JP4322007B2

JP4322007B2 - Shift control device for continuously variable transmission

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Publication number: JP4322007B2
Application number: JP2002374435A
Authority: JP
Inventors: 達也櫻本
Original assignee: Fuji Jukogyo KK
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 2002-12-25
Filing date: 2002-12-25
Publication date: 2009-08-26
Anticipated expiration: 2022-12-25
Also published as: JP2004204944A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は車両に搭載される無段変速機の変速制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両の駆動系に適用されるベルト式無段変速機は、入力軸に設けられるプライマリプーリと、出力軸に設けられるセカンダリプーリと、これらのプーリに掛け渡される駆動ベルトとを備えており、プーリの溝幅を変化させて駆動ベルトの巻き付け径を変化させることによって、変速比を無段階に変化させながら入力軸の回転を出力軸に伝達することができる。
【０００３】
このような無段変速機の変速制御装置は走行状況に応じて変速比を自動的に制御する。つまり、スロットル開度、車速、あるいはエンジン回転数などの走行状態を示すパラメータに基づき、基本変速特性マップを参照して目標プライマリ回転数を設定するとともに、この目標プライマリ回転数に実プライマリ回転数を収束させるように、無段変速機の変速比をローからオーバードライブまで連続的に設定する。
【０００４】
ここで、伝達トルクに応じたクランプ力を駆動ベルトに与えるため、セカンダリプーリにはセカンダリ圧調整弁を介して調圧されたライン圧つまりセカンダリ圧が供給される。また、プーリの溝幅を変化させて変速比を設定するため、プライマリプーリには変速制御弁を介して変速用作動油が供給される。この変速制御弁としては圧力制御弁や流量制御弁が用いられ、圧力制御弁によってライン圧を調圧して一義的に変速用作動油のプライマリ圧を定める場合や、流量制御弁によって一義的に変速用作動油の供給量および排出量を定める場合がある。
【０００５】
このように、変速用作動油やセカンダリ圧を車両の走行状況に応じて随時制御する必要があり、セカンダリ圧調整弁や変速制御弁には電磁制御弁が用いられる。これら電磁制御弁は変速制御装置からの制御信号によって駆動されるが、万一、変速制御装置からの制御信号を得ることができないフェール時であっても、プーリに作動油を供給して最低限の走行を可能とする必要がある。このため、セカンダリ圧調整弁や変速制御弁には常開式つまりノーマルオープンの電磁制御弁を用いることが多く、フェール時にはオイルポンプからの作動油がプーリに直接供給される。
【０００６】
しかしながら、プライマリプーリとセカンダリプーリとには、オイルポンプの最大圧力が減圧されずに供給されるため、通常走行時に比べて高い圧力が供給されることになる。特に、通常走行時のプライマリプーリにはセカンダリ圧よりも低いプライマリ圧が供給されるため、オイルポンプからの最大圧力はプライマリプーリにとって過大な圧力となり強度上の不都合を生ずるおそれがある。このため、プライマリプーリには必要以上の耐圧強度が要求されるが、耐圧強度を上げることは無段変速機の重量増加や高コスト化を招くことになる。
【０００７】
そこで、プライマリ圧が供給される油路から分岐するように排出弁を設け、フェール時にはプライマリ圧を減圧する変速制御装置が開発されている（たとえば、特許文献１参照。）。
【０００８】
【特許文献１】
特開２００１−６５６８４号公報（第５頁、図１）
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、プライマリ圧は減圧されるものの、セカンダリ圧が供給される油路とプライマリ圧が供給される油路とは、ノーマルオープンのプライマリ圧調整弁を介して連通されるため、プライマリ圧とセカンダリ圧とは同じ圧力に設定され、プライマリ圧とセカンダリ圧との油圧比は１に設定される。
【００１０】
つまり、フェール時においては、油圧比が１に設定されるため無段変速機の変速比が常にオーバードライブ側にアップシフトされることになり、十分な駆動力を確保することができず、発進時や低速走行時の走行に支障をきたすおそれがある。
【００１１】
本発明の目的は、フェール時において、プライマリ圧の昇圧を抑制するとともに車両の走行性や発進性を確保することにある。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
本発明の無段変速機の変速制御装置は、原動機に駆動されるプライマリプーリの回転数を動力伝達要素を介して無段階に変化させてセカンダリプーリに伝達する無段変速機の変速制御装置であって、前記セカンダリプーリに設けられたセカンダリシリンダに供給される作動油を調圧するセカンダリ圧調整弁と、前記プライマリプーリに設けられたプライマリシリンダと前記セカンダリ圧調整弁とを接続する連通路に設けられ、前記プライマリシリンダに変速用作動油を供給する変速制御弁と、前記連通路に設けられ、前記連通路を連通状態と遮断状態とに切り換え、前記変速用作動油の上限圧力を規制する減圧弁とを有し、前記減圧弁は、前記連通状態に応じた連通位置と前記遮断状態に応じた遮断位置とに移動自在の弁軸と、前記弁軸を収容するとともに付勢室と圧力室とを区画形成する弁ハウジングとを備え、前記付勢室に収容される付勢手段により前記弁軸は前記連通位置に向けて付勢される一方、前記圧力室に加えられるフィードバック圧により前記弁軸は前記遮断位置に向けて付勢されることを特徴とする。
【００１３】
本発明の無段変速機の変速制御装置は、前記減圧弁は前記変速制御弁の上流側に設けられることを特徴とする。
【００１５】
本発明の無段変速機の変速制御装置は、前記圧力室に連通して設けられ、前記フィードバック圧を減圧するリリーフ弁を有することを特徴とする。
【００１６】
本発明の無段変速機の変速制御装置は、前記付勢室に連通して設けられ、前記フィードバック圧に対向して前記弁軸を前記付勢手段とともに付勢する補助油圧を供給する切換弁を有することを特徴とする。
【００１７】
本発明によれば、連通路に減圧弁を設けることにより、変速制御弁がフェール状態となる場合であっても、プライマリシリンダに供給される変速用作動油を所定の上限圧力まで減圧することができる。これにより、プライマリシリンダ等のプライマリ油圧系に対する過大な圧力供給を回避することができるため、プライマリ油圧系の設計耐圧を低下させることができ、無段変速機の軽量化や低コスト化を達成することができる。
【００１８】
また、減圧弁を遮断状態に駆動することにより、プライマリシリンダとセカンダリシリンダとに供給される油圧を異なる値に設定することができ、油圧比を１以外に設定することができる。これにより、無段変速機の不要なアップシフトを回避することができ、発進時や低速走行時における走行性能を確保することができる。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。図１は無段変速機を備えた車両の駆動系を示す概略図であり、この無段変速機は原動機であるエンジン１に駆動される駆動側のプライマリ軸２と、これと平行となった被駆動側のセカンダリ軸３とを有しており、プライマリ軸２にはクランク軸４の回転がトルクコンバータ５と前後進切換装置６とを介して伝達される。
【００２０】
プライマリ軸２にはプライマリプーリ７が設けられており、このプライマリプーリ７はプライマリ軸２に一体となった固定プーリ７ａと、これに対向してプライマリ軸２にボールスプラインなどを介して軸方向に摺動自在に装着される可動プーリ７ｂとを有し、プーリ７ａ，７ｂのコーン面間隔つまりプーリ溝幅が可変となっている。セカンダリ軸３にはセカンダリプーリ８が設けられており、このセカンダリプーリ８はセカンダリ軸３に一体となった固定プーリ８ａと、これに対向してセカンダリ軸３に可動プーリ７ｂと同様にして軸方向に摺動自在に装着される可動プーリ８ｂとを有し、プーリ溝幅が可変となっている。
【００２１】
プライマリプーリ７とセカンダリプーリ８との間には動力伝達要素である駆動ベルト９が掛け渡されており、両方のプーリ７，８の溝幅を変化させてそれぞれのプーリ７，８に対する駆動ベルト９の巻き付け径の比率を変化させることにより、プライマリ軸２の回転がセカンダリ軸３に無段階に変速されて伝達されることになる。駆動ベルト９のプライマリプーリ７に対する巻き付け径をＲｐとし、セカンダリプーリ８に対する巻き付け径をＲｓとすると、変速比はＲｓ／Ｒｐとなる。
【００２２】
セカンダリ軸３の回転は減速歯車およびディファレンシャル装置１０を有する歯車列を介して駆動輪１１ａ，１１ｂに伝達されるようになっており、前輪駆動の場合には駆動輪１１ａ，１１ｂは前輪となる。
【００２３】
