JP4389466B2

JP4389466B2 - Hydraulic control device for transmission

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Publication number: JP4389466B2
Application number: JP2003109172A
Authority: JP
Inventors: 新村上; 康則中脇; 眞舟橋; 慎一伊藤; 俊洋青山
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2002-07-26
Filing date: 2003-04-14
Publication date: 2009-12-24
Anticipated expiration: 2023-04-14
Also published as: JP2004108569A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、変速機の変速を制御する油圧制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
油圧制御式の変速機においては、変速制御用の動作部材と、この動作部材の動作を制御する油圧室とが設けられている。そして、油圧室に供給されるオイルの状態、具体的には、オイルの流量またはオイルの圧力を制御することにより、動作部材が動作して変速機の変速が制御される。このような油圧制御式の変速機の一例が、下記の特許文献１に記載されている。
【０００３】
この特許文献１に記載されている変速機はベルト式無段変速機である。すなわち、ベルト式無段変速機は、入力軸に設けられたプライマリプーリと、出力軸に設けられたセカンダリプーリと、プライマリプーリおよびセカンダリプーリに巻き掛けられたベルトとを有している。プライマリプーリおよびセカンダリプーリは、固定側プーリおよび可動側プーリを、共に有している。
【０００４】
一方、ベルト式無段変速機を制御する油圧制御装置が設けられており、油圧制御装置は、プライマリプーリを制御する変速制御部を有している。この変速制御部は、増速用流量制御弁および減速用流量制御弁を有している。増速用流量制御弁の出力ポートは、プライマリプーリの油圧室に接続され、減速用流量制御弁のドレーンポートは、プライマリプーリの油圧室に接続される。また、プライマリプーリの油圧室に対して、増速用流量制御弁と減速用流量制御弁とが相互に並列に接続されている。また、増速用流量制御弁の出力ポートから流れ出るオイルの量を制御する増速用電磁弁が設けられている。さらに、減速用流量制御弁のドレーンポートから流れ出るオイルの量を制御する減速用電磁弁が設けられている。
【０００５】
上記構成において、増速用電磁弁がオンされると、増速用流量制御弁の出力ポートから出たオイルがプライマリプーリの油圧室に供給されるとともに、減速用電磁弁がオフされて、減速用流量制御弁のドレーンポートからはオイルがドレーンされない。このようにして、プライマリプーリの油圧室のオイル量が増加して、油圧室の油圧の上昇によりプライマリプーリの溝幅が狭められる。その結果、プライマリプーリに対するベルトの巻き掛け半径が大きくなり、ベルト式無段変速機の変速比が小さくなるように（増速側に）変速される。
【０００６】
これに対して、減速用電磁弁がオンされると、プライマリプーリの油圧室のオイルが、減速用流量制御弁のドレーンポートからドレーンされるとともに、増速用電磁弁がオフされて、増速用流量制御弁の出力ポートからは、プライマリプーリの油圧室に対してオイルが供給されない。このようにして、プライマリプーリの油圧室のオイル量が減少して、油圧室の油圧が低下し、プライマリプーリの溝幅が広くなる。その結果、プライマリプーリに対するベルトの巻き掛け半径が小さくなり、ベルト式無段変速機の変速比が大きくなるように（減速側に）変速する。
【０００７】
また、いずれかの電磁弁が故障した場合、例えば、増速用電磁弁がオンした状態で故障した場合は、減速用電磁弁がオンされる。すると、減速用流量制御弁の制御圧が増速用流量制御弁に供給されて、増速用流量制御弁の出力ポートが閉じられる。一方、増速用電磁弁の制御圧が減速用流量制御弁に供給されており、減速用流量制御弁のドレーンポートも閉じられる。このようにして、プライマリプーリの油圧室のオイル量が保持される。その結果、変速比が固定されて、急減速や急増速を防止できるとされている。なお、無段変速機の変速制御装置として、特許文献１の他に特許文献２が知られている。
【０００８】
【特許文献１】
特開平１１−１８２６５７号公報（段落番号００１７ないし段落番号００３２、段落番号００４５ないし段落番号００５７、図１ないし図３）
【特許文献２】
特開２００１−２８０４５５号
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記特許文献１に記載されている変速機の油圧制御装置においては、変速制御部の電磁弁が故障した場合は、変速比が固定されてしまうこととなり、変速比を変更することができなかった。
【００１０】
この発明は上記の事情を背景としてなされたものであり、変速制御機能の一部が低下した場合でも、変速比を変更することができる変速機の油圧制御装置を提供することを目的としている。
【００１１】
【課題を解決するための手段およびその作用】
上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、油圧室にオイルを供給して動作部材の動作を制御することにより、車両に搭載された変速機の変速を制御する変速機の油圧制御装置において、前記油圧室に供給されるオイルの流量を制御する流量制御装置と、前記油圧室に供給されるオイルの圧力を制御する圧力制御装置とを有し、前記車両が位置する道路が登坂路であるか否かを判断する判断手段と、前記車両が位置する道路が登坂路であると判断された場合は、前記油圧室に供給されるオイルの圧力を前記圧力制御装置により制御する第１モード選択手段と、前記車両が位置する道路が登坂路ではないと判断された場合は、前記油圧室に供給されるオイルの流量を前記流量制御装置により制御する第２モード選択手段とを備えていることを特徴とするものである。
