as a transition condition is established when the second clutch C2 is in the transitional state of engagement, it is determined that the second clutch C2 has been switched to the state of transitional disengagement. Even when it is determined that the second clutch C2 has been switched to the release transition state when the C2 engagement hydraulic control is shifted to the C2 release hydraulic control, a problem hardly occurs.
従って、前記[条件5]は、C2解放油圧制御が作動していることである。 Therefore, [Condition 5] is that the C2 release hydraulic pressure control is operating.
第1作動状態判定部106は、第2のクラッチC2が係合過渡の状態であるときに上記[条件5]が成立した場合には、第2のクラッチC2が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定する。
If the [Condition 5] is satisfied when the second clutch C2 is in the engagement transition state, the first operating
第2作動状態判定部108は、第1作動状態判定部106から指令信号が入力されると、第2のクラッチC2の作動状態がガレージ制御によるか、或いは第2のクラッチC2の作動状態がクラッチツゥクラッチ掛け替え制御において係合開始前、例えばイナーシャ相開始前であるか、のいずれかであるか否かを判定する。第2のクラッチC2の係合が開始されると、ギヤ走行モードからベルト走行モードへの変速によってアップシフトされるためトルクコンバータ20のタービン回転速度、すなわち入力軸回転速度Nin(=プライマリ回転速度Npri)が低下する。この入力軸回転速度Ninの低下を検知することで、電子制御装置100は、第2のクラッチC2が係合開始前であるか、開始後であるかを判定することができる。また、電子制御装置100は、アクセル操作量θaccが零であって操作ポジションPOSshがD操作ポジションやR操作ポジションとされていることを検知することでガレージ制御であるか否かを判定することができる。第2作動状態判定部108は、上記判定後、指令信号をガード圧設定部110へ出力する。
When the command signal is input from the first operation
ガード圧設定部110は、切替防止判定部102から指令信号が入力されると、上限ガード圧Pslpgをガード無効値、例えば最大のSLP出力圧Pslpを超える値に設定する。ガード圧設定部110は、回転速度判定部104から指令信号が入力されると、上限ガード圧Pslpgを前述の図6で説明した第1の所定値Pslpg1に設定する。ガード圧設定部110は、第1作動状態判定部106または第2作動状態判定部108から指令信号が入力されると、前述の図6で説明したように第2のクラッチC2の作動状態に応じて上限ガード圧Pslpgを設定する。ガード圧設定部110は、上限ガード圧Pslpgを設定した後、指令信号をガード圧実行部120へ出力する。
When the command signal is input from the switching
ガード圧実行部120は、ガード圧設定部110から指令信号が入力されると、ガード圧設定部110で設定した上限ガード圧Pslpgを有効にし、SLP出力圧Pslpが上限ガード圧Pslpg以上とはならないように制御する。
When a command signal is input from the guard
図9は、図2の油圧制御回路46において第2のクラッチC2の作動状態に応じたSLP出力圧Pslpの上限ガード圧Pslpgの設定の制御作動を説明するフローチャートである。図9のフローチャートは、例えば、電子制御装置100において所定の時間(例えば、数ms)毎にスタートを繰り返して実行される。
FIG. 9 is a flowchart illustrating a control operation for setting the upper limit guard pressure Pslpg of the SLP output pressure Pslp in accordance with the operating state of the second clutch C2 in the
まず、切替防止判定部102に対応するステップS10において、シーケンスバルブ88のフェールセーフ位置への誤切替防止の要求がなされているか否かが判定される。ステップS10の判定が否定される場合はステップS20が実行される。ステップS10の判定が肯定される場合はステップS30が実行される。