プライマリプーリ７の溝幅を変化させるために、プライマリ軸２にはプランジャ１２が固定され、このプランジャ１２の外周面に摺動自在に接触するプライマリシリンダ１３が可動プーリ７ｂに固定されており、プランジャ１２とプライマリシリンダ１３とにより駆動油室１４が形成されている。一方、セカンダリプーリ８の溝幅を変化させるために、セカンダリ軸３にはプランジャ１５が固定され、このプランジャ１５の外周面に摺動自在に接触するセカンダリシリンダ１６が可動プーリ８ｂに固定されており、プランジャ１５とセカンダリシリンダ１６とにより駆動油室１７が形成されている。それぞれの溝幅は、プライマリ側の駆動油室１４に導入される変速用作動油のプライマリ圧Ｐｐと、セカンダリ側の駆動油室１７に導入される作動油のセカンダリ圧Ｐｓとを調整することにより設定される。つまり、変速比はプライマリ圧Ｐｐとセカンダリ圧Ｐｓとの油圧比に応じて設定される。
【００２４】
また、トルクコンバータ５はクランク軸４に連結されたポンプ側シェル１８と、トルクコンバータ出力軸１９に連結されたタービンランナ２０とを有し、トルクコンバータ出力軸１９にはポンプ側シェル１８に固定されたフロントカバー２１に係合するロックアップクラッチ２２が取り付けられている。ロックアップクラッチ２２の一方側にはアプライ室２２ａが形成され、他方側にはリリース室２２ｂが形成されている。
【００２５】
アプライ室２２ａとリリース室２２ｂには調圧された作動油が供給され、リリース室２２ｂの作動油の圧力を低下させると、アプライ室２２ａに供給される油圧によってロックアップクラッチ２２はフロントカバー２１に係合する直結状態つまりロックアップ状態となる。一方、リリース室２２ｂに供給される油圧を高めてリリース室２２ｂからアプライ室２２ａを介して作動油をトルクコンバータ５内で循環させることにより、ロックアップクラッチ２２が解放される解除状態となりトルクコンバータ５は作動状態になる。そして、リリース室２２ｂに供給する油圧を調圧することにより、ロックアップクラッチ２２はフロントカバー２１に対してスリップ状態つまり半クラッチ状態となる。
【００２６】
また、前後進切換装置６は、遊星歯車やクラッチやブレーキなどによって構成されており、クラッチやブレーキの締結制御を行うことによって、トルクコンバータ出力軸１９からプライマリ軸２に対する動力伝達径路を切り換えることができる。トルクコンバータ出力軸１９とプライマリ軸２とを締結制御する前進用クラッチ２３を係合状態に作動すると、トルクコンバータ出力軸１９の回転がそのままプライマリ軸２に伝達され、前後進切換装置６は動力を前進方向に伝達する。一方、遊星歯車のリングギヤ２４の回転を規制する後退用ブレーキ２５を係合状態に作動すると、トルクコンバータ出力軸１９の回転が遊星歯車を介してプライマリ軸２に逆方向に伝達され、前後進切換装置６は動力を後退方向に伝達する。なお、前進用クラッチ２３および後退用ブレーキ２５を共に解放すると、トルクコンバータ出力軸１９とプライマリ軸２とは切り離され、前後進切換装置６は動力を伝達しない中立状態となる。
【００２７】
図２は本発明の一実施の形態である無段変速機の変速制御装置の油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。図２に示すように、駆動油室１７にはエンジン１あるいは電動モータにより駆動されるオイルポンプ３０によってオイルパン内の作動油が供給されるようになっている。オイルポンプ３０の吐出口に接続されるセカンダリ圧路３１は、駆動油室１７に連通されるとともにセカンダリ圧調整弁３２の調圧ポート３２ａに連通されている。このセカンダリ圧調整弁３２によって調圧されて駆動油室１７に供給されるライン圧つまりセカンダリ圧Ｐｓは、駆動ベルト９に対してトルク伝達に必要な張力を与える圧力に調整される。
【００２８】
オイルポンプ３０の吐出口と変速制御弁であるプライマリ圧調整弁３３の入力ポート３３ａとは、セカンダリ圧路３１に接続される連通路としての入力路３４を介して接続されており、入力路３４には減圧弁３５が設けられている。なお、プライマリシリンダ１３とセカンダリ圧調整弁３２とを接続する連通路は、入力路３４と後述するプライマリ圧路４９とにより形成されている。
【００２９】
減圧弁３５は、長手方向に弁孔３６が形成された弁ハウジング３７と、弁孔３６に移動自在に収容されるとともに２つの弁体３８，３９を備えた弁軸４０とを有しており、弁ハウジング３７には弁孔３６に連通する入力ポート４１、出力ポート４２および排出ポート４３が形成されている。入力ポート４１はオイルポンプ３０の吐出口と接続され、出力ポート４２はプライマリ圧調整弁３３の入力ポート３３ａと接続されている。このような弁ハウジング３７に収容された弁軸４０は、入力ポート４１と出力ポート４２とを連通するとともに排出ポート４３を閉塞する連通位置と、入力ポート４１を閉塞するとともに出力ポート４２と排出ポート４３とを連通する遮断位置とに移動自在となっている。
【００３０】
また、弁ハウジング３７と弁軸４０とにより、弁軸４０の一方側には付勢室としてのばね室４４が区画形成される一方、弁軸４０の他方側には圧力室４５が区画形成されており、ばね室４４には付勢手段としてのばね部材４６が収容され、圧力室４５は弁ハウジング３７に形成されたフィードバック圧路４７を介して出力ポート４２と連通されている。このように、弁軸４０はばね部材４６のばね力により連通位置に向けて付勢される一方、フィードバック圧路４７を介して供給されるフィードバック圧つまり出力ポート４２から出力されるセカンダリ圧Ｐｓにより遮断位置に向けて付勢されることになる。なお、ばね室４４には外部に連通する開放孔４８が形成されている。
【００３１】
このような減圧弁３５を経たセカンダリ圧Ｐｓが供給されるプライマリ圧調整弁３３は、出力ポート３３ｂに接続された連通路であるプライマリ圧路４９を介してプライマリ側の駆動油室１４に連通されている。プライマリ圧調整弁３３によって、セカンダリ圧Ｐｓは目標変速比、車速などに応じたプライマリ圧Ｐｐに調圧され、プライマリ圧Ｐｐによりプライマリプーリ７の溝幅が変化されて変速比が制御される。ここで、プライマリ圧Ｐｐはセカンダリ圧Ｐｓを減圧した圧力となるが、駆動油室１４の受圧面積は駆動油室１７に比べて大きく設定されるため、プライマリ圧Ｐｐの供給制御によってプライマリプーリ７の溝幅を変化させるとともに、駆動ベルト９を介してセカンダリプーリ８の溝幅を変化させることができる。
【００３２】
セカンダリ圧Ｐｓを調圧するセカンダリ圧調整弁３２と、プライマリ圧Ｐｐを調圧するプライマリ圧調整弁３３とは、それぞれ電磁制御弁であり、変速機制御ユニット５０からそれぞれのソレノイドコイル５１，５２に供給される電流値を制御することによってセカンダリ圧Ｐｓとプライマリ圧Ｐｐが調圧される。セカンダリ圧調整弁３２とプライマリ圧調整弁３３とは、常開式つまりノーマルオープンタイプの制御弁であり、ソレノイドコイル５１，５２に供給される電流が遮断されると作動油が調圧されずに駆動油室１４，１７に対して供給されることになる。
【００３３】
なお、変速制御弁としては、実際のプライマリ圧Ｐｐをパイロット圧室に入力して、一義的に変速用作動油のプライマリ圧Ｐｐを設定する圧力制御弁としてのプライマリ圧調整弁３３を設けているが、プライマリ圧Ｐｐを設定することなく弁軸の移動量を制御して、一義的に変速用作動油の供給量および排出量を設定する流量制御弁を設けるようにしても良い。
【００３４】
また、リリース室２２ｂの圧力を調整してロックアップクラッチ２２をロックアップ状態、解除状態およびスリップ状態に設定するためにロックアップクラッチの制御用として設けられる図示しない電磁制御弁に対しても、変速機制御ユニット５０からの制御信号が送られるようになっている。さらに、前進用クラッチ２３および後退用ブレーキ２５の締結を制御して前後進切換装置６の動力伝達径路を切り換えるために前後進切換装置の制御用として設けられる図示しない電磁制御弁に対しても変速機制御ユニット５０からの制御信号が送られるようになっている。
【００３５】
変速機制御ユニット５０にはプライマリプーリ７の回転数を検出するプライマリプーリ回転数センサ５３、およびセカンダリプーリ８の回転数を検出するセカンダリプーリ回転数センサ５４からの検出信号が入力される。さらに、エンジン１の回転数を検出するエンジン回転数センサ５５、スロットルバルブの開度を検出するスロットル開度センサ５６、アクセルペダルの踏み込みを検出するアクセル開度センサ５７、運転者により操作されるセレクトレバーにより選択された走行レンジを検出するレンジ検出センサ５８、その他の各種センサ５９からの検出信号が変速機制御ユニット５０に入力される。
【００３６】
変速機制御ユニット５０は、それぞれのセンサなどからの信号に基づいてソレノイドコイル５１，５２に対する制御信号を演算するマイクロプロセッサCPUと、テーブル、マップおよび演算式などの制御用データと制御用プログラムとを格納するROMと、一時的にデータを格納するRAMと、入出力ポート等を備えている。
【００３７】
以下、変速制御装置によるプライマリ圧Ｐｐとセカンダリ圧Ｐｓの供給制御について説明する。まず、変速機制御ユニット５０によりエンジン回転数やスロットル開度などのパラメータに基づいて、目標とするセカンダリ圧Ｐｓが設定され、セカンダリ圧調整弁３２のソレノイドコイル５１に制御信号が出力される。たとえば、アクセルの踏み込みによりエンジントルクが大きく出力されるときには、エンジン１から無段変速機に入力される入力トルクも大きくなるため、駆動ベルト９を挟み込むためのセカンダリ圧Ｐｓも高く設定される。また、走行時の変速比が大きくなり高い伝達トルクが必要とされるときにはセカンダリ圧Ｐｓが高く設定される一方、変速比が小さくなり低い伝達トルクとなるときにはセカンダリ圧Ｐｓが低く設定される。
