JP4060428B2

JP4060428B2 - Hydraulic control device for transmission

Info

Publication number: JP4060428B2
Application number: JP03987898A
Authority: JP
Inventors: 常文新山; 敦司藤川
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1998-02-23
Filing date: 1998-02-23
Publication date: 2008-03-12
Anticipated expiration: 2018-02-23
Also published as: JPH11236965A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明はベルト式無段変速機におけるドライブおよびドリブンプーリのプーリ幅制御を行うための油圧制御装置に関し、さらに詳しくは、ドライブおよびドリブンプーリのプーリ幅制御油圧をそれぞれ直接制御するバルブを有してなる油圧制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
プーリ幅可変のドライブプーリと、プーリ幅可変のドリブンプーリと、これらドライブプーリおよびドリブンプーリ間に掛け渡されたベルト部材とからなるベルト式無段変速機は既に公知であり、実用に供されている。この変速機においては、ドライブプーリのプーリ幅制御を行うドライブ側油圧アクチュエータとドリブンプーリのプーリ幅制御を行うドリブン側油圧アクチュエータとを有し、これら両油圧アクチュエータに供給する油圧を制御して、プーリ幅設定制御を行い、変速比を無段階に可変設定することができる。
【０００３】
このような油圧アクチュエータに供給する油圧を制御する装置としては、例えば、特開平８−２１９１８８号に開示されているように四方弁を用いたものがある。この制御装置では、四方弁を用いて高圧制御油圧と低圧制御油圧とをドライブおよびドリブン側油圧アクチュエータに振り分けて供給し、変速制御を行うようになっており、四方弁の作動はリニアソレノイドバルブからなるシフトコントロールバルブからのシフト制御油圧により制御される。このようなソレノイドバルブによる制御は一般的に行われているが、このシフトコントロールバルブの電気的な故障（フェイル）、すなわち、電力供給が断たれるような故障（例えば、制御システムダウン）が発生した場合の対策が問題となりやすい。
【０００４】
上記公報に開示の装置の場合には、電気的な故障時には、シフトコントロールバルブ（リニアソレノイドバルブ）から最大圧を四方弁に作用させるようになっており、四方弁のスプールは左右一方の側に押しやられる。これにより、ドライブ側油圧アクチュエータには高圧制御油圧がそのまま供給され、ドリブン側油圧アクチュエータには低圧制御油圧がそのまま供給され、無段変速機の変速比は高速段（ＯＤ側変速段）となる。このように高速段とするのは、例えば、高速走行中に故障が発生した場合に、エンジン回転が過回転となるのを防止するためである。
【０００５】
一方、ドライブおよびドリブン側油圧アクチュエータへの供給油圧をそれぞれ直接制御する別々のバルブを用いた油圧制御装置も提案されている（例えば、特公平６−７４８３９号）。
【０００６】
このような油圧制御装置を本出願人も考えており、その一例を図８に示し、この図を用いて簡単に説明する。ドライブプーリ１１の可動プーリ半体１３に作用する側圧をドライブ側シリンダ室１４内の油圧により制御し、ドリブンプーリ１６の可動プーリ半体１８に作用する側圧をドリブン側シリンダ室１９内の油圧により制御して変速制御を行うように無段変速機が構成されている。これらドライブ側およびドリブン側シリンダ室１４，１９に供給する油圧を制御するのがこの油圧制御装置であり、この油圧制御装置では、ポンプＰから供給されるタンクＴの作動油の油圧をレギュレータバルブ９１，９２により調圧してライン圧ＰＬを作り出し、このライン圧をモジュレータバルブ９３により減圧してモジュレータ圧ＰＭを作り出す。
【０００７】
モジュレータ圧ＰＭはライン（油路）１０１ａ，１０１ｂをそれぞれ介して第１および第２リニアソレノイドバルブ９４，９６に供給され、リニアソレノイド９４ａ，９６ａの通電制御を行うことにより所望の第１および第２制御背圧ＰＢ１，ＰＢ２をライン１０２ａ，１０２ｂにそれぞれ供給する。これら第１および第２制御背圧ＰＢ１，ＰＢ２は図示のように第１および第２プーリ制御バルブ９５，９７に供給され、これらプーリ制御バルブ９５，９７はライン１０３を介して供給されるライン圧ＰＬを調圧して、第１および第２制御背圧ＰＢ１，ＰＢ２に対応する第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２を作り出す。このように作られた第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２はライン１０５ａ，１０５ｂを介してそれぞれドライブ側およびドリブン側シリンダ室１４，１９に供給される。
【０００８】
このようにこの油圧制御装置では、リニアソレノイド９４ａ，９６ａの通電制御を行うことにより、ドライブ側およびドリブン側シリンダ室１４，１９に供給される第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２を制御し、ドライブおよびドリブンプーリのプーリ幅を可変設定する制御を行わせて、変速制御がなされる。
【０００９】
このように構成された油圧制御装置（図８の油圧制御装置）において、システムダウンのような電気的な故障、すなわちリニアソレノイドバルブ９４，９６への電力供給が断たれるような故障や、バルブスプールのステッィク等が発生すると、リニアソレノイド９４ａ，９６ａの駆動力がなくなったり、バルブが開放したままの状態となり、リニアソレノイドバルブ９４，９６からは最大油圧（例えば、モジュレータ圧ＰＭそのままの油圧）がライン１０２ａ，１０２ｂに供給される。その結果、ライン１０５ａ，１０５ｂを介してそれぞれドライブ側およびドリブン側シリンダ室１４，１９に供給される第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２も最大油圧（例えば、ライン圧ＰＬそのまま）となる。本例のドライブおよびドリブンプーリ１１，１６は同一サイズであり、ドライブ側およびドリブン側シリンダ室１４，１９も同一サイズであるので、故障時には、ドライブおよびドリブンプーリ側圧が等しくなり、中間変速段が設定される。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、このように故障時に中間変速段が設定されるようにした場合、例えば、車両が高速走行している（通常はこのときには高速段となっている）ときに中間変速段が設定されると、高速段から中間段にシフトダウンされ、エンジン回転が過回転となるおそれがあるという問題がある。また、故障時には第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２は最大油圧にされるため、プーリ側圧が最大となり、ベルト張力が大きくなってベルト耐久性が損なわれるおそれがあるという問題もある。
【００１１】
なお、故障時に、第１および第２プーリ制御バルブ９５，９７から発生する第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２の最大油圧を、第１制御油圧の最大値の方が第２制御油圧の最大値より大きくなるように設定し、故障時に高速段となるようにすることが考えられるが、この場合には次のような問題がある。
【００１２】
これを図９を用いて説明する。図９には第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２の関係を棒グラフ状に示している。まず、ハッチングを施した棒ａは高速段（ＯＤ段）の無負荷走行状態のときに必要な第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２の関係を示しており、ＰＣ１＝Ｐ１で、ＰＣ２＝Ｐ２である。次に、棒ｂは低速段（ＬＯＷ段）の最大負荷走行状態のときに必要な第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２の関係を示しており、ＰＣ１＝Ｐ３で、ＰＣ２＝Ｐ４である。なお、このときの油圧が必要最大油圧であり、図から良く分かるように、必要最大圧Ｐ３，Ｐ４は、Ｐ３＜Ｐ４である。