First, in step S10 corresponding to the switching
ガード圧設定部110に対応するステップS20において、上限ガード圧Pslpgがガード無効値に設定される。そしてステップS150が実行される。
In step S20 corresponding to the guard
回転速度判定部104に対応するステップS30において、エンジン回転速度Neが所定の飽和回転速度Neh以上であるか否かが判定される。ステップS30の判定が肯定される場合はステップS40が実行される。ステップS30の判定が否定される場合はステップS50が実行される。
In step S30 corresponding to the rotation
ガード圧設定部110に対応するステップS40において、上限ガード圧Pslpgが第1の所定値Pslpg1に設定される。そしてステップS150が実行される。
In step S40 corresponding to the guard
第1作動状態判定部106に対応するステップS50において、第2のクラッチC2の作動状態(完全解放、係合過渡、解放過渡、完全係合の各状態)が判定される。そしてステップS60乃至ステップS100が実行される。
In step S50 corresponding to the first operating
第2作動状態判定部108およびガード圧設定部110に対応するステップS60乃至ステップS100において、前述の図6で説明したように第2のクラッチC2の作動状態に応じて上限ガード圧Pslpgが設定される。第2のクラッチC2の作動状態が完全解放の場合には、ガード圧設定部110に対応するステップS70において上限ガード圧Pslpgが設定され、そしてステップS150が実行される。第2のクラッチC2の作動状態が係合過渡の場合には、第2作動状態判定部108およびガード圧設定部110に対応するステップS80において上限ガード圧Pslpgが設定され、そしてステップS150が実行される。第2のクラッチC2の作動状態が解放過渡の場合には、ガード圧設定部110に対応するステップS90において上限ガード圧Pslpgが設定され、そしてステップS150が実行される。第2のクラッチC2の作動状態が完全係合の場合には、ガード圧設定部110に対応するステップS100において上限ガード圧Pslpgが設定され、そしてステップS150が実行される。
In steps S60 to S100 corresponding to the second operating
ガード圧実行部120に対応するステップS150において、ステップS20、S40、S70、S80、S90、およびS100のいずれかのステップで設定された上限ガード圧Pslpgが有効にされ、SLP出力圧Pslpが上限ガード圧Pslpg以上とはならないように制御される。そしてリターンとなる。
In step S150 corresponding to the guard
図10は、図9のフローチャートのステップS50における第2のクラッチC2の作動状態の判定の制御作動を説明する部分フローチャートの一例である。 FIG. 10 is an example of a partial flowchart for explaining the control operation for determining the operating state of the second clutch C2 in step S50 of the flowchart of FIG.
第1作動状態判定部106に対応するステップS52において、第2のクラッチC2に対する油圧制御状態(係合制御/解放制御、C2指示油圧)、入力軸回転速度Nin、セカンダリ回転速度Nsec、出力軸回転速度Nout、および操作ポジションPOSshが取得され、また、差回転速度ΔNc2が算出される。そしてステップS54が実行される。
In step S52 corresponding to the first operating
第1作動状態判定部106に対応するステップS54において、第2のクラッチC2の作動状態が判定される。すなわち、第2のクラッチC2の作動状態が、完全解放、係合過渡、解放過渡、および完全係合で表される4つの状態のいずれであるかが、前述の図8で説明したように判定される。そしてステップS50が終了となる。
In step S54 corresponding to the first operating
図11は、図9のフローチャートのステップS80における第2のクラッチC2の係合過渡時の上限ガード圧Pslpgの設定に関する制御作動を説明する部分フローチャートの一例である。 FIG. 11 is an example of a partial flowchart illustrating a control operation related to the setting of the upper limit guard pressure Pslpg during the engagement transition of the second clutch C2 in step S80 of the flowchart of FIG.