【００３８】
このように設定されるセカンダリ圧Ｐｓは、セカンダリ圧路３１を介してセカンダリプーリ８の駆動油室１７に供給されるとともに、入力路３４を介して減圧弁３５の入力ポート４１に供給される。ここで、減圧弁３５の弁軸４０は、ばね部材４６からのばね力によって連通位置に移動されており、セカンダリ圧Ｐｓは減圧弁３５の出力ポート４２から入力路３４を経てプライマリ圧調整弁３３の入力ポート３３ａに案内される。また、減圧弁３５の出力ポート４２はフィードバック圧路４７を介して圧力室４５に連通するため、圧力室４５にフィードバック圧として供給されるセカンダリ圧Ｐｓは、ばね力に抗して弁軸４０を遮断位置に向けて付勢する。
【００３９】
圧力室４５に供給されるフィードバック圧が所定の圧力に達すると、弁軸４０は遮断位置に移動されるため、出力ポート４２と排出ポート４３が連通してプライマリ圧調整弁３３に供給されていた作動油が排出される一方、排出に伴って圧力室４５に供給されるフィードバック圧が所定の圧力を下回ると、ばね力によって弁軸４０は再び連通位置に移動される。つまり、減圧弁３５を介してプライマリ圧調整弁３３に供給されるセカンダリ圧Ｐｓは、予め設定された所定の上限圧力を超えることのないよう減圧弁３５によって減圧されることになる。
【００４０】
このように、プライマリ圧調整弁３３に供給される作動油は、セカンダリ圧Ｐｓの圧力値に応じて０〜上限圧力の範囲で調圧される。そして、変速機制御ユニット５０は、エンジン回転数、スロットル開度および車速などのパラメータに基づいて目標とする変速比を算出し、これに実際の変速比を収束させるようにプライマリ圧Ｐｐを調圧するためプライマリ圧調整弁３３のソレノイドコイル５２に対して制御信号を出力する。
【００４１】
これにより、セカンダリ圧Ｐｓを減圧したプライマリ圧Ｐｐはプライマリプーリ７の駆動油室１４に供給され、変速比を無段階に変化させながら車両を発進から高速走行まで滑らかに走行させる。なお、プライマリプーリ７の受圧面積は、駆動油室１４に供給される上限圧力によって、セカンダリプーリ８を上回る推力を発生させる面積に設定される。
【００４２】
続いて、変速機制御ユニット５０やプライマリ圧調整弁３３の故障等により、プライマリ圧調整弁３３を制御できないフェール時におけるプライマリ圧Ｐｐの供給制御について説明する。フェール時においては、ソレノイドコイル５２に対して電流が供給されないため、ノーマルオープンタイプのプライマリ圧調整弁３３は作動油を調圧することなくプライマリプーリ７に供給する状態、つまりセカンダリ圧Ｐｓが直接供給され得る状態となる。しかしながら、入力路３４に減圧弁３５が設けられており、プライマリ圧調整弁３３に供給されるセカンダリ圧Ｐｓが上限圧力を超える場合には、圧力室４５に加えられるフィードバック圧によって弁軸４０は遮断位置に移動されるため、セカンダリ圧Ｐｓは上限圧力まで減圧されてプライマリ圧調整弁３３に供給されることになる。
【００４３】
このように、プライマリ圧調整弁３３を制御することができない状態であっても、プライマリプーリ７に供給されるプライマリ圧Ｐｐは、減圧弁３５によって設定される上限圧力を超えることがないため、オイルポンプ３０の最大圧力を考慮することなく、プライマリプーリ７やプライマリ圧調整弁３３の耐圧強度を低下させて設計することができ、無段変速機の軽量化や低コスト化を達成することができる。また、フィードバック圧とばね力によって駆動される簡易な減圧弁３５を用いるため、構造上および制御上の複雑化を回避するだけでなく、減圧弁３５の駆動時の信頼性を容易に向上させることができる。
【００４４】
また、減圧弁３５によって入力路３４とセカンダリ圧路３１とは遮断されるため、駆動油室１４に供給されるプライマリ圧Ｐｐと駆動油室１７に供給されるセカンダリ圧Ｐｓとの圧力値を異なるように設定することができ、油圧比を所定の値に設定して変速比をたとえば１程度に設定することができる。これにより、変速比がオーバードライブ側にアップシフトされる状態を回避することができ、発進時や低速走行時における最低限の走行性能を確保することができる。さらに、プライマリ圧Ｐｐを設定できない場合であっても、プライマリプーリ７を保護するために、セカンダリ圧Ｐｓを低下させる必要がなく、クランプ力の低下による駆動ベルト９の滑りの発生を防止することもできる。
【００４５】
さらに、減圧弁３５から下流側つまりプライマリプーリ７側に設けられる各種油路の耐圧強度を下げることができるため、たとえば、プライマリ圧調整弁３３が設けられる図示しないコントロールバルブの油路壁を薄く形成して、コントロールバルブの小型化を達成することができる。さらに、作動油圧の上昇を回避することにより、作動油のリーク量を低減することができ、オイルポンプ容量の低減を図るとともに燃費を向上させることができる。
【００４６】
なお、プライマリ圧調整弁３３のフェール時について説明を行ったが、たとえばプライマリ圧調整弁３３とともにセカンダリ圧調整弁３２がフェール状態となり、オイルポンプ３０から最大圧力で出力される作動油がプライマリプーリ７に向けて出力される場合であっても、減圧弁３５によって上限圧力まで減圧するとともに所定の油圧比に設定するため、プライマリプーリ７に対する過大な圧力供給を回避するとともに不要なアップシフトを防止することができる。
【００４７】
図３は本発明の他の実施の形態である無段変速機の変速制御装置を示す概略図である。図３においては図２に示した部材と共通する部材には同一の符号を付してその説明を省略する。なお、図３に示す変速制御装置は、図２に示す減圧弁３５にリリーフ弁６０を加えたものである。
【００４８】
図３に示すように、減圧弁３５の一端にはリリーフ弁６０が設けられており、このリリーフ弁６０によって圧力室４５のフィードバック圧は減圧制御される。リリーフ弁６０は排出ポート６１を備えた減圧室６２と、減圧室６２と圧力室４５とを連通する連通孔６３を開閉制御するニードル６４と、このニードル６４を駆動制御するソレノイドコイル６５とを備えている。また、変速機制御ユニット５０からソレノイドコイル６５に対して制御信号が出力されるようになっており、ソレノイドコイル６５に対する通電によって、ニードル６４がばね部材６６に抗する後退方向に移動して連通孔６３の開口面積を確保する一方、ソレノイドコイル６５に対する通電が遮断されると、ニードル６４がばね力によって前進方向に移動して連通孔６３を閉塞する。
【００４９】
このリリーフ弁６０は電磁制御弁であり、変速機制御ユニット５０からソレノイドコイル６５に供給される電流値を制御することによって連通孔６３の開口面積が制御される。このような減圧弁３５を用いると、通常走行時にはソレノイドコイル６５に通電制御することで圧力室４５内の作動油を排出することができる。つまり、フィードバック圧を減圧することができ、減圧弁３５によって設定される上限圧力を高めることができる。
【００５０】
図４は図３に示す減圧弁３５を用いた際にプライマリ圧調整弁３３に供給される作動油流量とセカンダリ圧Ｐｓとの関係を示す線図である。図４に示すように、リリーフ弁６０により連通孔６３を閉塞した状態のもとで、フィードバック圧路４７を介して圧力室４５に供給されるセカンダリ圧Ｐｓつまりフィードバック圧が上昇すると、減圧弁３５の弁軸４０は遮断位置に向けて付勢されるために減圧弁３５を経てプライマリ圧調整弁３３に供給される作動油流量は減少する。そして、セカンダリ圧Ｐｓが上限圧力Ｐ１ｍａｘまで上昇すると、弁軸４０の遮断位置に向けた移動が完了するため、プライマリ圧調整弁３３に供給される作動油流量は０となる。ここで、リリーフ弁６０を駆動させて連通孔６３の開口面積を確保すると、フィードバック圧を減圧することができ、減圧弁３５が遮断状態に駆動される際の上限圧力をＰ２ｍａｘまで上昇させることができる。つまり、リリーフ弁６０のソレノイドコイル６５に対する通電を制御することによって、減圧弁３５によって規制されるセカンダリ圧Ｐｓの上限圧力を図示するαの範囲で調節することができる。
【００５１】
このように、リリーフ弁６０を用いて上限圧力を上昇させることにより、図４に示すように、上限圧力Ｐ１ｍａｘ付近においてプライマリ圧調整弁３３に供給される作動油流量を流量Ｑまで増やすことができる。これにより、通常走行時においてプライマリ圧調整弁３３に供給される作動油流量を十分に確保することができるため、変速速度を上昇させて迅速な変速動作を達成することができる。なお、フェール時にはリリーフ弁６０を用いて連通孔６３を閉塞することにより、図２に示す減圧弁３５と同様に、上限圧力Ｐ１ｍａｘでプライマリ圧調整弁３３に供給されるセカンダリ圧Ｐｓを規制するとともに、プライマリ圧Ｐｐとセカンダリ圧Ｐｓとを所定の油圧比に設定することができる。
【００５２】
図５は本発明の他の実施の形態である無段変速機の変速制御装置を示す概略図である。図５においては図２に示した部材と共通する部材には同一の符号を付してその説明を省略する。なお、図５に示す変速制御装置は、図２に示す減圧弁３５に切換弁７０を加えたものである。
【００５３】