【００１３】
このような必要油圧を考慮して、従来の油圧制御装置（例えば、図８の装置）では、故障時に発生する第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２の最大値を図９の油圧Ｐ５（＜Ｐ３＆Ｐ４）に設定していた。この場合に、油圧Ｐ５の大きさは、上記のような必要最大油圧Ｐ４が故障時にも得られるように設定されており、油圧Ｐ４より若干高めの値が設定されている。
【００１４】
このような条件の下で、故障時に高速段となるようにＰＣ１＞ＰＣ２とするには、図９に示すようにドライブプーリ側の制御油圧である第１制御油圧ＰＣ１の最大値Ｐ６を第２制御油圧ＰＣの最大値Ｐ５より高くする必要がある。このような油圧設定を行うには、まず、最大油圧Ｐ６に合わせてライン圧ＰＬを高くする必要があり、このライン圧ＰＬを作り出すための油圧ポンプの必要駆動動力が大きくなって燃費が低下するという問題が生じる。また、最大油圧を高くするとリニアソレノイドの制御分解能が低下し、制御精度が低下するという問題がある。さらに、故障時にはプーリ側圧が過大となり、ベルト張力が大きくなってベルト耐久性が損なわれるおそれがあるという問題もある。
【００１５】
本発明はこのような問題に鑑みたもので、故障時（例えば、システムダウン時、バルブスプールのスティックによる開放したままとなった時）には高速段を設定することが可能であり、且つこの高速段の設定が低いプーリ制御油圧を用いて可能であるような変速機の油圧制御装置を提供することを目的とする。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
このような目的達成のため、本発明においては、ドライブプーリ（例えば、実施形態におけるドライブ側可動プーリ１１）と、ドリブンプーリ（例えば、実施形態におけるドリブン側可動プーリ１６）と、これらの間に掛け渡されたベルト部材（例えば、実施形態における金属Ｖベルト１５）と、ドライブおよびドリブンプーリ幅制御を行うドライブ側およびドリブン側油圧アクチュエータ（例えば、実施形態におけるドライブおよびドリブン側シリンダ室１４，１９）と有して変速機が構成され、ドライブ側油圧アクチュエータに供給する第１制御油圧（ＰＣ１）を設定する第１制御バルブ手段（例えば、実施形態における第１制御バルブであり、これは第１リニアソレノイドバルブ４１と第１プーリ制御バルブ４３とからなる）と、ドリブン側油圧アクチュエータに供給する第２制御油圧（ＰＣ２）を設定する第２制御バルブ手段（例えば、実施形態における第２制御バルブであり、これは第２リニアソレノイドバルブ４５と第２プーリ制御バルブ４７とからなる）と、第１制御バルブ手段が故障して開放状態となったときに発生する第１制御バルブ手段からの油圧を受けて作動され、第２制御バルブ手段に第２制御油圧が低下する方向の押圧力を作用させる切換バルブ手段（例えば、実施形態における切換バルブ５０）とを有して油圧制御装置が構成される。
【００１７】
このような油圧制御装置の場合には、システムダウン、スプールスティックのような故障が発生して第１制御バルブ手段が開放状態となった時に、第２制御バルブ手段から発生する第２制御油圧が、切換バルブ手段により低下され、第１制御油圧より低くなり、高速段が設定される。このため、高速走行中にシステムダウン等のような故障が発生しても、高速段が設定されてエンジン回転が過回転となることが防止される。また、制御油圧を低下させて高速段を設定するものであるため、ベルト張力を低下させることができ、ベルトの耐久性を損なうことがない。なお、このように故障時のみに第２制御油圧を低下させるものであるため、通常時における第１および第２制御油圧は従来と同様であり、油圧ポンプ負荷が増加することがなく、また、ソレノイドの制御分解能が低下することもない。
【００１８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の好ましい実施形態について図面を参照して説明する。図１および図２に本発明に係る制御装置を有した無段変速機の構成を示している。この無段変速機は金属Ｖベルトを用いたベルト式無段変速機であり、このベルト式無段変速機ＣＶＴは、入力軸１とカウンター軸２との間に配設された金属Ｖベルト機構１０と、入力軸１とドライブ側可動プーリ１１との間に配設された遊星歯車式前後進切換機構２０と、カウンター軸２と出力部材（ディファレンシャル機構８など）との間に配設されたメインクラッチ５とから構成される。なお、本無段変速機ＣＶＴは車両用として用いられ、入力軸１はカップリング機構ＣＰを介してエンジンＥＮＧの出力軸に繋がり、ディファレンシャル機構８に伝達された動力は左右の車輪に伝達される。
【００１９】
金属Ｖベルト機構１０は、入力軸１上に配設されたドライブ側可動プーリ１１と、カウンター軸２上に配設されたドリブン側可動プーリ１６と、両プーリ１１，１６間に巻き掛けられた金属Ｖベルト１５とからなる。なお、金属Ｖベルト機構は図８に示した従来の金属Ｖベルト機構と同一構成であるため、同一番号を付して説明する。
【００２０】
ドライブ側可動プーリ１１は、入力軸１上に回転自在に配設された固定プーリ半体１２と、この固定プーリ半体１２に対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ半体１３とからなる。可動プーリ半体１３の側方には、固定プーリ半体１２に結合されたシリンダ壁１２ａにより囲まれてドライブ側シリンダ室１４が形成されており、ドライブ側シリンダ室１４内に供給される油圧により、可動プーリ半体１３を軸方向に移動させる側圧が発生される。
【００２１】
ドリブン側可動プーリ１６は、カウンター軸２に固設された固定プーリ半体１７と、この固定プーリ半体１７に対して軸方向に相対移動可能な可動プーリ半体１８とからなる。可動プーリ半体１８の側方には、固定プーリ半体１７に結合されたシリンダ壁１７ａにより囲まれてドリブン側シリンダ室１９が形成されており、ドリブン側シリンダ室１９内に供給される油圧により、可動プーリ半体１８を軸方向に移動させる側圧が発生される。
【００２２】
このため、上記両シリンダ室１４，１９への供給油圧を適宜制御することにより、ベルト１５の滑りを発生することのない適切なプーリ側圧を設定するとともに両プーリ１１，１６のプーリ幅を変化させることができ、これにより、Ｖベルト１５の巻掛け半径を変化させて変速比を無段階に変化させることができる。
【００２３】
遊星歯車式前後進切換機構２０はダブルピニオンタイプのプラネタリギヤ列を有し、そのサンギヤ２１は入力軸１に結合され、キャリア２２は固定プーリ半体１２に結合され、リングギヤ２３は後進ブレーキ２７により固定保持可能である。また、サンギヤ２１とリングギヤ２３とを連結可能な前進クラッチ２５を有し、この前進クラッチ２５が係合されると全ギヤ２１，２２，２３が入力軸１と一体に回転し、ドライブ側プーリ１１は入力軸１と同方向（前進方向）に駆動される。一方、後進ブレーキ２７が係合されると、リングギヤ２３が固定保持されるため、キャリア２２はサンギヤ２１とは逆の方向に駆動され、ドライブ側プーリ１１は入力軸１とは逆方向（後進方向）に駆動される。
【００２４】
メインクラッチ５は、カウンター軸２と出力側部材との間の動力伝達を制御するクラッチであり、係合時には両者間での動力伝達が可能となるとともに、係合力を制御することにより入力側と出力側との間のトルクの伝達容量（トルク容量）も制御できる。このため、メインクラッチ５が係合の時には、金属Ｖベルト機構１０により変速されたエンジン出力がギヤ６ａ，６ｂ，７ａ，７ｂを介してディファレンシャル機構８に伝達され、このディファレンシャル機構８により左右の車輪（図示せず）に分割されて伝達される。また、メインクラッチ５が開放されたときには、この動力伝達が行えず、変速機は中立状態となる。
【００２５】
本発明に係る油圧制御装置は、金属Ｖベルト機構１０において、ドライブ側およびドリブン側シリンダ室１４，１９への油圧供給制御を行って変速制御を行うものであり、その構成を図３を参照して説明する。なお、この図における×印はその部分がドレンに繋がっていることを意味する。
【００２６】
この油圧制御装置では、ポンプＰから供給されるタンクＴの作動油の油圧を第１および第２レギュレータバルブ３１，３２により調圧してライン７１内の油圧をライン圧ＰＬとなし、このライン圧ＰＬをモジュレータバルブ３５により減圧してモジュレータ圧ＰＭを作り出す。
【００２７】