第2作動状態判定部108に対応するステップS82において、第2のクラッチC2の作動状態がガレージ制御であるか、或いは第2のクラッチC2の作動状態がクラッチツゥクラッチ掛け替え制御において係合開始前であるか、のいずれかであるか否かが判定される。ステップS82の判定が肯定される場合はステップS84が実行される。ステップS82の判定が否定される場合はステップS86が実行される。
In step S82 corresponding to the second operating
ガード設定部110に対応するステップS84において上限ガード圧Pslpgが設定され、そしてステップS150が実行される。
In step S84 corresponding to the
ガード設定部110に対応するステップS86において上限ガード圧Pslpgが設定され、そしてステップS150が実行される。
In step S86 corresponding to the
本実施例の車両用油圧制御装置150によれば、ソレノイドバルブ群SLgrは、プライマリ用ソレノイドバルブSLP、ロックアップ用ソレノイドバルブSLU、およびD1用ソレノイドバルブSLGを含み、ソレノイドバルブ群SLgrに含まれるソレノイドバルブのいずれかが異常の場合には油路を切り替えてフェールセーフ機能を発揮するシーケンスバルブ88が備えられる。シーケンスバルブ88は、正常状態とする推力としてモジュレータ圧PLPMおよびSL2出力圧Psl2が供給され、フェールセーフ状態とする推力としてSLP出力圧Pslpが供給されている。エンジン回転速度Neが所定の飽和回転速度Neh未満である場合、第2のクラッチC2の作動状態に応じてSLP出力圧Pslpの上限ガード圧Pslpgはシーケンスバルブ88が誤作動によりフェールセーフ状態に切り替わらないように予め定められた油圧にされる。このようにエンジン12のエンジン回転速度Neと第2のクラッチC2の作動状態とに応じてSLP出力圧Pslpの上限ガード圧Pslpgが設けられることから、SLP出力圧Pslpによる無段変速機24のプライマリプーリ58の制御への影響の抑制とシーケンスバルブ88の誤切替の発生の抑制とが両立させられる。また、シーケンスバルブ88の誤切替の発生の抑制方法として本実施例の制御方法を実施される際、エンジン12のアイドルアップ制御によりモジュレータ圧PLPMが高くされる制御方法が採用されない場合には燃費の悪化が回避される。
According to the vehicle
本実施例の車両用油圧制御装置150によれば、エンジン12のエンジン回転速度Neが所定の飽和回転速度Neh未満である場合に第2のクラッチC2の作動状態に応じて設定されるSLP出力圧Pslpの上限ガード圧Pslpgは、エンジン12のエンジン回転速度Neおよび作動油の油温Thoに応じて定められる。このようにシーケンスバルブ88を正常状態とする推力として作用するモジュレータ圧PLPMはエンジン回転速度Neと作動油の油温Thoに依存するため、フェールセーフ状態とする推力として作用するSLP出力圧Pslpもこれらエンジン回転速度Neと作動油の油温Thoに応じた上限ガード圧Pslpgに設定される。これにより、モジュレータ圧PLPMが低下しても上限ガード圧Pslpgもそれに応じて低下させられるため、シーケンスバルブ88の誤切替が抑制される。
According to the vehicle
本実施例の車両用油圧制御装置150によれば、シーケンスバルブ88のスプール弁子88svを正常位置とする推力としてスプリング88spの付勢力が付与されている。SLP出力圧Pslpの上限ガード圧Pslpgとして設定される予め定められた油圧は、エンジン回転速度Neおよび作動油の油温Thoに応じて定められる、スプリング88spの付勢力のスプリング荷重圧SPldとモジュレータ圧PLPMとの和とされる。モジュレータ圧PLPMをそれほど大きくしなくともスプリング88spの付勢力があるためシーケンスバルブ88は正常状態となるため、モジュレータ圧PLPMの低圧化によって燃費の向上が図られつつ、シーケンスバルブ88の誤切替の発生の抑制とが両立させられる。
According to the vehicle
本実施例の車両用油圧制御装置150によれば、エンジン回転速度Neが飽和回転速度Neh未満であって第2のクラッチC2が係合過渡状態である場合において第2のクラッチC2がクラッチツゥクラッチ掛け替え制御の係合開始後であるとき、SLP出力圧Pslpの上限ガード圧Pslpgは、エンジン回転速度Neおよび作動油の油温Thoに応じてシーケンスバルブ88がフェールセーフ状態に切り替わらないように予め定められた、スプリング88spの付勢力のスプリング荷重圧SPldとモジュレータ圧PLPMとの和に、第2のクラッチC2の実効クラッチパックエンド圧Ppeeffを加えた値とされる。これにより、例えば第2のクラッチC2の係合過渡状態の係合開始直後からSLP出力圧Pslpの上限ガード圧Pslpgが緩和されるため、無段変速機24の目標変速比への追従性向上とシーケンスバルブ88の誤切替の発生の抑制とが両立させられる。
According to the vehicle
以上、本発明の実施例を図面に基づいて説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。 As mentioned above, although the Example of this invention was described based on drawing, this invention is applied also in another aspect.