【００１２】
請求項１の発明によれば、車両が位置する道路が登坂路であると判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの圧力を圧力制御装置により制御し、車両が位置する道路が登坂路ではないと判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの流量を流量制御装置により制御する。
【００１３】
請求項２の発明は、油圧室にオイルを供給して動作部材の動作を制御することにより、車両に搭載された変速機の変速を制御する変速機の油圧制御装置において、前記油圧室に供給されるオイルの流量を制御する流量制御装置と、前記油圧室に供給されるオイルの圧力を制御する圧力制御装置とを有し、前記変速機の変速比が、予め定められた所定変速比以上であるか否かを判断する判断手段と、前記変速機の変速比が、予め定められた所定変速比以上であると判断された場合は、前記油圧室に供給されるオイルの圧力を前記圧力制御装置により制御する第１モード選択手段と、前記変速機の変速比が、予め定められた所定変速比未満であると判断された場合は、前記油圧室に供給されるオイルの流量を前記流量制御装置により制御する第２モード選択手段とを備えていることを特徴とするものである。
【００１４】
請求項２の発明によれば、変速機の変速比が、予め定められた所定変速比以上であると判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの圧力を圧力制御装置により制御し、変速機の変速比が、予め定められた所定変速比未満であると判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの流量を流量制御装置により制御する。
【００１５】
請求項３の発明は、油圧室にオイルを供給して動作部材の動作を制御することにより、車両に搭載された変速機の変速を制御する変速機の油圧制御装置において、前記油圧室に供給されるオイルの流量を制御する流量制御装置と、前記油圧室に供給されるオイルの圧力を制御する圧力制御装置とを有し、前記変速機の変速速度要求が、予め定められた所定値以上であるか否かを判断する判断手段と、
前記変速機の変速速度要求が、予め定められた所定値以上であると判断された場合は、前記油圧室に供給されるオイルの圧力を前記圧力制御装置により制御する第１モード選択手段と、前記変速機の変速速度要求が、予め定められた所定値未満であると判断された場合は、前記油圧室に供給されるオイルの流量を前記流量制御装置により制御する第２モード選択手段とを備えていることを特徴とするものである。
【００１６】
請求項３の発明によれば、変速機の変速速度要求が、予め定められた所定値以上であると判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの圧力を圧力制御装置により制御し、変速機の変速速度要求が、予め定められた所定値未満であると判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの流量を流量制御装置により制御する。
【００１７】
請求項４の発明は、複数のプーリにベルトを巻き掛けたベルト式無段変速機が車両に搭載されており、複数のプーリのうち少なくとも一つのプーリにおけるベルトの巻き掛け状態を調整する可動シーブが設けられており、油圧室にオイルを供給して前記可動シーブの動作を制御することにより、前記ベルト式無段変速機の変速を制御する変速機の油圧制御装置において、前記油圧室に供給されるオイルの流量を制御する流量制御装置と、前記油圧室に供給されるオイルの圧力を制御する圧力制御装置とを有し、前記ベルトが滑るか否かを判断する判断手段と、
前記ベルトが滑ると判断された場合は、前記油圧室に供給されるオイルの圧力を前記圧力制御装置により制御する第１モード選択手段と、前記ベルトが滑らないと判断された場合は、前記油圧室に供給されるオイルの流量を前記流量制御装置により制御する第２モード選択手段とを備えていることを特徴とするものである。
【００１８】
請求項４の発明によれば、ベルト式無段変速機のベルトが滑ると判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの圧力を前記圧力制御装置により制御し、ベルトが滑らないと判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの流量を流量制御装置により制御する。
【００１９】
請求項５の発明は、請求項４の構成に加えて、前記判断手段には、前記車両が位置する道路が登坂路である場合は前記ベルトが滑ると判断し、前記車両が位置する道路が登坂路でない場合は前記ベルトが滑らないと判断する手段が含まれることを特徴とするものである。
【００２０】
請求項５の発明によれば、請求項４の発明と同様の作用が生じる他に、車両が位置する道路が登坂路である場合はベルトが滑ると判断され、車両が位置する道路が登坂路でない場合はベルトが滑らないと判断される。
【００２１】
請求項６の発明は、請求項４の構成に加えて、前記判断手段には、前記ベルト式無段変速機の変速比が、予め定められた所定値以上である場合は前記ベルトが滑ると判断し、前記ベルト式無段変速機の変速比が、予め定められた所定変速比未満である場合は前記ベルトが滑らないと判断する手段が含まれることを特徴とするものである。
【００２２】
請求項６の発明によれば、請求項４の発明と同様の作用が生じる他に、ベルト式無段変速機の変速比が、予め定められた所定値以上である場合はベルトが滑ると判断され、ベルト式無段変速機の変速比が、予め定められた所定変速比未満である場合はベルトが滑らないと判断される。
【００３９】
各請求項の発明において、「変速を制御する」には、「変速比の制御およびトルク容量の制御」が含まれる。各請求項の発明において、「油圧室に供給されるオイルの流量」には、「流量制御装置から油圧室に供給されるオイルの量」と、「油圧室から流量制御装置を経由して排出されるオイルの量」と、「油圧室に存在するオイルの量」とが含まれる。さらに、各請求項において、「油圧室に供給されるオイルの圧力」には、「油圧室に供給される前のオイルの油圧」と、「油圧室の内部におけるオイルの油圧」とが含まれる。また、請求項１３の発明において、ベルトの巻き掛け状態には、ベルトの巻き掛け半径が含まれる。