図５に示すように、減圧弁３５の付勢室であるばね室４４には切換弁７０を介して補助油圧が供給されるようになっている。切換弁７０は入力ポート７１、出力ポート７２および排出ポート７３を備えており、入力ポート７１には図示しない減圧機構を介してオイルポンプ３０からの油圧が補助油圧として供給され、出力ポート７２は油路７４を介して減圧弁３５のばね室４４に連通されている。この切換弁７０は変速機制御ユニット５０からの制御信号に基づいて、入力ポート７１と出力ポート７２とを連通する供給状態と、出力ポート７２と排出ポート７３とを連通する排出状態とに切換駆動される。
【００５４】
このような切換弁７０を用いると、通常走行時には供給状態に切り換えることによりばね室４４に補助油圧を供給することができ、この補助油圧とばね力とによって減圧弁３５の弁軸４０を連通位置に向けて付勢することができる。つまり、フィードバック圧に対向して弁軸４０を付勢する推力を高めることができるため、減圧弁３５を遮断状態に駆動するためのフィードバック圧を高く設定することができ、前述の減圧弁３５と同様に、減圧弁３５によって規制される上限圧力を高めることができる。このように簡易な構造の切換弁７０を用いた低コストの変速制御装置であっても、プライマリ圧調整弁３３に供給される作動油流量を十分に確保することができ、迅速な変速動作を達成することができる。
【００５５】
なお、フェール時には切換弁７０を排出状態に切り換えてばね室４４内の補助油圧を開放することにより、図２に示す減圧弁３５と同様に、予め設定された上限圧力でプライマリ圧調整弁３３に供給されるセカンダリ圧Ｐｓを規制するとともに、プライマリ圧Ｐｐとセカンダリ圧Ｐｓとを所定の油圧比に設定することができる。
【００５６】
これまで説明したように、入力路３４に減圧弁３５を設けることにより、プライマリ圧調整弁３３がフェール状態となる場合であっても、プライマリプーリ７に供給される作動油を所定の上限圧力まで減圧することができる。これにより、プライマリプーリ７やプライマリ圧調整弁３３等のプライマリ油圧系に対する過大な圧力供給を回避することができるため、プライマリ油圧系の設計耐圧を低下させることができ、無段変速機の軽量化や低コスト化を達成することができる。
【００５７】
また、減圧弁３５が遮断状態に駆動されることによって、プライマリ圧Ｐｐとセカンダリ圧Ｐｓとの圧力値を分けて設定することができ、油圧比が１に設定されることを回避できる。これにより、無段変速機の不要なアップシフトを回避することができ、発進時や低速走行時における走行性能を確保することができる。
【００５８】
なお、図２、図３および図５に示す減圧弁３５は、プライマリ圧調整弁３３の上流側に接続された入力路３４に設けられているが、プライマリ圧調整弁３３の下流側に接続された連通路としてのプライマリ圧路４９に減圧弁３５を設けるようにしても良い。ここで、図６は図２に示す減圧弁３５をプライマリ圧路４９に設けた場合の変速制御装置を示す概略図である。図６に示すように、減圧弁３５をプライマリ圧路４９に設けた場合であっても、図２に示す減圧弁３５と同様に駆動され、プライマリ圧調整弁３３のフェール時には、プライマリプーリ７に供給される変速用作動油の上限圧力を規制するとともに、プライマリ圧Ｐｐとセカンダリ圧Ｐｓとを所定の油圧比に設定することができる。
【００５９】
本発明は前記実施の形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能であることはいうまでもない。たとえば、変速制御弁としては、実際のプライマリ圧Ｐｐをパイロット圧室に入力して、一義的に変速用作動油のプライマリ圧Ｐｐを設定する圧力制御弁としてのプライマリ圧調整弁３３が設けられているが、プライマリ圧Ｐｐを設定することなく弁軸の移動量を制御して、一義的に変速用作動油の供給量および排出量を設定する流量制御弁を設けるようにしても良い。この流量制御弁がフェール状態となり、プライマリプーリ７に供給される変速用作動油の流量を絞ることができない場合であっても、減圧弁３５によって変速用作動油の圧力つまりプライマリ圧Ｐｐを上限圧力まで減圧することができ、プライマリ圧Ｐｐとセカンダリ圧Ｐｓとを所定の油圧比に設定することができる。
【００６０】
また、原動機として内燃機関であるエンジン１が設けられているが、エンジン１に代えて電動モータを用いるようにしても良い。また、図示する無段変速機は前輪駆動車に適用されているが、後輪駆動車に適用しても良く、４輪駆動車に適用しても良いことはいうまでもない。
【００６１】
さらに、減圧弁３５の弁軸４０に設けられた２つの弁体３８，３９は同じ受圧面積に設定されているが、これを変更するようにしても良い。たとえば、圧力室４５を区画形成する弁体３８の受圧面積に比べて、ばね室４４を区画形成する弁体３９の受圧面積を大きく設定しても良く、このように減圧弁３５を構成することによって、２つの弁体３８，３９に挟まれた空間を圧力室として設定することができ、フィードバック圧路４７を介して出力ポート４２と連通される圧力室４５を廃止することができる。つまり、減圧弁３５の入力ポート４１から出力ポート４２に流れる作動油が設定された圧力室を通過する際に、２つの弁体３８，３９の受圧面積の差に応じた推力によって弁軸４０を遮断位置に向けて付勢することができ、前述の減圧弁３５と同様に機能させることができる。
【００６２】
またさらに、圧力室４５に連通して設けられるリリーフ弁６０を、連通孔６３を開口させた位置と連通孔６３を閉塞させた位置との２位置に切換駆動するようにしても良く、ばね室４４に連通して設けられる切換弁７０を電磁制御弁として電流値に応じて補助油圧を供給制御するようにしても良い。
【００６３】
なお、ばね室４４に収容される付勢手段としてばね部材４６が設けられているが、他の付勢手段であっても良く、たとえば、付勢室に連通させてアキュムレータを設けて弁軸４０を連通位置に向けて付勢するようにしても良い。また、プライマリプーリ７からセカンダリプーリ８に動力を伝達する動力伝達要素としては駆動ベルト９に限られることなく、駆動チェーンを用いても良いことはいうまでもない。
【００６４】
【発明の効果】
本発明によれば、連通路に減圧弁を設けることにより、変速制御弁がフェール状態となる場合であっても、プライマリシリンダに供給される変速用作動油を所定の上限圧力まで減圧することができる。これにより、プライマリシリンダ等のプライマリ油圧系に対する過大な圧力供給を回避することができるため、プライマリ油圧系の設計耐圧を低下させることができ、無段変速機の軽量化や低コスト化を達成することができる。
【００６５】
また、減圧弁を遮断状態に駆動することにより、プライマリシリンダとセカンダリシリンダとに供給される油圧を異なる値に設定することができ、油圧比を１以外に設定することができる。これにより、無段変速機の不要なアップシフトを回避することができ、発進時や低速走行時における走行性能を確保することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】無段変速機を備えた車両の駆動系を示す概略図である。
【図２】本発明の一実施の形態である無段変速機の変速制御装置を示す概略図である。
【図３】本発明の他の実施の形態である無段変速機の変速制御装置を示す概略図である。
【図４】プライマリ圧調整弁に供給される作動油の流量と圧力との関係を示す線図である。
【図５】本発明の他の実施の形態である無段変速機の変速制御装置を示す概略図である。
【図６】本発明の他の実施の形態である無段変速機の変速制御装置を示す概略図である。
【符号の説明】
１エンジン（原動機）
７プライマリプーリ
８セカンダリプーリ
９駆動ベルト（動力伝達要素）
１３プライマリシリンダ
１６セカンダリシリンダ
３２セカンダリ圧調整弁
３３プライマリ圧調整弁（変速制御弁）
３４入力路（連通路）
３５減圧弁
４０弁軸
４４ばね室（付勢室）
４５圧力室
４６ばね部材（付勢手段）
４９プライマリ圧路（連通路）
６０リリーフ弁
７０切換弁
Ｐｐプライマリ圧
Ｐｓセカンダリ圧（フィードバック圧）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a shift control device for a continuously variable transmission mounted on a vehicle.
[0002]
[Prior art]
A belt type continuously variable transmission that is applied to a drive system of a vehicle includes a primary pulley provided on an input shaft, a secondary pulley provided on an output shaft, and a drive belt that spans these pulleys. By changing the groove width of the drive belt and changing the winding diameter of the drive belt, it is possible to transmit the rotation of the input shaft to the output shaft while changing the gear ratio steplessly.