前述の実施例では、図9のフローチャートのステップS30において、エンジン回転速度Neが作動油の油温Thoに応じて設定された所定の飽和回転速度Neh以上であるか否かに基づいて、モジュレータ圧PLPMが飽和しているか否かが判定されたが、これに限らない。例えば、作動油の油温Thoに関係なく、所定の飽和回転速度Nehが予め一定値に設定されても良い。 In the above-described embodiment, the modulator pressure Ne is determined based on whether or not the engine rotation speed Ne is equal to or higher than a predetermined saturation rotation speed Neh set according to the hydraulic oil temperature Tho in step S30 of the flowchart of FIG. Although it has been determined whether the PLPM is saturated, the present invention is not limited to this. For example, the predetermined saturation rotational speed Neh may be set to a constant value in advance regardless of the oil temperature Tho of the hydraulic oil.
前述の実施例では、図9のフローチャートのステップS30でエンジン回転速度Neが所定の飽和回転速度Neh以上であるか否かの判定を行ったが、これに限らない。例えば、ステップS30の判定を行わず、エンジン12が高回転状態であったとしてもステップS50乃至ステップS100において上限ガード圧Pslpgが設定されても良い。
In the above-described embodiment, it is determined whether or not the engine rotation speed Ne is equal to or higher than the predetermined saturation rotation speed Neh in step S30 of the flowchart of FIG. For example, the upper limit guard pressure Pslpg may be set in steps S50 to S100 even if the determination in step S30 is not performed and the
前述の実施例では、エンジン回転速度Neが所定の飽和回転速度Neh以上である場合に上限ガード圧Pslpgとして設定される第1の所定値Pslpg1と、エンジン回転速度Neが所定の飽和回転速度Neh未満である場合において第2のクラッチC2の作動状態が完全係合であるときに上限ガード圧Pslpgとして設定される第2の所定値Pslpg2と、が同じ値であったが、これに限らない。第1の所定値Pslpg1と第2の所定値Pslpg2とが異なる値とされても良い。 In the above-described embodiment, the first predetermined value Pslpg1 set as the upper limit guard pressure Pslpg when the engine rotation speed Ne is equal to or higher than the predetermined saturation rotation speed Neh, and the engine rotation speed Ne is less than the predetermined saturation rotation speed Neh. In this case, the second predetermined value Pslpg2 set as the upper limit guard pressure Pslpg when the operating state of the second clutch C2 is fully engaged is the same value, but is not limited thereto. The first predetermined value Pslpg1 and the second predetermined value Pslpg2 may be different values.
なお、上述したのはあくまでも本発明の実施例であり、本発明はその趣旨を逸脱しない範囲において当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。 The above are only examples of the present invention, and the present invention can be implemented in variously modified and improved modes based on the knowledge of those skilled in the art without departing from the spirit of the present invention.
10:車両
12:エンジン
14:駆動輪
20:トルクコンバータ
22:入力軸(入力回転部材)
24:無段変速機
28:ギヤ機構
30:出力軸(出力回転部材)
44:オイルポンプ
46:油圧制御回路
58:プライマリプーリ
60:セカンダリプーリ
80:モジュレータバルブ
84:プライマリ圧コントロールバルブ
86:セカンダリ圧コントロールバルブ
88:シーケンスバルブ
88sp:スプリング
90:C1コントロールバルブ
92:S1B1コントロールバルブ
94:LU圧コントロールバルブ
100:電子制御装置
150:車両用油圧制御装置
B1:第1のブレーキ
C1:第1のクラッチ
C2:第2のクラッチ
LU:ロックアップクラッチ
Ne:エンジン回転速度
Neh:飽和回転速度(所定回転速度)
Plu:ロックアップ制御圧
PLPM:モジュレータ圧
Poff:オフ圧
Pon:オン圧
Ppeeff:実効クラッチパックエンド圧
Ppri:プライマリ制御圧
Psec:セカンダリ制御圧
Psl2:SL2出力圧(第1の係合圧)
Pslp:SLP出力圧(第2の係合圧)
Pslpg:上限ガード圧
Psls:SLS出力圧
PT1:第1の動力伝達経路
PT2:第2の動力伝達経路
SL1:C1用ソレノイドバルブ
SL2:C2用ソレノイドバルブ
SLG:D1用ソレノイドバルブ
SLgr:ソレノイドバルブ群
SLP:プライマリ用ソレノイドバルブ
SLS:セカンダリ用ソレノイドバルブ
SLU:ロックアップ用ソレノイドバルブ
SPld:スプリング荷重圧(荷重圧)
Tho:油温
10: Vehicle 12: Engine 14: Drive wheel 20: Torque converter 22: Input shaft (input rotating member)
24: continuously variable transmission 28: gear mechanism 30: output shaft (output rotating member)
44: Oil pump 46: Hydraulic control circuit 58: Primary pulley 60: Secondary pulley 80: Modulator valve 84: Primary pressure control valve 86: Secondary pressure control valve 88: Sequence valve 88sp: Spring 90: C1 control valve 92: S1B1 control valve 94: LU pressure control valve 100: Electronic control device 150: Vehicle hydraulic control device B1: First brake C1: First clutch C2: Second clutch LU: Lock-up clutch Ne: Engine rotation speed Neh: Saturation rotation Speed (predetermined rotation speed)