モジュレータ圧ＰＭはライン７２ａ，７２ｂをそれぞれ介して第１および第２リニアソレノイドバルブ４１，４５に供給され、リニアソレノイド４１ａ，４５ａの通電制御を行うことにより所望の第１および第２制御背圧ＰＢ１，ＰＢ２をライン７３ａ，７３ｂにそれぞれ供給する。これら第１および第２制御背圧ＰＢ１，ＰＢ２は図示のように第１および第２プーリ制御バルブ４３，４７に供給され、プーリ制御バルブ４３，４７はライン７１を介して供給されるライン圧ＰＬを調圧して、第１および第２制御背圧ＰＢ１，ＰＢ２に対応する第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２を作り出す。このように作られた第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２はライン７５ａ，７５ｂを介してそれぞれドライブ側およびドリブン側シリンダ室１４，１９に供給される。
【００２８】
なお、第１リニアソレノイドバルブ４１と第１プーリ制御バルブ４３とを一組にしたバルブを第１制御バルブと称し、第２リニアソレノイドバルブ４５と第２プーリ制御バルブ４７とを一組にしたバルブを第２制御バルブと称する。
【００２９】
このように第１および第２制御バルブを用いれば、リニアソレノイド４１ａ，４５ａの通電制御を行うことにより、ドライブ側およびドリブン側シリンダ室１４，１９に供給される第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２を制御し、ドライブおよびドリブンプーリのプーリ幅を可変設定する制御を行わせて、変速制御を行うことができる。
【００３０】
なお、第１および第２リニアソレノイドバルブ４１，４５により作り出された第１および第２制御背圧ＰＢ１，ＰＢ２は、ライン７４ａ，７４ｂを介して第２レギュレータバルブ３２にも供給されている。第２レギュレータバルブ３２はこれら制御背圧ＰＢ１，ＰＢ２を受けて、ライン７６からのライン圧ＰＬを調圧し、両制御背圧ＰＢ１，ＰＢ２のうちの高圧の制御背圧に対応する第３制御背圧ＰＢ３をライン７７に供給する。ライン７７は第１レギュレータバルブ３１に繋がっており、第３制御背圧ＰＢ３は第１レギュレータバルブ３１の制御背圧として用いられ、ライン圧ＰＬは第１および第２制御背圧ＰＢ１，ＰＢ２の高圧側の背圧に対応する油圧となる。ここで、第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２は第１および第２制御背圧ＰＢ１，ＰＢ２に対応しており、ライン圧ＰＬは第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２のうちの高圧の油圧に対応する値となる。
【００３１】
上述のように、リニアソレノイド４１ａ，４５ａの通電制御を行って、第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２を制御して変速制御を行う場合での、両制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２は、図４に示すように設定される。
【００３２】
変速制御に際して制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２を最も高圧にする必要があるのは、低速段（ＬＯＷ段）で最大負荷走行状態のときであり、このときは図の棒ｂで示すように、第１制御油圧ＰＣ１＝Ｐ３で、第２制御油圧ＰＣ２＝Ｐ４（＞Ｐ３）である。一方、制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２が最も低圧となるのは高速段（ＯＤ段）での無負荷走行状態のときであり、このときは図の棒ａで示すように、第１制御油圧ＰＣ１＝Ｐ１で、第２制御油圧ＰＣ２＝Ｐ２（＜Ｐ２）である。よって、このような最大と最小油圧の間の油圧が設定されて走行時に必要とされる変速比が適宜設定される。
【００３３】
なお、この油圧制御装置には図示のように、切換バルブ５０が設けられており、切換バルブ５０は、ライン８１を介してライン７３ａに繋がり、ライン８２を介してライン７２ａ，７２ｂに繋がり、ライン８３を介して第２プーリ制御バルブ４７に繋がる。切換バルブ５０のスプール５１はスプリング５２により右方への付勢力Ｆ１を受け、スプール５１の右端部にライン８１を介してライン７３ａから供給される第１制御背圧ＰＢ１により左方への押圧力Ｆ２を受ける。
【００３４】
但し、上述のように変速制御に必要な第１制御油圧ＰＣ１、すなわち、Ｐ１〜Ｐ３となる第１制御油圧ＰＣ１に対応する範囲内の第１制御背圧ＰＢ１がライン８１を介してスプール５１の右端部に作用しても、このときの左方への押圧力Ｆ２はスプリング５２の付勢力Ｆ１より小さく、スプール５２は図示のように右動したまま保持される。このため、ライン８２はスプール５２のランド部によりブロックされ、ライン８３はスプール５２の溝部を介してドレンに繋がり、切換バルブ５０がないのと同様の状態となる。すなわち、通常の変速制御を行っている間は、切換バルブ５０は作動しない。
【００３５】
このような変速制御を行っているときに、例えば、システムダウン等が発生して、リニアソレノイド４１ａ，４５ａが非通電となった場合について説明する。リニアソレノイド４１ａ，４５ａが非通電となると第１および第２リニアソレノイドバルブ４１，４５は最大の制御背圧ＰＢ１(max)，ＰＢ２(max)をライン７３ａ，７３ｂに供給する。
【００３６】
このように最大となった第１制御背圧ＰＢ１(max)はライン７３ａおよび８１を介して第１プーリ制御バルブ４３および切換バルブ５０に供給される。このため、第１プーリ制御バルブ４３はこのような第１制御背圧ＰＢ１(max)を受けて最大の第１制御油圧ＰＣ１(max)を作りだし、この制御油圧をライン７５ａを介してドライブ側シリンダ室１４に供給する。なお、このように設定される最大第１制御油圧ＰＣ１(max)は従来設定される油圧と同一の油圧Ｐ５であり、低速段の最大負荷走行時の最大油圧Ｐ４より若干高い油圧（もしくは最大油圧Ｐ４と同一油圧）である（図４参照）。
【００３７】
一方、ライン８１を介して最大第１制御背圧ＰＢ１(max)が切換バルブ５０に供給されると、スプール５１はスプリング５２の付勢に抗して左動される。すなわち、通常変速時に設定される範囲内の第１制御背圧ＰＢ１がスプール５１の右端に作用してもその背圧による左方への押圧力Ｆ２はスプリング５２の右方への付勢力Ｆ１より小さくなるように設定されているが、最大第１制御背圧ＰＢ１(max)がスプール５１の右端に作用したときの左方への押圧力Ｆ２(max)はスプリング５１の付勢力Ｆ１より大きくなるように設定されている。
【００３８】
このようにしてスプール５１が左動されると、スプール５１の溝部を介してライン８２と８３とが連通する。なお、ライン８３とドレンとの連通はスプール５１のランド部により遮断される。このため、ライン７２ａ，７２ｂの油圧がこれらライン８２，８３を介して第２プーリ制御バルブ４７のスプール４８を右方に押す押圧力として作用する。このため、第２プーリ制御バルブ４７により調圧される第２制御油圧ＰＣ２は、ライン８２，８３からの油圧が作用しない場合に比べて低下し、図４に示すように、ＰＣ２＝Ｐ７（棒ｃ）となる。
【００３９】
このようにシステムダウンのような電気的な故障発生時には、第１制御油圧ＰＣ１＝Ｐ５で、第２制御油圧ＰＣ２＝Ｐ７が設定され、且つＰ５＞Ｐ７という関係であるので、高速段（ＯＤ段）が設定される。これにより、車両が高速で走行中に電気的な故障が発生しても、高速段が設定されて走行が継続し、エンジン回転が過回転となることがない。なお、システムダウンではなく、第１リニアソレノイドバルブ４１のスプールがステッィクしてこのバルブが開放状態となった場合も上記と同様な作動がなされる（これについては、以下に示す実施形態の場合も同様である）。
【００４０】
また、このときに設定される第２制御油圧ＰＣ２＝Ｐ７という油圧は、切換バルブ５０を作動させることにより、従来において故障時に設定されていた油圧より低い油圧としており、ベルト張力が従来より低下することとなり、ベルト耐久性が向上する。
【００４１】
本発明に係る油圧制御装置の第２の実施形態を図５に示しており、これについて説明する。なお、この装置において上述の第１の実施形態（図３に示す実施形態）と同一部分については同一番号を付してその説明は省略もしくは簡略化して説明する。
【００４２】