[0003]
Such a gear change control device for a continuously variable transmission automatically controls the gear ratio in accordance with the running condition. That is, based on parameters indicating the running state such as throttle opening, vehicle speed, or engine speed, the target primary speed is set with reference to the basic speed change characteristic map, and the actual primary speed is set as the target primary speed. The speed ratio of the continuously variable transmission is continuously set from low to overdrive so as to converge.
[0004]
Here, in order to apply a clamping force according to the transmission torque to the drive belt, the secondary pulley is supplied with the line pressure adjusted through the secondary pressure adjusting valve, that is, the secondary pressure. Further, in order to set the transmission gear ratio by changing the groove width of the pulley, the primary pulley is supplied with the hydraulic fluid for transmission through the transmission control valve. As this shift control valve, a pressure control valve or a flow rate control valve is used. When the line pressure is regulated by the pressure control valve to uniquely determine the primary pressure of the hydraulic fluid for shifting, the speed control valve can be uniquely shifted. The supply amount and discharge amount of hydraulic fluid for oil may be determined.
[0005]
Thus, it is necessary to control the hydraulic fluid for shifting and the secondary pressure at any time according to the traveling state of the vehicle, and electromagnetic control valves are used as the secondary pressure adjusting valve and the shift control valve. These electromagnetic control valves are driven by a control signal from the speed change control device, but in the unlikely event of a failure in which a control signal from the speed change control device cannot be obtained, supply hydraulic oil to the pulleys at the minimum. It is necessary to be able to run. For this reason, a normally-open or normally-open electromagnetic control valve is often used for the secondary pressure adjusting valve and the shift control valve, and the hydraulic oil from the oil pump is directly supplied to the pulley during a failure.
[0006]
However, since the maximum pressure of the oil pump is supplied to the primary pulley and the secondary pulley without reducing the pressure, a higher pressure than that during normal traveling is supplied. In particular, since the primary pressure lower than the secondary pressure is supplied to the primary pulley during normal travel, the maximum pressure from the oil pump is excessive for the primary pulley, which may cause a problem in strength. For this reason, the primary pulley is required to have a pressure strength higher than necessary, but increasing the pressure strength leads to an increase in the weight of the continuously variable transmission and an increase in cost.
[0007]
In view of this, a shift control device has been developed in which a discharge valve is provided so as to branch from an oil passage to which primary pressure is supplied, and the primary pressure is reduced during a failure (see, for example, Patent Document 1).
[0008]
[Patent Document 1]
JP 2001-65684 A (5th page, FIG. 1)
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
However, although the primary pressure is reduced, the oil passage to which the secondary pressure is supplied and the oil passage to which the primary pressure is supplied are communicated via the normally open primary pressure regulating valve. Are set to the same pressure, and the hydraulic ratio between the primary pressure and the secondary pressure is set to 1.
[0010]
In other words, at the time of failure, since the hydraulic ratio is set to 1, the transmission ratio of the continuously variable transmission is always upshifted to the overdrive side, so that sufficient driving force cannot be ensured and the vehicle starts. There is a risk that it may interfere with running at low speeds or at low speeds.
[0011]
An object of the present invention is to prevent the primary pressure from being increased and to ensure the traveling performance and startability of the vehicle during a failure.
[0012]
[Means for Solving the Problems]
A transmission control device for a continuously variable transmission according to the present invention is a transmission control device for a continuously variable transmission that changes the rotation speed of a primary pulley driven by a prime mover steplessly via a power transmission element and transmits it to a secondary pulley. A secondary pressure regulating valve that regulates hydraulic oil supplied to a secondary cylinder provided in the secondary pulley, and a communication path that connects the primary cylinder provided in the primary pulley and the secondary pressure regulating valve. A shift control valve for supplying a shift hydraulic fluid to the primary cylinder, and a pressure reduction valve provided in the communication path, for switching the communication path between a communication state and a shut-off state, and regulating an upper limit pressure of the shift hydraulic fluid. Have a valve The pressure reducing valve defines a valve shaft movable to a communication position according to the communication state and a cutoff position according to the cutoff state, and accommodates the valve shaft and forms a biasing chamber and a pressure chamber. The valve shaft is biased toward the communication position by a biasing means housed in the biasing chamber, and the valve shaft is shut off by a feedback pressure applied to the pressure chamber. Biased towards position It is characterized by that.
[0013]
The speed change control device for a continuously variable transmission according to the present invention is characterized in that the pressure reducing valve is provided upstream of the speed change control valve.
[0015]
The transmission control apparatus for a continuously variable transmission according to the present invention is characterized by having a relief valve provided in communication with the pressure chamber and reducing the feedback pressure.
[0016]
The shift control device for a continuously variable transmission according to the present invention is a switching valve that is provided in communication with the urging chamber and supplies auxiliary hydraulic pressure that urges the valve shaft together with the urging means so as to face the feedback pressure. It is characterized by having.
[0017]
According to the present invention, by providing the pressure reducing valve in the communication path, it is possible to reduce the speed change hydraulic fluid supplied to the primary cylinder to a predetermined upper limit pressure even when the speed change control valve is in a failed state. it can. As a result, excessive pressure supply to the primary hydraulic system such as the primary cylinder can be avoided, so that the design pressure resistance of the primary hydraulic system can be lowered, and the continuously variable transmission can be reduced in weight and cost. be able to.
[0018]
In addition, by driving the pressure reducing valve to the cutoff state, the hydraulic pressure supplied to the primary cylinder and the secondary cylinder can be set to different values, and the hydraulic pressure ratio can be set to other than 1. Thereby, an unnecessary upshift of the continuously variable transmission can be avoided, and traveling performance at the time of starting or traveling at a low speed can be ensured.
[0019]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is a schematic view showing a drive system of a vehicle equipped with a continuously variable transmission. This continuously variable transmission is parallel to a drive-side primary shaft 2 driven by an engine 1 as a prime mover. The secondary shaft 3 on the driven side is provided, and the rotation of the crankshaft 4 is transmitted to the primary shaft 2 via the torque converter 5 and the forward / reverse switching device 6.
[0020]
The primary shaft 2 is provided with a primary pulley 7. The primary pulley 7 is fixed to the primary shaft 2 in the axial direction via a ball spline or the like, and a fixed pulley 7a integrated with the primary shaft 2 and opposite thereto. The movable pulley 7b is slidably mounted, and the distance between the cone surfaces of the pulleys 7a and 7b, that is, the pulley groove width is variable. The secondary shaft 3 is provided with a secondary pulley 8. The secondary pulley 8 has a fixed pulley 8a integrated with the secondary shaft 3 and an axial direction facing the secondary shaft 3 in the same manner as the movable pulley 7b. The movable pulley 8b is slidably mounted on the pulley, and the pulley groove width is variable.
[0021]
A drive belt 9 as a power transmission element is stretched between the primary pulley 7 and the secondary pulley 8, and the groove width of both pulleys 7, 8 is changed to drive the drive belt 9 for each pulley 7, 8. The rotation of the primary shaft 2 is steplessly changed and transmitted to the secondary shaft 3 by changing the ratio of the wrapping diameter. If the winding diameter of the drive belt 9 around the primary pulley 7 is Rp and the winding diameter around the secondary pulley 8 is Rs, the transmission ratio is Rs / Rp.
[0022]
The rotation of the secondary shaft 3 is transmitted to the drive wheels 11a and 11b via a gear train having a reduction gear and a differential device 10. In the case of front wheel drive, the drive wheels 11a and 11b are front wheels.
[0023]
In order to change the groove width of the primary pulley 7, a plunger 12 is fixed to the primary shaft 2, and a primary cylinder 13 slidably contacting the outer peripheral surface of the plunger 12 is fixed to the movable pulley 7b. A driving oil chamber 14 is formed by the primary cylinder 13 and the primary cylinder 13. On the other hand, in order to change the groove width of the secondary pulley 8, a plunger 15 is fixed to the secondary shaft 3, and a secondary cylinder 16 slidably contacting the outer peripheral surface of the plunger 15 is fixed to the movable pulley 8b. The plunger 15 and the secondary cylinder 16 form a drive oil chamber 17. Each groove width is adjusted by adjusting the primary pressure Pp of the hydraulic fluid for shifting introduced into the drive oil chamber 14 on the primary side and the secondary pressure Ps of the hydraulic oil introduced into the drive oil chamber 17 on the secondary side. Is set. That is, the gear ratio is set according to the hydraulic pressure ratio between the primary pressure Pp and the secondary pressure Ps.
[0024]
The torque converter 5 includes a pump-side shell 18 connected to the crankshaft 4 and a turbine runner 20 connected to the torque converter output shaft 19. The torque converter output shaft 19 is fixed to the pump-side shell 18. A lockup clutch 22 that engages with the front cover 21 is attached. An apply chamber 22a is formed on one side of the lockup clutch 22, and a release chamber 22b is formed on the other side.