【００４０】
【発明の実施の形態】
つぎに、この発明の実施例を図面に基づいて説明する。まず、この発明を適用できる車両のパワートレーン、およびその車両の制御系統を、図２に示す。図２に示す車両Ｖｅにおいては、駆動力源１と車輪２との間の動力伝達経路に、流体伝動装置３、ロックアップクラッチ４、前後進切り換え機構５、ベルト式無段変速機６などが設けられている。駆動力源１としては、例えば、エンジンまたは電動機の少なくとも一方を用いることができる。電動機としては、電気エネルギを運動エネルギに変換する力行機能と、運動エネルギを電気エネルギに変換する回生機能とを有するモータ・ジェネレータを用いることが可能である。この実施例では、駆動力源１として、主としてエンジンが用いられている場合について説明する。
【００４１】
また、流体伝動装置３およびロックアップクラッチ４は、駆動力源１と前後進切り換え機構５との間の動力伝達経路に設けられており、流体伝動装置３とロックアップクラッチ４とは相互に並列に配置されている。流体伝動装置３は、流体の運動エネルギにより動力を伝達する装置であり、ロックアップクラッチ４は、摩擦力により動力を伝達する装置である。前後進切り換え機構５は、入力部材に対する出力部材の回転方向を、選択的に切り換える装置である。
【００４２】
ベルト式無段変速機６は、前後進切り換え機構５と車輪２との間の動力伝達経路に設けられている。ベルト式無段変速機６は、相互に平行に配置されたプライマリシャフト７およびセカンダリシャフト８を有している。このプライマリシャフト７にはプライマリプーリ９が設けられており、セカンダリシャフト８にはセカンダリプーリ１０が設けられている。プライマリプーリ９は、プライマリシャフト７に固定された固定シーブ１１と、プライマリシャフト７の軸線方向に移動できるように構成された可動シーブ１２とを有している。そして、固定シーブ１１と可動シーブ１２との間に溝Ｍ１が形成されている。
【００４３】
また、この可動シーブ１２をプライマリシャフト７の軸線方向に動作させることにより、可動シーブ１２と固定シーブ１１とを接近・離隔させる油圧サーボ機構１３が設けられている。この油圧サーボ機構１３は、油圧室１９と、油圧室１９のオイル量または油圧に応じてプライマリシャフト７の軸線方向に動作し、かつ、可動シーブ１２に接続されたピストン（図示せず）とを備えている。
【００４４】
一方、セカンダリプーリ１０は、セカンダリシャフト８に固定された固定シーブ１４と、セカンダリシャフト８の軸線方向に移動できるように構成された可動シーブ１５とを有している。そして、固定シーブ１４と可動シーブ１５との間にはＶ字形状の溝Ｍ２が形成されている。
【００４５】
また、この可動シーブ１５をセカンダリシャフト８の軸線方向に動作させることにより、可動シーブ１５と固定シーブ１４とを接近・離隔させる油圧サーボ機構１６が設けられている。この油圧サーボ機構１６は、油圧室１００と、油圧室１００の油圧またはオイル量に応じてセカンダリシャフト８の軸線方向に動作し、かつ、可動シーブ１５に接続されたピストン（図示せず）とを備えている。上記構成のプライマリプーリ９およびセカンダリプーリ１０に、無端状のベルト１７が巻き掛けられている。このベルト１７は、金属製のリングに、円周方向に沿って金属製の駒（エレメント）を多数取り付けて構成されている。
【００４６】
一方、ベルト式無段変速機６の油圧サーボ機構１３，１６およびロックアップクラッチ４、および前後進切り換え機構５を制御する機能を有する油圧制御装置１８が設けられている。さらに、駆動力源１、ロックアップクラッチ４、前後進切り換え機構５、ベルト式無段変速機６、油圧制御装置１８を制御するコントローラとしての電子制御装置５２が設けられており、この電子制御装置５２は、演算処理装置（ＣＰＵまたはＭＰＵ）および記憶装置（ＲＡＭおよびＲＯＭ）ならびに入出力インターフェースを主体とするマイクロコンピュータにより構成されている。
【００４７】
この電子制御装置５２に対しては、エンジン回転数、アクセルペダルの操作状態、ブレーキペダルの操作状態、スロットルバルブの開度、シフトポジション、プライマリシャフト７の回転数、セカンダリシャフト８の回転数、油圧制御装置１８のソレノイドバルブのフェールの有無、エンジンの吸入空気量、登坂路か否かなどを検知するセンサの信号が入力される。このセカンダリシャフト８の回転数に基づいて車速が求められる。電子制御装置５２には各種のデータが記憶されており、電子制御装置５２に入力される信号、および記憶されているデータに基づいて、電子制御装置５２から、駆動力源１を制御する信号、ベルト式無段変速機６を制御する信号、前後進切り換え機構５を制御する信号、ロックアップクラッチ４を制御する信号、油圧制御装置１８を制御する信号などが出力される。
【００４８】
電子制御装置５２に記憶されているデータとしては、変速機制御マップ、ロックアップクラッチ制御マップなどが挙げられる。この変速機制御マップには、変速比の制御マップ、トルク容量の制御マップ、流量制御と圧力制御との切り替えマップなどが含まれる。変速比制御マップは、車速、アクセル開度などに基づいて、ベルト式無段変速機６の変速比を設定するマップである。駆動力源１としてエンジンが用いられている場合は、ベルト式無段変速機６の変速比の制御により、エンジン回転数を最適燃費曲線に近づけるように制御できる。トルク容量制御マップは、変速比、伝達するべきトルクなどに基づいて、ベルト式無段変速機６のトルク容量を制御する場合に用いるマップである。さらに、流量制御と圧力制御との切り替えマップは、油圧室１９，１００の制御として、流量制御または圧力制御を選択的に切り替える場合に用いるマップである。また、ロックアップクラッチ制御マップは、車速、アクセル開度などに基づいて、ロックアップクラッチ４のトルク容量を設定するマップである。
【００４９】