この油圧制御装置は、図３に示す油圧制御装置とは、切換バルブ６０とこれに繋がるライン８１，８４，８５とが異なるだけである。切換バルブ６０は、スプリング６２により右方に付勢されたスプール６１を有し、スプール６１にはライン８１を介して第１制御背圧ＰＢ１が作用している。図３の切換バルブ５０の場合と同様に、第１制御背圧ＰＢ１が通常変速時に設定される範囲内の油圧であれば、ライン８１を介してスプール６１に作用する第１制御背圧ＰＢ１の押圧力Ｆ２はスプリング６２の付勢力Ｆ１より小さく、スプール６１は図示のように右動したまま保持される。この状態では、ライン８４はスプール６１のランド部によりブロックされ、ライン８５はスプール６１の溝部を介してドレンと連通しており、切換バルブ６０は非作動状態である。なお、ライン８４はライン７５ｂと繋がり、ライン８５は第２プーリ制御バルブ４７と繋がる。
【００４３】
ここで、システムダウン等によりリニアソレノイド４１ａ，４５ａが非通電となると、第１および第２制御背圧ＰＢ１，ＰＢ２はともに最大油圧を発生する。この最大第１制御背圧ＰＢ１はライン８１から切換バルブ６０に供給されてスプール６１に作用し、スプール６１はスプリング６２に抗して左動される。その結果、ライン８４とライン８５とが繋がり、第２制御油圧ＰＣ２が第２プーリ制御バルブ４７に作用する。この第２制御油圧ＰＣ２は第２プーリ制御バルブ４７のスプール４８を右方に押圧するように作用するため、第２プーリ制御バルブ４７により調圧されてドリブン側シリンダ室１９に供給される第２制御油圧ＰＣ２は低下され、図４において棒ｃにより示すような値となる。
【００４４】
このように、第２の実施形態の場合にも、システムダウンのような電気的な故障発生時には、第１制御油圧ＰＣ１＝Ｐ５で、第２制御油圧ＰＣ２＝Ｐ７（＜Ｐ５）が設定されるので、車両が高速で走行中に電気的な故障が発生しても、高速段が設定されて走行が継続し、エンジン回転が過回転となることがない。また、このときに設定される第２制御油圧ＰＣ２＝Ｐ７という油圧は、切換バルブ６０を作動させることにより、従来において故障時に設定されていた油圧より低い油圧としており、ベルト張力が従来より低下することとなり、ベルト耐久性が向上する。
【００４５】
本発明に係る油圧制御装置の第３の実施形態を図６に示しており、これについて説明する。なお、この装置において上述の第１の実施形態（図３に示す実施形態）と同一部分については同一番号を付してその説明は省略もしくは簡略化して説明する。
【００４６】
この油圧制御装置は、図３に示す油圧制御装置とは、切換バルブ６５とこれに繋がるライン８１ａ，８７，８８とが異なるだけである。切換バルブ６５は、スプリング６７により右方に付勢されたスプール６６を有し、スプール６６にはライン８１から分岐したライン８１ａを介して第１制御背圧ＰＢ１が作用している。図３の切換バルブ５０の場合と同様に、第１制御背圧ＰＢ１が通常変速時に設定される範囲内の油圧であれば、ライン８１ａを介してスプール６６に作用する第１制御背圧ＰＢ１の押圧力Ｆ２はスプリング６７の付勢力Ｆ１より小さく、スプール６６は図示のように右動したまま保持される。この状態では、ライン８７はスプール６６のランド部によりブロックされ、ライン８８はスプール６６の溝部を介してドレンと連通しており、切換バルブ６５は非作動状態である。なお、ライン８７はライン８１と繋がり、ライン８８は第２プーリ制御バルブ４７と繋がる。
【００４７】
ここで、システムダウン等によりリニアソレノイド４１ａ，４５ａが非通電となると、第１および第２制御背圧ＰＢ１，ＰＢ２はともに最大油圧を発生する。この最大第１制御背圧ＰＢ１はライン８１ａから切換バルブ６５に供給されてスプール６６に作用し、スプール６６はスプリング６７に抗して左動される。その結果、ライン８７とライン８８とが繋がり、第１制御背圧ＰＢ１が第２プーリ制御バルブ４７に作用する。このモジュレータ圧ＰＭは第２プーリ制御バルブ４７のスプール４８を右方に押圧するように作用するため、第２プーリ制御バルブ４７により調圧されてドリブン側シリンダ室１９に供給される第２制御油圧ＰＣ２は低下され、図４において棒ｃにより示すような値となる。
【００４８】
このように、第３の実施形態の場合にも、システムダウンのような電気的な故障発生時には、第１制御油圧ＰＣ１＝Ｐ５で、第２制御油圧ＰＣ２＝Ｐ７（＜Ｐ５）が設定されるので、車両が高速で走行中に電気的な故障が発生しても、高速段が設定されて走行が継続し、エンジン回転が過回転となることがない。また、このときに設定される第２制御油圧ＰＣ２＝Ｐ７という油圧は、切換バルブ６５を作動させることにより、従来において故障時に設定されていた油圧より低い油圧としており、ベルト張力が従来より低下することとなり、ベルト耐久性が向上する。
【００４９】
図７に第４の実施形態に係る油圧制御装置を示している。この装置は、図３に示した第１の実施形態に係る油圧制御装置と同一のバルブ類を使用しており、図３の装置とは、切換バルブ５０のスプール５１の右端に作用する油圧を供給するライン８１’が異なるのみである。ここでは、ライン８１’はライン７５ａに繋がり、スプール５１の右端には第１制御油圧ＰＣ１が作用する。ここで、上述のように、第１制御油圧ＰＣ１は第１制御背圧ＰＢ１に対応しており、この実施形態の場合でも、車両が高速で走行中に電気的な故障が発生しても、高速段が設定されて走行が継続し、エンジン回転が過回転となることがない。なお、このようなライン８１’を図５および図６に示した油圧制御装置のライン８１の代わりに用いても良い。
【００５０】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によれば、システムダウン、バルブスプールのスティックのような故障により第１制御バルブ手段が開放状態となった時に、第２制御バルブ手段から発生する第２制御油圧が、切換バルブ手段により低下され、第１制御油圧より低くなり、高速段が設定されるので、高速走行中にシステムダウン等のような故障が発生しても、高速段が設定されてエンジン回転が過回転となることが防止される。また、制御油圧を低下させて高速段を設定するものであるため、ベルト張力を低下させることができ、ベルトの耐久性を損なうことがない。また、本発明では、故障時のみに第２制御油圧を低下させるようにしているため、通常時における第１および第２制御油圧は従来と同様であり、油圧ポンプ負荷が増加することがなく、また、ソレノイドの制御分解能が低下することもない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る油圧制御装置を有した無段変速機の断面図である。
【図２】この無段変速機の動力伝達経路構成を示す概略図である。
【図３】本発明の第１実施形態に係る油圧制御装置構成を示す油圧回路図である。
【図４】本発明の油圧制御装置により制御される第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２の油圧変化を示すグラフである。
【図５】本発明の第２実施形態に係る油圧制御装置構成を示す油圧回路図である。
【図６】本発明の第３実施形態に係る油圧制御装置構成を示す油圧回路図である。
【図７】本発明の第４実施形態に係る油圧制御装置構成を示す油圧回路図である。
【図８】従来の油圧制御装置構成を示す油圧回路図である。
【図９】従来の油圧制御装置により制御される第１および第２制御油圧ＰＣ１，ＰＣ２の油圧変化を示すグラフである。
【符号の説明】
１０金属Ｖベルト機構
１１ドライブ側可動プーリ（ドライブプーリ）
１４ドライブ側シリンダ室（ドライブ側油圧アクチュエータ）
１５金属Ｖベルト
１６ドリブン側可動プーリ（ドリブンプーリ）
１９ドリブン側シリンダ室（ドリブン側油圧アクチュエータ）
４１第１リニアソレノイドバルブ（第１制御バルブ手段）
４３第１プーリ制御バルブ（第１制御バルブ手段）
４５第２リニアソレノイドバルブ（第２制御バルブ手段）
４７第２プーリ制御バルブ（第２制御バルブ手段）
５０，６０，６５切換バルブ(切換バルブ手段）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device for controlling the pulley width of a drive and a driven pulley in a belt-type continuously variable transmission, and more specifically, has a valve for directly controlling the pulley width control hydraulic pressure of the drive and the driven pulley. It relates to a hydraulic control device.