[0025]
When the adjusted hydraulic fluid is supplied to the apply chamber 22a and the release chamber 22b and the pressure of the hydraulic fluid in the release chamber 22b is reduced, the lockup clutch 22 is moved to the front cover 21 by the hydraulic pressure supplied to the apply chamber 22a. The directly engaged state, that is, the lock-up state is established. On the other hand, by increasing the hydraulic pressure supplied to the release chamber 22b and circulating the hydraulic oil from the release chamber 22b through the apply chamber 22a in the torque converter 5, the lockup clutch 22 is released and the torque converter 5 is released. Becomes operational. Then, by adjusting the hydraulic pressure supplied to the release chamber 22b, the lock-up clutch 22 enters a slip state, that is, a half-clutch state with respect to the front cover 21.
[0026]
The forward / reverse switching device 6 is constituted by a planetary gear, a clutch, a brake, and the like, and can switch a power transmission path from the torque converter output shaft 19 to the primary shaft 2 by performing engagement control of the clutch and the brake. it can. When the forward clutch 23 that controls the fastening of the torque converter output shaft 19 and the primary shaft 2 is operated in the engaged state, the rotation of the torque converter output shaft 19 is transmitted to the primary shaft 2 as it is, and the forward / reverse switching device 6 supplies power. Transmit in the forward direction. On the other hand, when the reverse brake 25 that restricts the rotation of the ring gear 24 of the planetary gear is operated in the engaged state, the rotation of the torque converter output shaft 19 is transmitted in the reverse direction to the primary shaft 2 via the planetary gear, and the forward / reverse switching is performed. The device 6 transmits power in the backward direction. When both the forward clutch 23 and the reverse brake 25 are released, the torque converter output shaft 19 and the primary shaft 2 are disconnected, and the forward / reverse switching device 6 enters a neutral state in which no power is transmitted.
[0027]
FIG. 2 is a schematic diagram showing a hydraulic control system and an electronic control system of a transmission control device for a continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention. As shown in FIG. 2, the hydraulic oil in the oil pan is supplied to the drive oil chamber 17 by an oil pump 30 driven by the engine 1 or an electric motor. A secondary pressure path 31 connected to the discharge port of the oil pump 30 is communicated with the drive oil chamber 17 and is also communicated with a pressure regulating port 32 a of the secondary pressure regulating valve 32. The line pressure adjusted by the secondary pressure adjusting valve 32 and supplied to the drive oil chamber 17, that is, the secondary pressure Ps is adjusted to a pressure that gives the drive belt 9 tension necessary for torque transmission.
[0028]
The discharge port of the oil pump 30 and the input port 33a of the primary pressure adjusting valve 33 that is a shift control valve are connected via an input path 34 as a communication path connected to the secondary pressure path 31, and the input path 34 Is provided with a pressure reducing valve 35. A communication path connecting the primary cylinder 13 and the secondary pressure regulating valve 32 is formed by an input path 34 and a primary pressure path 49 described later.
[0029]
The pressure reducing valve 35 has a valve housing 37 in which a valve hole 36 is formed in the longitudinal direction, and a valve shaft 40 that is movably accommodated in the valve hole 36 and includes two valve bodies 38 and 39. The valve housing 37 is formed with an input port 41, an output port 42 and a discharge port 43 communicating with the valve hole 36. The input port 41 is connected to the discharge port of the oil pump 30, and the output port 42 is connected to the input port 33 a of the primary pressure adjustment valve 33. The valve shaft 40 accommodated in such a valve housing 37 communicates the input port 41 and the output port 42 and closes the discharge port 43, closes the input port 41, and closes the output port 42 and discharge port. It is possible to move to a blocking position that communicates with 43.
[0030]
The valve housing 37 and the valve shaft 40 define a spring chamber 44 as an urging chamber on one side of the valve shaft 40, and a pressure chamber 45 on the other side of the valve shaft 40. The spring chamber 44 accommodates a spring member 46 as urging means, and the pressure chamber 45 communicates with the output port 42 through a feedback pressure path 47 formed in the valve housing 37. As described above, the valve shaft 40 is biased toward the communication position by the spring force of the spring member 46, while the feedback pressure supplied through the feedback pressure path 47, that is, the secondary pressure Ps output from the output port 42. It will be biased toward the blocking position. The spring chamber 44 is formed with an open hole 48 communicating with the outside.
[0031]
The primary pressure regulating valve 33 to which the secondary pressure Ps having passed through the pressure reducing valve 35 is supplied is communicated with the driving oil chamber 14 on the primary side via a primary pressure path 49 which is a communicating path connected to the output port 33b. ing. The primary pressure adjusting valve 33 adjusts the secondary pressure Ps to the primary pressure Pp corresponding to the target gear ratio, the vehicle speed, etc., and the groove width of the primary pulley 7 is changed by the primary pressure Pp to control the gear ratio. Here, the primary pressure Pp is a pressure obtained by reducing the secondary pressure Ps. However, since the pressure receiving area of the drive oil chamber 14 is set larger than that of the drive oil chamber 17, the supply control of the primary pressure Pp causes the primary pulley 7 to While changing the groove width, the groove width of the secondary pulley 8 can be changed via the drive belt 9.
[0032]
The secondary pressure adjusting valve 32 for adjusting the secondary pressure Ps and the primary pressure adjusting valve 33 for adjusting the primary pressure Pp are electromagnetic control valves, respectively, and are supplied from the transmission control unit 50 to the solenoid coils 51 and 52, respectively. The secondary pressure Ps and the primary pressure Pp are regulated by controlling the current value. The secondary pressure regulating valve 32 and the primary pressure regulating valve 33 are normally open type, that is, normally open type control valves. When the current supplied to the solenoid coils 51 and 52 is interrupted, the hydraulic oil is not regulated. The oil is supplied to the drive oil chambers 14 and 17.
[0033]
As the shift control valve, a primary pressure adjustment valve 33 is provided as a pressure control valve for inputting the actual primary pressure Pp into the pilot pressure chamber and uniquely setting the primary pressure Pp of the shift hydraulic fluid. However, a flow rate control valve for controlling the movement amount of the valve shaft without setting the primary pressure Pp and uniquely setting the supply amount and the discharge amount of the shifting hydraulic oil may be provided.
[0034]
Further, an electromagnetic control valve (not shown) provided for controlling the lock-up clutch in order to set the lock-up clutch 22 in the lock-up state, the release state, and the slip state by adjusting the pressure in the release chamber 22b can also be changed. A control signal is sent from the machine control unit 50. Further, a shift is also made to an electromagnetic control valve (not shown) provided for controlling the forward / reverse switching device in order to control the engagement of the forward clutch 23 and the reverse brake 25 to switch the power transmission path of the forward / reverse switching device 6. A control signal is sent from the machine control unit 50.
[0035]
The transmission control unit 50 receives detection signals from a primary pulley rotation speed sensor 53 that detects the rotation speed of the primary pulley 7 and a secondary pulley rotation speed sensor 54 that detects the rotation speed of the secondary pulley 8. Further, an engine speed sensor 55 for detecting the speed of the engine 1, a throttle opening sensor 56 for detecting the opening of the throttle valve, an accelerator opening sensor 57 for detecting depression of the accelerator pedal, and a select operated by the driver. Detection signals from a range detection sensor 58 that detects the travel range selected by the lever and various other sensors 59 are input to the transmission control unit 50.
[0036]
The transmission control unit 50 includes a microprocessor CPU that calculates control signals for the solenoid coils 51 and 52 based on signals from the respective sensors, control data such as tables, maps, and arithmetic expressions, and a control program. A ROM for storing data, a RAM for temporarily storing data, an input / output port, and the like are provided.
[0037]
Hereinafter, supply control of the primary pressure Pp and the secondary pressure Ps by the transmission control device will be described. First, the target secondary pressure Ps is set by the transmission control unit 50 based on parameters such as the engine speed and the throttle opening, and a control signal is output to the solenoid coil 51 of the secondary pressure regulating valve 32. For example, when a large amount of engine torque is output by depressing the accelerator, the input torque input from the engine 1 to the continuously variable transmission also increases, so the secondary pressure Ps for sandwiching the drive belt 9 is also set high. The secondary pressure Ps is set high when the gear ratio during traveling is large and high transmission torque is required, while the secondary pressure Ps is set low when the gear ratio is small and low transmission torque is obtained.
[0038]
The secondary pressure Ps set in this way is supplied to the drive oil chamber 17 of the secondary pulley 8 via the secondary pressure path 31 and is also supplied to the input port 41 of the pressure reducing valve 35 via the input path 34. Here, the valve shaft 40 of the pressure reducing valve 35 is moved to the communication position by the spring force from the spring member 46, and the secondary pressure Ps passes from the output port 42 of the pressure reducing valve 35 through the input path 34 to the primary pressure regulating valve 33. To the input port 33a. Further, since the output port 42 of the pressure reducing valve 35 communicates with the pressure chamber 45 via the feedback pressure path 47, the secondary pressure Ps supplied as the feedback pressure to the pressure chamber 45 causes the valve shaft 40 to resist the spring force. Energize toward the blocking position.
[0039]
When the feedback pressure supplied to the pressure chamber 45 reaches a predetermined pressure, the valve shaft 40 is moved to the cutoff position, so that the output port 42 and the discharge port 43 communicate with each other and are supplied to the primary pressure regulating valve 33. When the hydraulic oil is discharged and the feedback pressure supplied to the pressure chamber 45 with the discharge is below a predetermined pressure, the valve shaft 40 is moved again to the communication position by the spring force. That is, the secondary pressure Ps supplied to the primary pressure regulating valve 33 via the pressure reducing valve 35 is reduced by the pressure reducing valve 35 so as not to exceed a predetermined upper limit pressure set in advance.