つぎに、図２に示す車両Ｖｅの作用を説明する。まず、駆動力源１の動力を車輪２に伝達する場合、つまり、正駆動の場合について説明する。ロックアップクラッチ４のトルク容量が所定値以下である場合は、駆動力源１の動力が、流体伝動装置３および前後進切り換え機構５を経由して、ベルト式無段変速機６のプライマリシャフト７に伝達される。プライマリシャフト７のトルクは、プライマリプーリ９、ベルト１７、セカンダリプーリ１０を介してセカンダリシャフト８に伝達される。具体的には、プライマリプーリ９のトルクがベルト１７に伝達されると、そのトルクはエレメント同士の圧縮力に変換され、その圧縮力がセカンダリプーリ１０に伝達されてトルクに変換される。そして、セカンダリシャフト８のトルクが車輪２に伝達されて駆動力が発生する。
【００５０】
ここで、ベルト式無段変速機６の変速制御を説明する。まず、油圧サーボ機構１３の油圧室１９の油圧に基づいて、プライマリプーリ９の可動シーブ１２を軸線方向に動作させる推力が調整される。また、油圧サーボ機構１６の油圧室（図示せず）の油圧により、セカンダリプーリ１０の可動シーブ１５を軸線方向に動作させる推力（挟圧力）が調整される。そして、可動シーブ１２の軸線方向の動作に応じて溝Ｍ１の幅が変化し、可動シーブ１５の軸線方向の動作に応じて溝Ｍ２の幅が変化する。
【００５１】
上記のようにして、溝Ｍ１の幅が調整されると、プライマリプーリ９におけるベルト１７の巻き掛け半径と、セカンダリプーリ１０におけるベルト１７の巻き掛け半径との比が変化する。その結果、プライマリシャフト７とセカンダリシャフト８との間の回転速度の比、すなわち変速比が変化する。具体的には、油圧サーボ機構１３の油圧室１９のオイル量が増加するか、または油圧室１９の油圧が高められて溝Ｍ１の幅が狭められると、プライマリプーリ９におけるベルト１７の巻き掛け半径が大きくなり、ベルト式無段変速機６の変速比が小さくなるように変速する。これに対して、油圧サーボ機構１３の油圧室１９のオイル量が減少するか、または油圧室１９の油圧が低下すると、ベルト１７の張力により溝Ｍ１の幅が広げられて、プライマリプーリ９におけるベルト１７の巻き掛け半径が小さくなり、ベルト式無段変速機６の変速比が大きくなるように変速する。
【００５２】
また、この変速制御に伴い溝Ｍ２の幅が調整されると、ベルト１７に作用する挟圧力およびベルト１７の張力が変化し、かつ、プライマリシャフト７とセカンダリシャフト８との間で伝達されるトルクの容量が制御される。具体的には、油圧サーボ機構１６の油圧室１００の油圧が高められるか、または油圧室１００のオイル量が増加して、ベルト１７に作用する挟圧力が増加すると、ベルト１７のトルク容量が増加する。これに対して、油圧サーボ機構１６の油圧室１００の油圧が低下するか、または油圧室１００のオイル量が減少して、ベルト１７に作用する挟圧力が減少すると、ベルト１７のトルク容量が低下する。
【００５３】
このように、正駆動の場合は、ベルト式無段変速機６の変速比を、主としてプライマリプーリ９におけるベルト１７の巻き掛け半径に基づいて制御することが可能であるが、ベルト式無段変速機６の変速比は、プライマリプーリ９の回転速度と、セカンダリプーリ１０の回転速度との比であるため、セカンダリプーリ１０におけるベルト１７の巻き掛け半径も、ベルト式無段変速機６の変速比に事実上は影響を及ぼす。言い換えれば、セカンダリプーリ１０の油圧室１００のオイル量または油圧を制御することにより、ベルト式無段変速機６の変速比を制御することも可能である。
【００５４】
また、ベルト式無段変速機６のトルク容量は、主としてセカンダリプーリ１０からベルト１７に作用する挟圧力に基づいて制御することが可能であるが、ベルト１７はプライマリプーリ９およびセカンダリプーリ１０に巻き掛けられているため、プライマリプーリ９からベルト１７に作用する挟圧力も、ベルト式無段変速機６のトルク容量に事実上は影響を及ぼす。言い換えれば、プライマリプーリ９の油圧室１９の油圧を制御することにより、ベルト式無段変速機６のトルク容量を制御することも可能である。
【００５５】
ここで、エンジントルクがプライマリプーリ９を経由してセカンダリプーリ１０に伝達される場合において、主としてセカンダリプーリ１０でベルト式無段変速機６のトルク容量を制御する理由は、以下のとおりである。前述のように、ベルト１７は、エレメント同士の圧縮力により動力伝達をおこなうものであるため、ベルト１７の回転方向において、プライマリプーリ９から離れてセカンダリプーリ１０に巻き付く部分では、エレメント同士に作用する圧縮力が高く、セカンダリプーリ１０から離れてプライマリプーリ９に巻き付く部分では、エレメント同士の圧縮力は低い。このため、ベルト１７の円周方向（回転方向）において、エレメント同士に所定値以上の圧縮力が作用する部分の長さは、プライマリプーリ９に巻き付いている部分よりもセカンダリプーリ１０に巻き付いている部分の方が長くなり、プライマリプーリ９よりもセカンダリプーリ１０の方が、トルク容量の管理および制御を、容易、かつ、高精度に実行できるからである。
【００５６】
つぎに、車両Ｖｅが惰力走行し、かつ、車両Ｖｅの運動エネルギが、車輪２からベルト式無段変速機６を経由して駆動力源１に伝達される場合、つまり、逆駆動の場合について説明する。駆動力源１としてエンジンを用いている場合は、逆駆動によりエンジンブレーキ力が発生する。また、駆動力源１として電動機を用いている場合は、車両Ｖｅの運動エネルギを電動機に伝達して、電動機を発電機として機能させ、その電力を蓄電装置に蓄電することも可能である。このような制御により、いわゆる回生制動力が生じる。
【００５７】
ところで、図２に示す車両Ｖｅにおいては、油圧制御装置１８のうち、油圧室１９にオイルを供給する油圧回路として各種の構成を採用することができる。以下、これらの油圧回路の構成例を順次説明する。
【００５８】
（第１の構成例）
この第１の構成例に相当する油圧回路を、図１に基づいて説明する。まず、オイルポンプ（図示せず）から吐出されたオイルが供給される油路２０が形成されている。上記オイルポンプは、駆動力源１の動力、または、駆動力源１とは別個に設けられた電動機（図示せず）により駆動される。一方、油圧サーボ機構１３の油圧室１９には、油路２１が接続されている。そして、油路２０と油路２１との間には、レシオコントロールバルブ２２が設けられている。