[0002]
[Prior art]
A belt-type continuously variable transmission including a drive pulley having a variable pulley width, a driven pulley having a variable pulley width, and a belt member spanned between the drive pulley and the driven pulley is already known and put into practical use. Yes. This transmission has a drive-side hydraulic actuator that controls the pulley width of the drive pulley and a driven-side hydraulic actuator that controls the pulley width of the driven pulley. Width setting control can be performed and the gear ratio can be variably set steplessly.
[0003]
As an apparatus for controlling the hydraulic pressure supplied to such a hydraulic actuator, for example, there is an apparatus using a four-way valve as disclosed in JP-A-8-219188. In this control device, a high-pressure control oil pressure and a low-pressure control oil pressure are distributed and supplied to a drive and driven hydraulic actuator using a four-way valve to perform shift control, and the operation of the four-way valve is performed from a linear solenoid valve. It is controlled by the shift control hydraulic pressure from the shift control valve. Although control by such a solenoid valve is generally performed, an electrical failure (failure) of the shift control valve, that is, a failure (for example, control system down) in which power supply is cut off occurs. Measures to do so are likely to be a problem.
[0004]
In the case of the device disclosed in the above publication, in the event of an electrical failure, the maximum pressure is applied to the four-way valve from the shift control valve (linear solenoid valve), and the spool of the four-way valve is located on one of the left and right sides. Pushed. As a result, the drive-side hydraulic actuator is supplied with the high-pressure control hydraulic pressure as it is, the driven-side hydraulic actuator is supplied with the low-pressure control hydraulic pressure as it is, and the speed ratio of the continuously variable transmission becomes the high speed stage (OD side shift stage). The reason for setting the high speed stage in this way is, for example, to prevent the engine rotation from becoming excessive when a failure occurs during high speed traveling.
[0005]
On the other hand, a hydraulic control device using separate valves that directly control the hydraulic pressure supplied to the drive and driven hydraulic actuators has been proposed (for example, Japanese Patent Publication No. 6-74839).
[0006]
The present applicant has also considered such a hydraulic control device, an example of which is shown in FIG. 8, and will be briefly described with reference to this figure. The side pressure acting on the movable pulley half 13 of the drive pulley 11 is controlled by the hydraulic pressure in the drive-side cylinder chamber 14, and the side pressure acting on the movable pulley half 18 of the driven pulley 16 is controlled by the hydraulic pressure in the driven-side cylinder chamber 19. Thus, the continuously variable transmission is configured to perform shift control. It is this hydraulic control device that controls the hydraulic pressure supplied to the drive side and driven side cylinder chambers 14, 19. In this hydraulic control device, the hydraulic pressure of the hydraulic oil in the tank T supplied from the pump P is regulated by a regulator valve 91. , 92 to produce a line pressure PL, and this line pressure is reduced by a modulator valve 93 to produce a modulator pressure PM.
[0007]
The modulator pressure PM is supplied to the first and second linear solenoid valves 94 and 96 via lines (oil passages) 101a and 101b, respectively, and the first and second desired solenoids 94a and 96a are controlled by energization control. Control back pressures PB1 and PB2 are supplied to lines 102a and 102b, respectively. The first and second control back pressures PB1 and PB2 are supplied to the first and second pulley control valves 95 and 97 as shown in the figure, and the pulley control valves 95 and 97 are supplied with the line pressure supplied via the line 103. PL is regulated to produce first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2 corresponding to the first and second control back pressures PB1 and PB2. The first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2 thus produced are supplied to the drive side and driven side cylinder chambers 14 and 19 via lines 105a and 105b, respectively.
[0008]
In this way, in this hydraulic control device, by controlling the energization of the linear solenoids 94a and 96a, the first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2 supplied to the drive side and driven side cylinder chambers 14 and 19 are controlled. Shift control is performed by performing control to variably set the pulley width of the drive and driven pulleys.
[0009]
In the hydraulic control apparatus configured as described above (the hydraulic control apparatus in FIG. 8), an electrical failure such as a system failure, that is, a failure in which power supply to the linear solenoid valves 94 and 96 is cut off, When the sticking of the spool occurs, the driving force of the linear solenoids 94a and 96a is lost or the valve is left open, and the maximum hydraulic pressure (for example, the hydraulic pressure as it is at the modulator pressure PM) is output from the linear solenoid valves 94 and 96. It is supplied to the lines 102a and 102b. As a result, the first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2 supplied to the drive side and driven side cylinder chambers 14 and 19 via the lines 105a and 105b, respectively, also become the maximum hydraulic pressure (for example, the line pressure PL as it is). Since the drive and driven pulleys 11 and 16 of this example are the same size, and the drive side and driven side cylinder chambers 14 and 19 are also the same size, the drive and driven pulley side pressures are equal in the event of a failure, and the intermediate gear is set. Is done.
[0010]
[Problems to be solved by the invention]
However, when the intermediate shift speed is set in the case of a failure as described above, for example, when the intermediate shift speed is set when the vehicle is traveling at a high speed (usually at this time, the high speed speed is set). There is a problem that the engine is shifted down from the high speed stage to the intermediate stage and the engine rotation may be over-rotated. Further, since the first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2 are set to the maximum hydraulic pressure at the time of failure, there is a problem that the pulley side pressure becomes maximum, the belt tension increases, and the belt durability may be impaired.
[0011]
Note that the maximum hydraulic pressure of the first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2 generated from the first and second pulley control valves 95 and 97 at the time of failure is the maximum value of the first control hydraulic pressure and the maximum value of the second control hydraulic pressure. It is conceivable to set the value to be larger than the value so that the high-speed stage is reached at the time of failure. However, in this case, there are the following problems.
[0012]
This will be described with reference to FIG. FIG. 9 is a bar graph showing the relationship between the first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2. First, the hatched bar “a” indicates the relationship between the first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2 required when the high speed stage (OD stage) is in the no-load running state. PC1 = P1 and PC2 = P2 It is. Next, the bar b shows the relationship between the first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2 that are necessary when the vehicle is running at the maximum load at the low speed stage (LOW stage), where PC1 = P3 and PC2 = P4. Note that the oil pressure at this time is the required maximum oil pressure, and the required maximum pressures P3 and P4 are P3 <P4, as can be clearly seen from the figure.