[0040]
As described above, the hydraulic oil supplied to the primary pressure regulating valve 33 is regulated in the range of 0 to the upper limit pressure according to the pressure value of the secondary pressure Ps. Then, the transmission control unit 50 calculates a target gear ratio based on parameters such as the engine speed, throttle opening, and vehicle speed, and adjusts the primary pressure Pp so that the actual gear ratio converges on the target gear ratio. Therefore, a control signal is output to the solenoid coil 52 of the primary pressure adjustment valve 33.
[0041]
As a result, the primary pressure Pp obtained by reducing the secondary pressure Ps is supplied to the drive oil chamber 14 of the primary pulley 7 and smoothly moves the vehicle from start to high speed while changing the gear ratio steplessly. The pressure receiving area of the primary pulley 7 is set to an area that generates thrust exceeding the secondary pulley 8 by the upper limit pressure supplied to the drive oil chamber 14.
[0042]
Subsequently, the supply control of the primary pressure Pp at the time of failure when the primary pressure adjustment valve 33 cannot be controlled due to a failure of the transmission control unit 50 or the primary pressure adjustment valve 33 will be described. Since no current is supplied to the solenoid coil 52 at the time of failure, the normal open type primary pressure regulating valve 33 supplies the hydraulic oil to the primary pulley 7 without regulating the pressure, that is, the secondary pressure Ps is directly supplied. It will be in a state to get. However, when the pressure reducing valve 35 is provided in the input path 34 and the secondary pressure Ps supplied to the primary pressure regulating valve 33 exceeds the upper limit pressure, the valve shaft 40 is shut off by the feedback pressure applied to the pressure chamber 45. Since the secondary pressure Ps is moved to the position, the secondary pressure Ps is reduced to the upper limit pressure and supplied to the primary pressure regulating valve 33.
[0043]
As described above, even when the primary pressure regulating valve 33 cannot be controlled, the primary pressure Pp supplied to the primary pulley 7 does not exceed the upper limit pressure set by the pressure reducing valve 35. Without considering the maximum pressure of the pump 30, the pressure resistance strength of the primary pulley 7 and the primary pressure regulating valve 33 can be reduced and the weight of the continuously variable transmission can be reduced and the cost can be reduced. . In addition, since the simple pressure reducing valve 35 driven by the feedback pressure and the spring force is used, not only the structural and control complexity is avoided, but also the reliability at the time of driving the pressure reducing valve 35 is easily improved. Can do.
[0044]
Further, since the pressure reducing valve 35 blocks the input path 34 and the secondary pressure path 31, the pressure values of the primary pressure Pp supplied to the drive oil chamber 14 and the secondary pressure Ps supplied to the drive oil chamber 17 are different. The hydraulic ratio can be set to a predetermined value and the gear ratio can be set to about 1, for example. As a result, it is possible to avoid a state in which the gear ratio is upshifted to the overdrive side, and it is possible to ensure a minimum traveling performance at the time of starting or traveling at a low speed. Further, even when the primary pressure Pp cannot be set, it is not necessary to reduce the secondary pressure Ps in order to protect the primary pulley 7, and it is also possible to prevent the drive belt 9 from slipping due to a decrease in the clamping force. it can.
[0045]
Furthermore, since the pressure resistance of various oil passages provided downstream from the pressure reducing valve 35, that is, on the primary pulley 7 side can be lowered, for example, the oil passage wall of a control valve (not shown) provided with the primary pressure regulating valve 33 is formed thin. Thus, the control valve can be reduced in size. Furthermore, by avoiding an increase in the hydraulic pressure, the amount of hydraulic fluid leak can be reduced, the oil pump capacity can be reduced, and the fuel efficiency can be improved.
[0046]
The primary pressure regulating valve 33 has been described as failing. For example, the secondary pressure regulating valve 32 is in a failed state together with the primary pressure regulating valve 33, and the hydraulic oil output from the oil pump 30 at the maximum pressure is the primary pulley 7. Even when the pressure is output toward, the pressure is reduced to the upper limit pressure by the pressure reducing valve 35 and set to a predetermined hydraulic pressure ratio, so that excessive pressure supply to the primary pulley 7 is avoided and unnecessary upshift is prevented. be able to.
[0047]
FIG. 3 is a schematic view showing a speed change control device for a continuously variable transmission according to another embodiment of the present invention. 3, members that are the same as those shown in FIG. 2 are given the same reference numerals, and descriptions thereof are omitted. The speed change control device shown in FIG. 3 is obtained by adding a relief valve 60 to the pressure reducing valve 35 shown in FIG.
[0048]
As shown in FIG. 3, a relief valve 60 is provided at one end of the pressure reducing valve 35, and the feedback pressure in the pressure chamber 45 is reduced by this relief valve 60. The relief valve 60 includes a decompression chamber 62 having a discharge port 61, a needle 64 that controls opening / closing of a communication hole 63 that communicates the decompression chamber 62 and the pressure chamber 45, and a solenoid coil 65 that drives and controls the needle 64. ing. In addition, a control signal is output from the transmission control unit 50 to the solenoid coil 65, and when the solenoid coil 65 is energized, the needle 64 moves in the backward direction against the spring member 66, and the communication hole While the opening area of 63 is secured, when the energization to the solenoid coil 65 is interrupted, the needle 64 is moved in the forward direction by the spring force to close the communication hole 63.
[0049]
The relief valve 60 is an electromagnetic control valve, and the opening area of the communication hole 63 is controlled by controlling the current value supplied from the transmission control unit 50 to the solenoid coil 65. When such a pressure reducing valve 35 is used, the hydraulic oil in the pressure chamber 45 can be discharged by controlling the energization of the solenoid coil 65 during normal traveling. That is, the feedback pressure can be reduced, and the upper limit pressure set by the pressure reducing valve 35 can be increased.
[0050]
4 is a diagram showing the relationship between the flow rate of hydraulic oil supplied to the primary pressure regulating valve 33 and the secondary pressure Ps when the pressure reducing valve 35 shown in FIG. 3 is used. As shown in FIG. 4, when the secondary pressure Ps supplied to the pressure chamber 45 through the feedback pressure path 47, that is, the feedback pressure increases in a state where the communication hole 63 is closed by the relief valve 60, the pressure reducing valve 35. Since the valve shaft 40 is urged toward the shut-off position, the flow rate of hydraulic oil supplied to the primary pressure adjusting valve 33 via the pressure reducing valve 35 decreases. Then, when the secondary pressure Ps rises to the upper limit pressure P1max, the movement of the valve shaft 40 toward the shut-off position is completed, so the hydraulic oil flow rate supplied to the primary pressure regulating valve 33 becomes zero. Here, when the relief valve 60 is driven to secure the opening area of the communication hole 63, the feedback pressure can be reduced, and the upper limit pressure when the pressure reducing valve 35 is driven in the shut-off state can be increased to P2max. it can. That is, by controlling the energization of the relief valve 60 to the solenoid coil 65, the upper limit pressure of the secondary pressure Ps regulated by the pressure reducing valve 35 can be adjusted within the range of α shown in the figure.
[0051]
As described above, by increasing the upper limit pressure using the relief valve 60, the flow rate of the hydraulic oil supplied to the primary pressure regulating valve 33 in the vicinity of the upper limit pressure P1max can be increased to the flow rate Q as shown in FIG. . As a result, a sufficient flow rate of the hydraulic oil supplied to the primary pressure regulating valve 33 during normal travel can be ensured, so that a speed change operation can be achieved by increasing the speed change speed. At the time of failure, the secondary pressure Ps supplied to the primary pressure regulating valve 33 at the upper limit pressure P1max is regulated by closing the communication hole 63 using the relief valve 60, similarly to the pressure reducing valve 35 shown in FIG. The primary pressure Pp and the secondary pressure Ps can be set to a predetermined hydraulic pressure ratio.
[0052]
FIG. 5 is a schematic view showing a speed change control device for a continuously variable transmission according to another embodiment of the present invention. 5, members that are the same as those shown in FIG. 2 are given the same reference numerals, and descriptions thereof are omitted. The speed change control device shown in FIG. 5 is obtained by adding a switching valve 70 to the pressure reducing valve 35 shown in FIG.
[0053]
As shown in FIG. 5, the auxiliary hydraulic pressure is supplied to the spring chamber 44, which is the urging chamber of the pressure reducing valve 35, via the switching valve 70. The switching valve 70 includes an input port 71, an output port 72, and a discharge port 73. The input port 71 is supplied with hydraulic pressure from the oil pump 30 through a pressure reduction mechanism (not shown) as an auxiliary hydraulic pressure. The passage 74 communicates with the spring chamber 44 of the pressure reducing valve 35. Based on a control signal from the transmission control unit 50, the switching valve 70 is switched to a supply state in which the input port 71 and the output port 72 are communicated and a discharge state in which the output port 72 and the discharge port 73 are in communication. Is done.