【００５９】
このレシオコントロールバルブ２２は、入力ポート２３と、出力ポート２４と、第１の制御ポート２５および第２の制御ポート２６と、ポート２７と、スプール（図示せず）を所定方向に付勢する弾性部材２８とを有している。そして、入力ポート２３と油路２０とが接続され、出力ポート２４と油路２１とが接続されている。また、第１の制御ポート２５および第２の制御ポート２６に入力される油圧により、弾性部材２８の付勢力とは逆向きに、スプールを付勢する力が発生する。
【００６０】
さらに、第１の制御ポート２５には油路２９が接続され、油路２９は、第１のソレノイドバルブ３０に接続されている。この第１のソレノイドバルブ３０は、スプール（図示せず）と、スプールを所定方向に付勢する弾性部材３１と、入力ポート３２と、出力ポート３３と、ドレーンポート３４とを有し、出力ポート３３と油路２９とが接続されている。また、出力ポート３３にはフィードバック油路３５が接続されており、フィードバック油路３５の油圧により、弾性部材３１の付勢力と同じ向きの力が、第１のソレノイドバルブ３０のスプールに作用するように構成されている。この第１のソレノイドバルブ３０は、非通電状態では、入力ポート３２と出力ポート３３とが遮断され、出力ポート３３の油圧Psol１が零となる一方、通電電流が増加することに伴い、入力ポート３２と出力ポート３３との開度が増して、油圧Psol１が上昇する特性を備えたバルブ、いわゆる、ノーマルクローズ形式のソレノイドバルブである。
【００６１】
前記油路２０には油路３６が接続されている一方、レシオコントロールバルブ２２のポート２７に接続する油路３７が設けられている。そして、油路３６と油路３７との間に、シーブ圧コントロールバルブ３８が設けられている。シーブ圧コントロールバルブ３８は、スプール（図示せず）と、スプールを所定方向に付勢する弾性部材３９と、入力ポート４０と、出力ポート４１と、ドレーンポート４２と、制御ポート４４とを有している。そして、入力ポート４０と油路３６とが接続され、出力ポート４１と油路３７とが接続されている。
【００６２】
また、出力ポート４１に接続されたフィードバック油路４３が設けられており、フィードバック油路４３の油圧により、弾性部材３９の付勢力と同じ向きの力が、シーブ圧コントロールバルブ３８のスプールに作用する。また、制御ポート４４に作用する油圧により、弾性部材３９の付勢力とは逆向きの力が、シーブ圧コントロールバルブ３８のスプールに作用する。
【００６３】
一方、制御ポート４４には油路４５を介して第２のソレノイドバルブ４６が接続されている。第２のソレノイドバルブ４６は、スプール（図示せず）と、スプールを所定方向に付勢する弾性部材４７と、入力ポート４８と、出力ポート４９と、ドレーンポート５０とを有し、出力ポート４９と油路４５とが接続されている。また、出力ポート４９にはフィードバック油路５１が接続されており、フィードバック油路５１の油圧により、弾性部材４７の付勢力とは逆向きの力が、第２のソレノイドバルブ４６のスプールに作用するように構成されている。この第２のソレノイドバルブ４６は、非通電状態では、入力ポート４８と出力ポート４９との開度が増加して高い油圧Psol２を発生する一方、通電電流が増加することに伴い、入力ポート４８と出力ポート４９との開度が低下して、油圧Psol２が低下する特性を備えたバルブ、いわゆる、ノーマルオープン形式のソレノイドバルブである。
【００６４】
つぎに、図１に示す油圧回路を図２のシステムに用いた場合の作用を説明する。まず、オイルポンプから吐出されたオイルの油圧が、調圧弁（図示せず）により所定の油圧、すなわち、ライン圧ＰＬに調圧されるとともに、そのオイルが油路２０を経由して、レシオコントロールバルブ２２の入力ポート２３に供給される。ここで、図１の油圧回路においては、第１のモードおよび第２のモードを選択可能である。この第１のモードは、通常走行時、例えば、第１のソレノイドバルブ３０の機能が正常である場合に選択される。第１のモードが選択されると、第１のソレノイドバルブ３０および第２のソレノイドバルブ４６に対して通電される。すると、第１のソレノイドバルブ３０では、通電電流に応じた磁気吸引力が発生して、弾性部材３１の付勢力に抗してスプールが動作し、入力ポート３２と出力ポート３３とが連通される。
【００６５】
ここで、第１のソレノイドバルブ３０の入力ポート３２には、モジュレータ圧Pmodに調圧されたオイルが供給されており、入力ポート３２のオイルが、出力ポート３３を経由して油路２９に供給される。なお、モジュレータ圧Pmodは、例えば、車速およびアクセル開度などに基づいて調圧される。また、フィードバック油路３５の油圧により、弾性部材３１の弾性力と同じ向きの力が、第１のソレノイドバルブ３０のスプールに作用する。そして、油路２９の油圧が上昇すると、入力ポート３２と出力ポート３３との連通面積が狭められる。
【００６６】
このようにして、第１のソレノイドバルブ３０の出力ポート３３の油圧Psol１が調圧され、その油圧Psol１が、レシオコントロールバルブ２２の第１の制御ポート２５に作用する。なお、第１のモードが選択された場合は、第２の制御ポート２６のフェール圧Pfail は零に制御される。
【００６７】
一方、第２のソレノイドバルブ４６では、通電電流に応じた磁気吸引力が発生して、弾性部材４７の付勢力に抗してスプールが動作し、入力ポート４８と出力ポート４９とが遮断され、出力ポート４９とドレーンポート５０とが連通される。このため、入力ポート４８のオイルは、油路４５には供給されないとともに、油路４５のオイルがドレーンポート５０を経由してオイルパン５３にドレーンされて、油路４５の油圧Psol２は零となっている。
【００６８】
前記レシオコントロールバルブ２２においては、第１の制御ポート２５の油圧Psol１に対応する付勢力と、弾性部材２８の付勢力とが、スプール（図示せず）に逆向きに作用しており、２つの付勢力同士の相対関係により、スプールが動作する。このスプールの動作により、出力ポート２４から出るオイルの流量が制御される。例えば、油圧Psol１が低下するほど、入力ポート２３と出力ポート２４との連通面積が拡大される。その結果、油路２０から油路２１に供給されるオイル量が増加し、油圧室１９の油圧が高められて、プライマリプーリ９におけるベルト１７の巻き掛け半径が大きくなる。すなわち、ベルト式無段変速機６の変速比が小さくなるように変速する。