[0013]
In consideration of such required oil pressure, in the conventional hydraulic control device (for example, the device of FIG. 8), the maximum values of the first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2 generated at the time of failure are set to the hydraulic pressure P5 (< P3 & P4). In this case, the magnitude of the hydraulic pressure P5 is set so that the required maximum hydraulic pressure P4 as described above can be obtained even at the time of failure, and is set to a value slightly higher than the hydraulic pressure P4.
[0014]
Under such conditions, in order to set PC1> PC2 so that the high speed stage is reached in the event of a failure, the maximum value P6 of the first control hydraulic pressure PC1 that is the control hydraulic pressure on the drive pulley side is set to the second value as shown in FIG. It is necessary to make it higher than the maximum value P5 of the control hydraulic pressure PC. In order to perform such a hydraulic pressure setting, it is first necessary to increase the line pressure PL in accordance with the maximum hydraulic pressure P6, and the required driving power of the hydraulic pump for generating the line pressure PL increases, resulting in a reduction in fuel consumption. The problem arises. Further, when the maximum hydraulic pressure is increased, there is a problem that the control resolution of the linear solenoid is lowered and the control accuracy is lowered. In addition, there is a problem in that the pulley side pressure becomes excessive at the time of failure, and the belt tension increases to impair belt durability.
[0015]
The present invention has been made in view of such a problem. In the event of a failure (for example, when the valve spool stick is left open when the system is down), it is possible to set a high speed stage. It is an object of the present invention to provide a hydraulic control device for a transmission that can be set by using a pulley control hydraulic pressure with a low high speed setting.
[0016]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve such an object, in the present invention, a drive pulley (for example, the drive-side movable pulley 11 in the embodiment), a driven pulley (for example, the driven-side movable pulley 16 in the embodiment), and a hung therebetween. A passed belt member (for example, the metal V-belt 15 in the embodiment), and drive-side and driven-side hydraulic actuators (for example, the drive and driven-side cylinder chambers 14 and 19 in the embodiment) that perform drive and driven pulley width control; And a first control valve means for setting a first control hydraulic pressure (PC1) to be supplied to the drive side hydraulic actuator (for example, the first control valve in the embodiment, which is a first linear solenoid). Valve 41 and first pulley control valve 43), The second control valve means (for example, the second control valve in the embodiment, which sets the second control hydraulic pressure (PC2) supplied to the engine-side hydraulic actuator, which includes the second linear solenoid valve 45 and the second pulley control valve 47. And the second control hydraulic pressure is lowered to the second control valve means, when the first control valve means is broken and opened. The hydraulic control device is configured to include switching valve means (for example, the switching valve 50 in the embodiment) that applies a pressing force in the direction in which the pressure is applied.
[0017]
In the case of such a hydraulic control device, when a failure such as a system down or a spool stick occurs and the first control valve means is opened, the second control hydraulic pressure generated from the second control valve means is The pressure is lowered by the switching valve means, becomes lower than the first control oil pressure, and the high speed stage is set. For this reason, even if a failure such as a system failure occurs during high-speed traveling, the high-speed stage is set and the engine rotation is prevented from over-rotating. Further, since the control oil pressure is lowered to set the high speed stage, the belt tension can be lowered and the durability of the belt is not impaired. In addition, since the second control hydraulic pressure is reduced only at the time of the failure as described above, the first and second control hydraulic pressures in the normal time are the same as the conventional one, and the hydraulic pump load does not increase. The control resolution of the solenoid is not reduced.
[0018]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. 1 and 2 show the configuration of a continuously variable transmission having a control device according to the present invention. This continuously variable transmission is a belt type continuously variable transmission using a metal V belt, and this belt type continuously variable transmission CVT is a metal V belt mechanism disposed between an input shaft 1 and a counter shaft 2. 10, a planetary gear type forward / reverse switching mechanism 20 disposed between the input shaft 1 and the drive-side movable pulley 11, and a counter shaft 2 and an output member (such as a differential mechanism 8). The main clutch 5 is comprised. The continuously variable transmission CVT is used for a vehicle, the input shaft 1 is connected to the output shaft of the engine ENG via a coupling mechanism CP, and the power transmitted to the differential mechanism 8 is transmitted to the left and right wheels. .
[0019]
The metal V-belt mechanism 10 is wound between a drive-side movable pulley 11 disposed on the input shaft 1, a driven-side movable pulley 16 disposed on the counter shaft 2, and both pulleys 11, 16. It consists of a metal V-belt 15. The metal V-belt mechanism has the same configuration as the conventional metal V-belt mechanism shown in FIG.
[0020]
The drive-side movable pulley 11 includes a fixed pulley half 12 that is rotatably disposed on the input shaft 1, and a movable pulley half 13 that can move relative to the fixed pulley half 12 in the axial direction. . On the side of the movable pulley half 13, a drive side cylinder chamber 14 is formed surrounded by a cylinder wall 12 a coupled to the fixed pulley half 12, and the hydraulic pressure supplied into the drive side cylinder chamber 14 A side pressure is generated to move the movable pulley half 13 in the axial direction.
[0021]
The driven movable pulley 16 includes a fixed pulley half 17 fixed to the counter shaft 2 and a movable pulley half 18 that can move relative to the fixed pulley half 17 in the axial direction. A driven-side cylinder chamber 19 is formed on the side of the movable pulley half 18 by being surrounded by a cylinder wall 17 a coupled to the fixed pulley half 17, and is driven by hydraulic pressure supplied into the driven-side cylinder chamber 19. A side pressure is generated that moves the movable pulley half 18 in the axial direction.
[0022]
Therefore, by appropriately controlling the hydraulic pressure supplied to both the cylinder chambers 14 and 19, an appropriate pulley side pressure that does not cause the belt 15 to slip is set, and the pulley widths of the pulleys 11 and 16 are changed. As a result, the winding ratio of the V-belt 15 can be changed to change the transmission gear ratio steplessly.
[0023]
The planetary gear type forward / reverse switching mechanism 20 has a double pinion type planetary gear train, its sun gear 21 is coupled to the input shaft 1, the carrier 22 is coupled to the stationary pulley half 12, and the ring gear 23 is fixed by the reverse brake 27. It can be held. Further, the forward clutch 25 that can connect the sun gear 21 and the ring gear 23 is provided. When the forward clutch 25 is engaged, all the gears 21, 22, and 23 rotate integrally with the input shaft 1, and the drive pulley 11 Are driven in the same direction (forward direction) as the input shaft 1. On the other hand, when the reverse brake 27 is engaged, the ring gear 23 is fixedly held, so that the carrier 22 is driven in the opposite direction to the sun gear 21 and the drive pulley 11 is in the opposite direction (reverse direction) to the input shaft 1. ).
[0024]
The main clutch 5 is a clutch for controlling the power transmission between the counter shaft 2 and the output side member. During the engagement, the power transmission between the two is possible, and the engagement force is controlled to control the input side. The torque transmission capacity (torque capacity) with the output side can also be controlled. Therefore, when the main clutch 5 is engaged, the engine output changed by the metal V-belt mechanism 10 is transmitted to the differential mechanism 8 via the gears 6a, 6b, 7a, 7b, and the left and right wheels are transmitted by the differential mechanism 8. It is divided and transmitted (not shown). Further, when the main clutch 5 is released, this power transmission cannot be performed and the transmission is in a neutral state.
[0025]
The hydraulic control apparatus according to the present invention performs shift control by performing hydraulic pressure supply control to the drive side and driven side cylinder chambers 14 and 19 in the metal V-belt mechanism 10, and the configuration thereof is described with reference to FIG. I will explain. In addition, the x mark in this figure means that the part is connected to the drain.
[0026]
In this hydraulic control device, the hydraulic pressure of the hydraulic oil in the tank T supplied from the pump P is regulated by the first and second regulator valves 31 and 32 to make the hydraulic pressure in the line 71 the line pressure PL, and this line pressure PL The pressure is reduced by the modulator valve 35 to create a modulator pressure PM.