[0054]
When such a switching valve 70 is used, the auxiliary hydraulic pressure can be supplied to the spring chamber 44 by switching to the supply state during normal traveling, and the valve shaft 40 of the pressure reducing valve 35 is connected to the communication position by the auxiliary hydraulic pressure and the spring force. Can be energized towards. That is, since the thrust for urging the valve shaft 40 in opposition to the feedback pressure can be increased, the feedback pressure for driving the pressure reducing valve 35 to the shut-off state can be set high. Similarly, the upper limit pressure regulated by the pressure reducing valve 35 can be increased. Even in such a low-speed shift control device using the switching valve 70 having a simple structure, a sufficient amount of hydraulic fluid supplied to the primary pressure adjustment valve 33 can be secured, and a quick shift operation can be performed. Can be achieved.
[0055]
At the time of failure, the switching valve 70 is switched to the discharge state and the auxiliary hydraulic pressure in the spring chamber 44 is released, so that the primary pressure adjusting valve 33 is set to a preset upper limit pressure as in the pressure reducing valve 35 shown in FIG. While regulating the supplied secondary pressure Ps, the primary pressure Pp and the secondary pressure Ps can be set to a predetermined hydraulic pressure ratio.
[0056]
As described above, by providing the pressure reducing valve 35 in the input path 34, the hydraulic oil supplied to the primary pulley 7 is reduced to a predetermined upper limit pressure even when the primary pressure adjusting valve 33 is in a failed state. The pressure can be reduced. As a result, excessive pressure supply to the primary hydraulic system such as the primary pulley 7 and the primary pressure regulating valve 33 can be avoided, so that the design pressure resistance of the primary hydraulic system can be reduced and the continuously variable transmission can be reduced in weight. And cost reduction can be achieved.
[0057]
Further, when the pressure reducing valve 35 is driven in the shut-off state, the pressure values of the primary pressure Pp and the secondary pressure Ps can be set separately, and the setting of the hydraulic pressure ratio to 1 can be avoided. Thereby, an unnecessary upshift of the continuously variable transmission can be avoided, and traveling performance at the time of starting or traveling at a low speed can be ensured.
[0058]
The pressure reducing valve 35 shown in FIGS. 2, 3 and 5 is provided in the input path 34 connected to the upstream side of the primary pressure regulating valve 33, but is connected to the downstream side of the primary pressure regulating valve 33. The pressure reducing valve 35 may be provided in the primary pressure path 49 as the communication path. Here, FIG. 6 is a schematic diagram showing a speed change control device when the pressure reducing valve 35 shown in FIG. As shown in FIG. 6, even when the pressure reducing valve 35 is provided in the primary pressure passage 49, it is driven in the same manner as the pressure reducing valve 35 shown in FIG. While restricting the upper limit pressure of the hydraulic fluid supplied, the primary pressure Pp and the secondary pressure Ps can be set to a predetermined hydraulic pressure ratio.
[0059]
It goes without saying that the present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications can be made without departing from the scope of the invention. For example, as the shift control valve, a primary pressure adjusting valve 33 is provided as a pressure control valve for inputting the actual primary pressure Pp into the pilot pressure chamber and uniquely setting the primary pressure Pp of the shift hydraulic fluid. However, a flow rate control valve that controls the amount of movement of the valve shaft without setting the primary pressure Pp and uniquely sets the supply amount and the discharge amount of the shifting hydraulic oil may be provided. Even when the flow rate control valve is in a fail state and the flow rate of the hydraulic fluid for shifting supplied to the primary pulley 7 cannot be reduced, the pressure of the hydraulic fluid for shifting, that is, the primary pressure Pp is set to the upper limit pressure by the pressure reducing valve 35. The primary pressure Pp and the secondary pressure Ps can be set to a predetermined hydraulic pressure ratio.
[0060]
Although the engine 1 that is an internal combustion engine is provided as a prime mover, an electric motor may be used instead of the engine 1. Further, although the illustrated continuously variable transmission is applied to a front wheel drive vehicle, it is needless to say that the continuously variable transmission may be applied to a rear wheel drive vehicle or a four wheel drive vehicle.
[0061]
Furthermore, although the two valve bodies 38 and 39 provided on the valve shaft 40 of the pressure reducing valve 35 are set to the same pressure receiving area, this may be changed. For example, the pressure receiving area of the valve body 39 defining the spring chamber 44 may be set larger than the pressure receiving area of the valve body 38 defining the pressure chamber 45, and thus the pressure reducing valve 35 is configured in this way. Thus, the space between the two valve bodies 38 and 39 can be set as a pressure chamber, and the pressure chamber 45 communicated with the output port 42 via the feedback pressure path 47 can be eliminated. That is, when the hydraulic fluid flowing from the input port 41 to the output port 42 of the pressure reducing valve 35 passes through the set pressure chamber, the valve shaft 40 is moved by the thrust according to the difference in pressure receiving area between the two valve bodies 38 and 39. It can be urged toward the blocking position and can function in the same manner as the pressure reducing valve 35 described above.
[0062]
Furthermore, the relief valve 60 provided in communication with the pressure chamber 45 may be driven to be switched between two positions, a position where the communication hole 63 is opened and a position where the communication hole 63 is closed. An auxiliary hydraulic pressure may be supplied and controlled in accordance with a current value by using a switching valve 70 provided in communication with 44 as an electromagnetic control valve.
[0063]
Although the spring member 46 is provided as the biasing means accommodated in the spring chamber 44, other biasing means may be used. For example, an accumulator is provided in communication with the biasing chamber to provide the valve shaft 40. May be biased toward the communication position. Needless to say, the power transmission element for transmitting power from the primary pulley 7 to the secondary pulley 8 is not limited to the drive belt 9 and a drive chain may be used.
[0064]
【The invention's effect】
According to the present invention, by providing the pressure reducing valve in the communication path, it is possible to reduce the speed change hydraulic fluid supplied to the primary cylinder to a predetermined upper limit pressure even when the speed change control valve is in a failed state. it can. As a result, excessive pressure supply to the primary hydraulic system such as the primary cylinder can be avoided, so that the design pressure resistance of the primary hydraulic system can be lowered, and the continuously variable transmission can be reduced in weight and cost. be able to.
[0065]
In addition, by driving the pressure reducing valve to the cutoff state, the hydraulic pressure supplied to the primary cylinder and the secondary cylinder can be set to different values, and the hydraulic pressure ratio can be set to other than 1. Thereby, an unnecessary upshift of the continuously variable transmission can be avoided, and traveling performance at the time of starting or traveling at a low speed can be ensured.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a drive system of a vehicle equipped with a continuously variable transmission.
FIG. 2 is a schematic diagram showing a transmission control device for a continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a schematic view showing a speed change control device for a continuously variable transmission according to another embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the flow rate and pressure of hydraulic oil supplied to the primary pressure regulating valve.
FIG. 5 is a schematic view showing a transmission control device for a continuously variable transmission according to another embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a schematic view showing a speed change control device for a continuously variable transmission according to another embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
1 engine (motor)
7 Primary pulley
8 Secondary pulley
9 Drive belt (power transmission element)
13 Primary cylinder
16 Secondary cylinder
32 Secondary pressure regulating valve
33 Primary pressure adjustment valve (shift control valve)
34 Input path (communication path)
35 Pressure reducing valve
40 Valve stem
44 Spring chamber (biasing chamber)
45 Pressure chamber
46 Spring member (biasing means)
49 Primary pressure path (communication path)
60 relief valve
70 selector valve
Pp Primary pressure
Ps Secondary pressure (feedback pressure)

Claims

A transmission control device for a continuously variable transmission that continuously changes the number of rotations of a primary pulley driven by a prime mover via a power transmission element and transmits it to a secondary pulley,
A secondary pressure regulating valve that regulates hydraulic fluid supplied to a secondary cylinder provided in the secondary pulley;
A shift control valve that is provided in a communication path that connects the primary cylinder provided in the primary pulley and the secondary pressure regulating valve, and supplies hydraulic oil for shifting to the primary cylinder;
Wherein provided in the communication passage, switches the communication path to the cutoff state to the communicating state, it has a pressure reducing valve for regulating the upper limit pressure of the speed-changing hydraulic oil,
The pressure-reducing valve is a valve shaft that is movable to a communication position according to the communication state and a shut-off position according to the shut-off state, and that accommodates the valve shaft and forms a biasing chamber and a pressure chamber. And the valve shaft is urged toward the communication position by an urging means housed in the urging chamber, while the valve shaft is moved to the blocking position by a feedback pressure applied to the pressure chamber. A shift control device for a continuously variable transmission, wherein the shift control device is biased toward the end .

2. The transmission control apparatus for a continuously variable transmission according to claim 1, wherein the pressure reducing valve is provided upstream of the transmission control valve.

The transmission control apparatus for a continuously variable transmission according to claim 1 or 2 , further comprising a relief valve provided in communication with the pressure chamber to reduce the feedback pressure. .

The continuously variable transmission control device according to any one of claims 1 to 3 , wherein the continuously variable transmission control device is provided in communication with the biasing chamber, and faces the feedback pressure so that the valve shaft is coupled with the biasing means. A shift control device for a continuously variable transmission, comprising a switching valve that supplies auxiliary hydraulic pressure to be energized.