【００６９】
これに対して、油圧Psol１が高くなるほど、出力ポート２４とドレーンポート２７との連通面積が拡大される。また、前述のように第２のソレノイドバルブ４６に対する通電制御により、油路４５から制御ポート４４に作用する油圧Psol２が零となっている。このため、シーブ圧コントロールバルブ３８においては、弾性部材３９の付勢力によりスプールが動作して、出力ポート４１とドレーンポート４２とが連通され、入力ポート４０が閉じられている。したがって、油圧室１９のオイルは、油路２１、レシオコントロールバルブ２２、油路３７、シーブ圧コントロールバルブ３８を経由して、オイルパン５３にドレーンされる。
【００７０】
このようにして、油圧室１９のオイル量が減少して油圧室１９の油圧が低下し、プライマリプーリ９におけるベルト１７の巻き掛け半径が小さくなる。すなわち、ベルト式無段変速機６の変速比が大きくなるように変速する。なお、この第１のモードが選択されている場合において、油圧室１９のオイル量を略一定量に制御すれば、プライマリプーリ９におけるベルト１７の巻き掛け半径が略一定に維持される。すなわち、ベルト式無段変速機６の変速比が略一定に制御される。このように、第１のモードが選択された場合は、レシオコントロールバルブ２２が流量制御弁として機能し、そのレシオコントロールバルブ２２の流量制御機能により、ベルト式無段変速機６の変速比が制御される。
【００７１】
つぎに、前記第２のモードについて説明する。この第２のモードは、例えば、第１のソレノイドバルブ３０の機能が低下した場合（フェールした場合）に選択される。第１のソレノイドバルブ３０がフェールすると、入力ポート３２と出力ポート３３とが遮断されるため、第１の制御ポート２５に作用する油圧Psol１は零となる。また、第２のモードが選択されると、第２の制御ポート２６にフェール圧Pfail が入力される。
【００７２】
さらに、第２のモードが選択されると、第１のモードが選択された場合よりも、制御ポート４４に作用する油圧Psol２が高くなるように、第２のソレノイドバルブ４６に対する通電電流が制御される。この第２のソレノイドバルブ４６への通電電流の制御により、レシオコントロールバルブ２２および油路２１を経由して油圧室１９に供給されるオイルの油圧Pin が制御される。すなわち、シーブ圧コントロールバルブ３８が、いわゆる圧力制御弁として機能する。
【００７３】
このように、第１の構成例によれば、ベルト式無段変速機６の変速比を制御する場合に、油圧室１９に供給されるオイルの流量を制御して変速比を制御する第１のモードと、油圧室１９の油圧を制御して変速比を制御する第２のモードとを、選択的に切り換えることができる。したがって、第１のソレノイドバルブ３０がフェールした場合でも、第２のモードを選択することにより、ベルト式無段変速機６の変速比を変更できる。したがって、車両Ｖｅの駆動力の過不足を抑制できドライバビリティが向上する。言い換えれば、圧力制御によりベルト式無段変速機６の変速比を制御して車両Ｖｅが走行すること、つまり、走行リンプフォーム走行をおこなうことができ、ドライバビリティが向上する。
【００７４】
また、第１のソレノイドバルブ３０のフェールが発生した場合は、第２の制御ポート２６にフェール圧Pfail を入力して、ベルト式無段変速機６の変速比が小さくなるように変速する。したがって、第１のソレノイドバルブ３０のフェール時に、「ベルト式無段変速機６の変速比が急激に大きくなり、車両の挙動が急激に変化し、ショックとして体感されること。」を防止でき、ドライバビリティが向上する。
【００７５】
（第２の構成例）
つぎに、油圧室１９にオイルを供給する油圧回路の他の構成例を、図３に基づいて説明する。なお、図３の構成を示す符号において、図１の構成の符号と同じものは、図１および図３の構成が同じであることを意味している。
【００７６】
図３に示す第１のソレノイドバルブ３０においては、フィードバック油路３５Ａの油圧により、第１のソレノイドバルブ３０のスプールを、弾性部材３１の付勢力とは逆向きに付勢する力が発生するように構成されている。第１のソレノイドバルブ３０が非通電状態である場合に、入力ポート３２と出力ポート３３とが開かれて、最大の油圧Psol１が発生する一方、第１のソレノイドバルブ３０に供給される電力の電流が低下するほど、油圧Psol１が上昇する特性を備えたバルブ、いわゆるノーマルオープン形式のバルブである。また、レシオコントロールバルブ２２には第１の制御ポート２５が設けられており、前述した第２の制御ポート２６は設けられていない。図３のその他の構成は、図１の構成と同じである。
【００７７】
つぎに、図３の油圧回路を、図２のシステムに用いる場合の作用を説明する。この図３の油圧回路においては、第１のモードおよび第３のモードを選択できる。第１のモードは、車両Ｖｅの車速が、車速センサにより検知できるような車速以上である場合に選択される。この第１のモードが選択された場合は、第１のソレノイドバルブ３０および第２のソレノイドバルブ４６に対する通電がおこなわれる。第１のソレノイドバルブ３０に対する通電電流を制御して、油路２９の油圧Psol１を制御することにより、油路２０から油圧室１９に供給されるオイルの流量を制御する作用と、これらの作用によりベルト式無段変速機６の変速比が制御される作用は、第１の構成例と同じである。また、第２のソレノイドバルブ４６への通電電流に基づいて、油路４５の油圧Psol２が零に制御される点も、第１の構成例と同じである。
【００７８】
つぎに、第３のモードが選択された場合について説明する。この第３のモードは、例えば、車両Ｖｅの車速が、車速センサにより検知できないような極低車速である場合に選択される。この第３のモードが選択された場合は、第１のソレノイドバルブ３０の出力油圧Psol１が高められて、レシオコントロールバルブ２２の入力ポート２３と出力ポート２４とが遮断され、かつ、出力ポート２４とポート２７とが連通される。このため、油路２０のオイルは、入力ポート２３を経由しては油路２１には供給されない。