[0027]
The modulator pressure PM is supplied to the first and second linear solenoid valves 41 and 45 via lines 72a and 72b, respectively, and the desired first and second control back pressures PB1 are controlled by controlling the energization of the linear solenoids 41a and 45a. , PB2 are supplied to lines 73a and 73b, respectively. The first and second control back pressures PB1 and PB2 are supplied to the first and second pulley control valves 43 and 47 as shown, and the pulley control valves 43 and 47 are supplied via a line 71 to a line pressure PL. The first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2 corresponding to the first and second control back pressures PB1 and PB2 are produced. The first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2 thus produced are supplied to the drive side and driven side cylinder chambers 14 and 19 via lines 75a and 75b, respectively.
[0028]
A valve in which the first linear solenoid valve 41 and the first pulley control valve 43 are set as one set is called a first control valve, and a valve in which the second linear solenoid valve 45 and the second pulley control valve 47 are set as a set. Is referred to as a second control valve.
[0029]
If the first and second control valves are used in this way, the first and second control hydraulic pressures PC1 and PC1 supplied to the drive side and driven side cylinder chambers 14 and 19 by controlling the energization of the linear solenoids 41a and 45a. Shift control can be performed by controlling the PC 2 and performing control to variably set the pulley width of the drive and driven pulleys.
[0030]
The first and second control back pressures PB1, PB2 produced by the first and second linear solenoid valves 41, 45 are also supplied to the second regulator valve 32 via lines 74a, 74b. The second regulator valve 32 receives these control back pressures PB1 and PB2, regulates the line pressure PL from the line 76, and controls the third control back pressure corresponding to the high control back pressure of the two control back pressures PB1 and PB2. Pressure PB3 is supplied to line 77. The line 77 is connected to the first regulator valve 31, the third control back pressure PB3 is used as the control back pressure of the first regulator valve 31, and the line pressure PL is a high pressure of the first and second control back pressures PB1, PB2. The hydraulic pressure corresponds to the back pressure on the side. Here, the first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2 correspond to the first and second control back pressures PB1 and PB2, and the line pressure PL is higher than the first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2. The value corresponds to the hydraulic pressure.
[0031]
As described above, when the energization control of the linear solenoids 41a and 45a is performed to control the first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2 and the shift control is performed, both control hydraulic pressures PC1 and PC2 are shown in FIG. Set as shown.
[0032]
The control hydraulic pressures PC1 and PC2 need to be set to the highest pressure during the shift control when the vehicle is running at the low speed (LOW stage) and the maximum load. In this case, as shown by the bar b in the figure, the first control is performed. The hydraulic pressure PC1 = P3 and the second control hydraulic pressure PC2 = P4 (> P3). On the other hand, the control hydraulic pressures PC1 and PC2 are at the lowest pressure in the no-load running state at the high speed stage (OD stage). At this time, as shown by the bar a in the figure, the first control hydraulic pressure PC1 = P1. Therefore, the second control hydraulic pressure PC2 = P2 (<P2). Therefore, the oil pressure between such maximum and minimum oil pressures is set, and the gear ratio required for traveling is set as appropriate.
[0033]
As shown in the figure, the hydraulic control device is provided with a switching valve 50. The switching valve 50 is connected to a line 73a via a line 81, and is connected to lines 72a and 72b via a line 82. It is connected to the second pulley control valve 47 through 83. The spool 51 of the switching valve 50 receives a biasing force F1 to the right by the spring 52, and the rightward end of the spool 51 is pressed to the left by the first control back pressure PB1 supplied from the line 73a via the line 81. Receive F2.
[0034]
However, as described above, the first control back pressure PB1 within the range corresponding to the first control hydraulic pressure PC1 necessary for the shift control, that is, the first control hydraulic pressure PC1 that becomes P1 to P3 is applied to the spool 51 via the line 81. Even if it acts on the right end, the leftward pressing force F2 at this time is smaller than the urging force F1 of the spring 52, and the spool 52 is held while moving right as shown in the figure. For this reason, the line 82 is blocked by the land portion of the spool 52, and the line 83 is connected to the drain via the groove portion of the spool 52, and is in the same state as when the switching valve 50 is not provided. That is, the switching valve 50 does not operate during normal shift control.
[0035]
A description will be given of a case where the linear solenoids 41a and 45a are deenergized due to, for example, a system down or the like when performing such shift control. When the linear solenoids 41a and 45a are de-energized, the first and second linear solenoid valves 41 and 45 supply the maximum control back pressures PB1 (max) and PB2 (max) to the lines 73a and 73b.
[0036]
The maximum first control back pressure PB1 (max) is supplied to the first pulley control valve 43 and the switching valve 50 via lines 73a and 81. For this reason, the first pulley control valve 43 receives such a first control back pressure PB1 (max) and creates the maximum first control hydraulic pressure PC1 (max), and this control hydraulic pressure is supplied to the drive side cylinder via the line 75a. Supply to chamber 14. Note that the maximum first control oil pressure PC1 (max) set in this way is the same oil pressure P5 as the conventionally set oil pressure, and is slightly higher than the maximum oil pressure P4 during the maximum load traveling in the low speed stage (or the maximum oil pressure). The same hydraulic pressure as P4) (see FIG. 4).
[0037]
On the other hand, when the maximum first control back pressure PB 1 (max) is supplied to the switching valve 50 via the line 81, the spool 51 is moved to the left against the bias of the spring 52. That is, even if the first control back pressure PB1 within the range set at the time of the normal shift acts on the right end of the spool 51, the leftward pressing force F2 due to the back pressure is based on the rightward biasing force F1 of the spring 52. Although set to be smaller, the leftward pressing force F2 (max) when the maximum first control back pressure PB1 (max) acts on the right end of the spool 51 is larger than the urging force F1 of the spring 51. Is set to
[0038]
When the spool 51 is moved to the left in this manner, the lines 82 and 83 communicate with each other through the groove portion of the spool 51. The communication between the line 83 and the drain is blocked by the land portion of the spool 51. For this reason, the hydraulic pressure of the lines 72a and 72b acts as a pressing force that pushes the spool 48 of the second pulley control valve 47 to the right via the lines 82 and 83. For this reason, the second control hydraulic pressure PC2 regulated by the second pulley control valve 47 is lower than the case where the hydraulic pressure from the lines 82 and 83 does not act, and as shown in FIG. 4, PC2 = P7 (bar c).
[0039]
Thus, when an electrical failure such as a system failure occurs, since the first control hydraulic pressure PC1 = P5, the second control hydraulic pressure PC2 = P7 is set, and P5> P7, the high speed stage (OD stage) ) Is set. Thus, even if an electrical failure occurs while the vehicle is traveling at a high speed, the high speed stage is set and the traveling is continued, so that the engine rotation does not become excessive. Note that the same operation as described above is performed when the spool of the first linear solenoid valve 41 is stuck and this valve is opened (not in the case of the embodiment described below). The same).
[0040]
Further, the hydraulic pressure of the second control hydraulic pressure PC2 = P7 set at this time is lower than the hydraulic pressure set at the time of failure by operating the switching valve 50, and the belt tension is lower than before. As a result, belt durability is improved.
[0041]
A second embodiment of the hydraulic control apparatus according to the present invention is shown in FIG. 5 and will be described. In this apparatus, the same parts as those in the first embodiment (the embodiment shown in FIG. 3) described above are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted or simplified.