Plu: Lockup control pressure PLPM: Modulator pressure Poff: Off pressure Pon: On pressure Ppeeff: Effective clutch pack end pressure Ppri: Primary control pressure Psec: Secondary control pressure Psl2: SL2 output pressure (first engagement pressure)
Pslp: SLP output pressure (second engagement pressure)
Pslpg: Upper limit guard pressure Psls: SLS output pressure PT1: First power transmission path PT2: Second power transmission path SL1: C1 solenoid valve SL2: C2 solenoid valve SLG: D1 solenoid valve SLgr: Solenoid valve group SLP : Primary solenoid valve SLS: Secondary solenoid valve SLU: Lockup solenoid valve SPld: Spring load pressure (load pressure)
Th: Oil temperature
Claims (1)
前記エンジンの回転速度であるエンジン回転速度が所定回転速度未満であって前記第2のクラッチが係合過渡状態である場合において前記第2のクラッチがクラッチツゥクラッチ掛け替え制御の係合開始後であるとき、前記第2の係合圧の上限ガード圧は、前記エンジン回転速度および前記作動油の油温に応じて前記シーケンスバルブが前記第2の状態に切り替わらないように予め定められた、前記スプリングの前記付勢力の荷重圧と前記モジュレータ圧との和に、前記第2のクラッチの実効クラッチパックエンド圧を加えた値とされる
ことを特徴とする車両用油圧制御装置。 An output rotating member connected to an engine, an output rotating member connected to a drive wheel, and the input rotating member and the output rotating member are connected to each other through a gear mechanism, which is a stepped transmission. A first power transmission path for transmitting; a second power transmission path for transmitting the output torque of the engine through the continuously variable transmission through the input rotating member and the output rotating member; and the first power. A first clutch provided in the transmission path and connecting / disconnecting the first power transmission path; and a second clutch provided in the second power transmission path and connecting / disconnecting the second power transmission path; An oil pump that is driven to rotate by the engine, and a modulator that generates a modulator pressure when hydraulic oil is supplied from the oil pump. And a C2 solenoid valve capable of supplying a first engagement pressure for operating the second clutch based on the modulator pressure, and a primary for operating a primary pulley of the continuously variable transmission based on the modulator pressure. When both the solenoid valve group including the primary solenoid valve capable of supplying the second engagement pressure capable of adjusting the control pressure and the solenoid valve included in the solenoid valve group are normal, the first oil The normal state in which the passage is formed and the fail-safe state in which the second oil passage is formed can be switched when any of the solenoid valves included in the solenoid valve group is abnormal, and the normal state is set. A biasing force of a spring is applied as a thrust, and the modulator pressure and the first engagement pressure are supplied. A sequence valve which said second engagement pressure is supplied as a thrust with Rusefu state, a hydraulic control system for a vehicle comprising,
When the engine rotation speed, which is the rotation speed of the engine, is less than a predetermined rotation speed and the second clutch is in an engagement transient state, the second clutch is after the start of clutch-to-clutch switching control engagement. The upper limit guard pressure of the second engagement pressure is determined in advance so that the sequence valve does not switch to the second state according to the engine speed and the oil temperature of the hydraulic oil. The vehicle hydraulic control apparatus, wherein the effective clutch pack end pressure of the second clutch is added to the sum of the load pressure of the urging force and the modulator pressure.
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