【００７９】
さらに、第３のモードが選択された場合は、第２のソレノイドバルブ４６の出力ポート４９の油圧Psol２が変化させられて、その油圧Psol２に応じてシーブ圧コントロールバルブ３８のスプールが動作し、油路３６から油路３７に供給されるオイルの油圧が調圧される。油路３７に供給されたオイルは、レシオコントロールバルブ２２のポート２７および出力ポート２４を経由して油路２１に流れ込み、ついで、油路２１のオイルが油圧室１９に供給される。このように、第３のモードが選択された場合は、まず、レシオコントロールバルブ２２の状態が、油圧室１９のオイルをポート２７からドレーンされ、ベルト式無段変速機６の変速比が大きくなるような変速が実行される場合に対応する状態（減速側）となる。そして、油路３６のライン圧ＰＬを、シーブ圧コントロールバルブ３８により調圧して油圧室１９に供給することにより、ベルト式無段変速機６の変速比を制御している。
【００８０】
以上のように、第２の構成例においても、ベルト式無段変速機６の変速比を制御する場合に、油圧室１９に供給されるオイルの流量を制御して変速を実行する第１のモードと、油圧室１９に供給されるオイルの油圧を制御して変速を実行する第３のモードとを、選択的に切り換えることができる。したがって、第１の構成例と同様の効果を得られる。
【００８１】
ところで、流量制御によりベルト式無段変速機６の変速比を制御する場合と、油圧制御によりベルト式無段変速機６の変速比を制御する場合とを比較すると、油圧制御によりベルト式無段変速機６の変速比を制御する場合の方が、プライマリプーリ９に与えられる推力が安定し、ベルト１７のトルク容量の制御安定性が高い。そこで、車両Ｖｅの車速が極低車速である場合に第３のモードを選択すれば、伝達するべきトルクが大きい場合でも、ベルト１７が滑ることを抑制でき、ベルト１７、プライマリプーリ９、セカンダリプーリ１０の耐久性の低下を抑制できるとともに、車両Ｖｅの発進時における駆動力不足または駆動力変化を抑制でき、ドライバビリティが向上する。
【００８２】
（第３の構成例）
つぎに、油圧室１９にオイルを供給する油圧回路の他の構成例を、図４に基づいて説明する。この第３構成例においては、第１のソレノイドバルブ３０としてノーマルオープン形式のソレノイドバルブが用いられており、レシオコントロールバルブ２２には第２の制御ポート２６は設けられていない。なお、図４の構成を示す符号において、図１および図３の構成の符号と同じものは、図４の構成と、図１および図３の構成とが同じであることを意味している。
【００８３】
この図４に示す油圧回路は、ロックアップクラッチ４のトルク容量を制御する油圧室５４を有している。また、油圧室５４の油圧を制御するロックアップリレーバルブ５５が設けられている。このロックアップリレーバルブ５５は、弾性部材５６により所定方向に付勢されるスプール（図示せず）と、入力ポート５７と、第１の出力ポート５８および第２の出力ポート５９と、ドレーンポート６０と、スプールに対して弾性部材５６の付勢力とは逆向きの付勢力を与える制御ポート６１とを有している。
【００８４】
そして、入力ポート５７と、シーブ圧コントロールバルブ３８の出力ポート４１とが油路３７により接続されている。また、第１の出力ポート５８と油圧室５４とが油路６２により接続されている。さらに、第２の出力ポート５９と、レシオコントロールバルブ２２のポート２７とが油路６３により接続されている。さらに、ドレーンポート６０はオイルパン５３に接続されている。
【００８５】
つぎに、図４の油圧回路を図２のシステムに適用した場合の作用を説明する。この図４の油圧回路においては、第１のモードおよび第３のモードを選択可能である。第１のモードは、車両Ｖｅの車速が、車速センサにより検知できる所定車速以上である場合に選択される。この第１のモードが選択された場合は、第１のソレノイドバルブ３０および第２のソレノイドバルブ４６に通電される。すると、第２の構成例と同様の作用により油圧Psol１が制御され、レシオコントロールバルブ２２の流量制御機能により、ベルト式無段変速機６の変速比が制御される。
【００８６】
一方、第２のソレノイドバルブ４６に対する通電電流の制御により、油路４５のPsol２が高められる。このため、シーブ圧コントロールバルブ３８のスプールが、弾性部材３９の付勢力に抗して動作し、入力ポート４０と出力ポート４１とが連通される。したがって、油路２０のオイルは、油路３６、シーブ圧コンロトールバルブ３８を経由して油路３７に供給される。
【００８７】
また、第１のモードが選択された場合は、ロックアップリレーバルブ５５の制御ポート６１に入力される油圧Psl が高められる。その結果、ロックアップリレーバルブ５５のスプールが、弾性部材５６の付勢力に抗して動作し、入力ポート５７と第１の出力ポート５８とが連通される一方、第２の出力ポート５９とドレーンポート６０とが連通される。すると、油路３７のオイルがロックアップリレーバルブ５５、油路６２を経由して油圧室５４に供給される。このようにして、油圧室５４の油圧が上昇し、ロックアップクラッチ４の係合圧が高められる。
【００８８】
なお、この第３の構成例で第１のモードが選択されている場合に、油圧Psol１が低下されると、レシオコントロールバルブ２２は第１の構成例で第１のモードが選択された場合と同様に動作し、ベルト式無段変速機６の変速比が小さくなるように変速される。
【００８９】
これに対して、第３のモードは、車両Ｖｅの車速が、車速センサにより検知することが不可能な極低車速以下である場合に選択される。この第３のモードが選択された場合は、第１のソレノイドバルブ３０およびレシオコントロールバルブ２２の状態が、第２の構成例と同じに制御される。その結果、油路３６から油路３７に供給されるオイルの油圧が、第２の構成例と同様にシーブ圧コントロールバルブ３８で調圧される。
【００９０】
また、第３のモードが選択された場合は、油圧Psl が低下させられて、入力ポート５７と第２の出力ポート５９とが連通される。すると、油路３７のオイルがロックアップリレーバルブ５５、油路６３、レシオコントロールバルブ２２、油路２１を経由して油圧室１９に供給される。このようにして、シーブ圧コントロールバルブ３８により調圧された油圧Pin により、ベルト式無段変速機６の変速比が制御される。一方、油圧室５４のオイルは、油路６２、ロックアップリレーバルブ５５を経由してオイルパン５３にドレーンされて、ロックアップクラッチ４の係合圧が低下する。