[0042]
This hydraulic control device differs from the hydraulic control device shown in FIG. 3 only in the switching valve 60 and the lines 81, 84, 85 connected thereto. The switching valve 60 has a spool 61 urged to the right by a spring 62, and a first control back pressure PB 1 acts on the spool 61 via a line 81. As in the case of the switching valve 50 of FIG. 3, if the first control back pressure PB1 is an oil pressure within the range set during the normal shift, the first control back pressure PB1 acting on the spool 61 via the line 81 is set. The pressing force F2 is smaller than the urging force F1 of the spring 62, and the spool 61 is held while moving right as shown. In this state, the line 84 is blocked by the land portion of the spool 61, the line 85 communicates with the drain via the groove portion of the spool 61, and the switching valve 60 is in an inoperative state. The line 84 is connected to the line 75b, and the line 85 is connected to the second pulley control valve 47.
[0043]
Here, when the linear solenoids 41a and 45a are de-energized due to a system down or the like, the first and second control back pressures PB1 and PB2 both generate the maximum hydraulic pressure. The maximum first control back pressure PB 1 is supplied from the line 81 to the switching valve 60 and acts on the spool 61, and the spool 61 is moved to the left against the spring 62. As a result, the line 84 and the line 85 are connected, and the second control hydraulic pressure PC2 acts on the second pulley control valve 47. Since this second control hydraulic pressure PC2 acts to press the spool 48 of the second pulley control valve 47 to the right, the second control hydraulic pressure PC2 is regulated by the second pulley control valve 47 and supplied to the driven cylinder chamber 19. The control hydraulic pressure PC2 is lowered to a value as shown by the bar c in FIG.
[0044]
Thus, also in the case of the second embodiment, when an electrical failure occurs such as a system failure, the first control hydraulic pressure PC1 = P5 and the second control hydraulic pressure PC2 = P7 (<P5) are set. Therefore, even if an electrical failure occurs while the vehicle is traveling at a high speed, the high speed stage is set and the traveling is continued, and the engine rotation is not excessively rotated. Further, the hydraulic pressure of the second control hydraulic pressure PC2 = P7 set at this time is lower than the hydraulic pressure set at the time of the failure by operating the switching valve 60, and the belt tension is lower than the conventional pressure. As a result, belt durability is improved.
[0045]
A third embodiment of the hydraulic control apparatus according to the present invention is shown in FIG. 6 and will be described. In this apparatus, the same parts as those in the first embodiment (the embodiment shown in FIG. 3) described above are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted or simplified.
[0046]
This hydraulic control device differs from the hydraulic control device shown in FIG. 3 only in the switching valve 65 and the lines 81a, 87, 88 connected thereto. The switching valve 65 has a spool 66 biased rightward by a spring 67, and a first control back pressure PB <b> 1 is applied to the spool 66 via a line 81 a branched from the line 81. As in the case of the switching valve 50 of FIG. 3, if the first control back pressure PB1 is a hydraulic pressure within the range set during the normal shift, the first control back pressure PB1 acting on the spool 66 via the line 81a. The pressing force F2 is smaller than the urging force F1 of the spring 67, and the spool 66 is held while moving right as shown. In this state, the line 87 is blocked by the land portion of the spool 66, the line 88 communicates with the drain via the groove portion of the spool 66, and the switching valve 65 is in an inoperative state. The line 87 is connected to the line 81, and the line 88 is connected to the second pulley control valve 47.
[0047]
Here, when the linear solenoids 41a and 45a are de-energized due to a system down or the like, the first and second control back pressures PB1 and PB2 both generate the maximum hydraulic pressure. The maximum first control back pressure PB1 is supplied from the line 81a to the switching valve 65 and acts on the spool 66. The spool 66 is moved to the left against the spring 67. As a result, the line 87 and the line 88 are connected, and the first control back pressure PB1 acts on the second pulley control valve 47. Since this modulator pressure PM acts to press the spool 48 of the second pulley control valve 47 to the right, the second control hydraulic pressure is regulated by the second pulley control valve 47 and supplied to the driven cylinder chamber 19. PC2 is lowered to a value as shown by the bar c in FIG.
[0048]
Thus, also in the case of the third embodiment, when an electrical failure occurs such as a system failure, the first control hydraulic pressure PC1 = P5 and the second control hydraulic pressure PC2 = P7 (<P5) are set. Therefore, even if an electrical failure occurs while the vehicle is traveling at a high speed, the high speed stage is set and the traveling is continued, and the engine rotation is not excessively rotated. Further, the hydraulic pressure of the second control hydraulic pressure PC2 = P7 set at this time is lower than the hydraulic pressure that was set at the time of the failure by operating the switching valve 65, and the belt tension is lower than the conventional one. As a result, belt durability is improved.
[0049]
FIG. 7 shows a hydraulic control apparatus according to the fourth embodiment. This device uses the same valves as the hydraulic control device according to the first embodiment shown in FIG. 3, and the device in FIG. 3 has a hydraulic pressure acting on the right end of the spool 51 of the switching valve 50. The only difference is the supply line 81 '. Here, the line 81 ′ is connected to the line 75 a, and the first control hydraulic pressure PC 1 acts on the right end of the spool 51. Here, as described above, the first control hydraulic pressure PC1 corresponds to the first control back pressure PB1, and even in this embodiment, even if an electrical failure occurs while the vehicle is traveling at high speed, The high speed stage is set and the running continues, and the engine rotation does not become excessive. Such a line 81 ′ may be used in place of the line 81 of the hydraulic control device shown in FIGS.
[0050]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the second control hydraulic pressure generated from the second control valve means when the first control valve means is opened due to a system down or a failure such as a stick of the valve spool. Since it is lowered by the switching valve means, becomes lower than the first control hydraulic pressure, and the high speed stage is set, even if a failure such as a system down occurs during high speed running, the high speed stage is set and the engine speed is reduced. Over-rotation is prevented. Further, since the control oil pressure is lowered to set the high speed stage, the belt tension can be lowered and the durability of the belt is not impaired. In the present invention, since the second control hydraulic pressure is reduced only at the time of failure, the first and second control hydraulic pressures at the normal time are the same as the conventional one, and the hydraulic pump load does not increase. Further, the control resolution of the solenoid is not reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of a continuously variable transmission having a hydraulic control device according to the present invention.
FIG. 2 is a schematic diagram showing a power transmission path configuration of the continuously variable transmission.
FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing the configuration of the hydraulic control device according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a graph showing changes in hydraulic pressures of first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2 controlled by the hydraulic control device of the present invention.
FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a hydraulic control device according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a hydraulic control device according to a third embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a hydraulic control device according to a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a conventional hydraulic control device.
FIG. 9 is a graph showing changes in hydraulic pressures of first and second control hydraulic pressures PC1 and PC2 controlled by a conventional hydraulic control device.
[Explanation of symbols]
10 Metal V-belt mechanism
11 Drive-side movable pulley (drive pulley)
14 Drive side cylinder chamber (drive side hydraulic actuator)
15 Metal V belt
16 Driven pulley (driven pulley)
19 Driven cylinder chamber (Driven hydraulic actuator)
41 First linear solenoid valve (first control valve means)
43 First pulley control valve (first control valve means)
45 Second linear solenoid valve (second control valve means)
47 Second pulley control valve (second control valve means)
50, 60, 65 Switching valve (switching valve means)

Claims

Drive pulley with variable pulley width, driven pulley with variable pulley width, belt member spanned between the drive pulley and driven pulley, drive-side hydraulic actuator for controlling the pulley width of the drive pulley, and the driven pulley In a transmission having a driven side hydraulic actuator that performs pulley width control of
First control valve means for setting a first control hydraulic pressure to be supplied to the drive side hydraulic actuator;
Second control valve means for setting a second control hydraulic pressure to be supplied to the driven hydraulic actuator;
A switching valve that is operated in response to a hydraulic pressure generated when the first control valve means fails and is in an open state, and applies a pressing force in a direction in which the second control hydraulic pressure decreases to the second control valve means. And a hydraulic control device for the transmission.