【００９１】
以上のように、第３の構成例においても、レシオコントロールバルブ２２の機能により、油圧室１９に供給するオイルの流量を制御して、ベルト式無段変速機６の変速比を制御する第１のモードと、シーブ圧コントロールバルブ３８により、油圧室１９に供給するオイルの油圧Pin を制御して、ベルト式無段変速機６の変速比を制御する第３のモードとを、選択的に切り換えることができる。したがって、第１の構成例と同様の効果を得られる。また、車両Ｖｅの車速が極低車速である場合に、第３のモードを選択すれば、第２の構成例と同様の理由により、第２の構成例と同様の作用効果を得られる。
【００９２】
また、電子制御装置５２から出力される信号により第２のソレノイドバルブ４６の油圧Psol２が制御されるように構成されており、その油圧Psol２が作用する制御ポート４４を有するシーブ圧コントロールバルブ３８は、ロックアップクラッチ４の油圧室５４に供給されるオイルの油圧を制御する機能と、プライマリプーリ９の油圧室１９に供給されるオイルの油圧を制御する機能とを兼備している。したがって、油圧室１９の油圧を制御するために、新たな部品を設ける必要がなく、装置の大型化・大重量化を抑制できるとともに、油圧制御装置１８の製造コストの上昇を抑制できる。
【００９３】
（第４の構成例）
つぎに、油圧室１９にオイルを供給する油圧回路の他の構成例を、図５に基づいて説明する。この第４の構成例において、第２の構成例と同じ構成については、第２の構成例と同じ符号を付してその説明を省略する。
【００９４】
この第４の構成例においては、レシオコントロールバルブ２２の状態として、油路２１と油路２０および油路３７とを遮断する第１の状態と、油路２１と油路２０とを遮断し、かつ、油路２１と油路３７とを連通する第２の状態と、油路２０と油路２１とを連通し、かつ、油路２１と油路３７とを遮断する第３の状態とを選択することができる。上記第２の状態において、レシオコントロールバルブ２２の第１の制御ポート２５に作用する油圧Psol１を略一定圧に制御して、油路２１とポート２７との連通面積（開度）を略一定に制御することができる。すなわち、油路２１とポート２７との連通面積を、全開と全閉との間に制御することができる。そして、シーブ圧コントロールバルブ３８の制御ポート４４に作用する油圧Psol２を制御して、油路３７の油圧PMを変化させる制御を実行することができる。このような制御を実行し、かつ、油圧室１９の油圧Ps＞油路３７の油圧PMに制御すれば、油圧室１９のオイルが、油路２１、油路３７を経由してオイルポンプ５３にドレーンされる。
【００９５】
この第４の構成例においては、油圧室１９の油圧Psから油路３７の油圧PMを除した差圧を変化させることにより、油圧室１９から排出されるオイルの流量を制御することができる。すなわち、この第４の構成例では、レシオコントロールバルブ２２およびシーブ圧コントロールバルブ３８の両方を制御することにより、油圧室１９からドレーンされるオイル量を、高精度に制御することができる。
【００９６】
なお、上記の各構成例および図１、図３ないし図５においては、プライマリプーリ９の油圧室１９のオイル量を制御するモードと、油圧室１９の油圧を制御するモードとを選択的に切り換える例について説明しているが、この発明を、セカンダリプーリ１０の油圧室１００の油圧を制御するモードと、油圧室１００のオイル量を制御するモードとを選択的に切り換える場合にも適用できる。このセカンダリプーリ１０は、主としてベルト式無段変速機６のトルク容量を制御する機能を有している。このため、この発明をセカンダリプーリ１０の油圧室１００のオイル供給状態の制御に用いる場合は、例えば、主として圧力制御により油圧室１００の油圧を制御するモードを選択し、圧力制御により油圧室１００の油圧を制御できないような場合、または圧力制御により油圧室１００の油圧を制御することが適当でない場合に、油圧室１００のオイル量を制御するモードを選択することも可能である。
【００９７】
つぎに、上記の油圧回路を用いて、油圧室のオイル量を制御する流量制御モードと、油圧室の油圧を制御する圧力制御モードとを選択的に切り換える制御例を、順次説明する。
【００９８】
（第１の制御例）
この第１の制御例は、プライマリプーリ９の油圧室１９の制御として、圧力制御または流量制御を選択する制御例であり、セカンダリプーリ１０の油圧室１００の制御は、油圧制御に限定されるものとする。また、この第１の制御例は正駆動時におこなわれる。この第１の制御例を図６のフローチャートに基づいて説明する。図６のフローチャートにおいては、まず、現在の実車速が所定車速Ｖ0 以下であるか否かが判断される（ステップＳ１）。ここで、所定車速Ｖ0 としては、車速センサによる読み取り下限車速が挙げられる。このステップＳ１で否定的に判断された場合はフラグをオフする（ステップＳ２）。このフラグとは、圧力制御を実行するためのフラグである。このステップＳ２についで、油圧室１９に供給されるオイルの流量制御を実行し（ステップＳ３）、前述のステップＳ１に戻る。
【００９９】
前記ステップＳ１で肯定的に判断された場合は、車両Ｖｅが位置する（走行する）道路が登坂路であるか否かが判断される（ステップＳ４）。道路が平坦路または降坂路であれば、ステップＳ４で否定的に判断される。この場合は、プライマリプーリ９でベルト１７の滑りが生じる可能性が低いため、ステップＳ２に進む。これに対して、ステップＳ４で肯定的に判断された場合は、圧力制御を実行するフラグがオンされているか否かが判断される（ステップＳ５）。
【０１００】
このステップＳ５で否定的に判断された場合は、
Ｔ0 （ｎ）＝Ｔ0 （ｎ−１）＋ΔＴ0
の処理を実行する（ステップＳ６）。ここで、“Ｔ0 ”は、後述する図７のマップを用いて流量制御または圧力制御を選択的に切り換える際のタービントルクのしきい値、具体的には、駆動力源１からプライマリシャフト７に伝達されるトルクのしきい値であり、“ｎ”は、図６の制御ルーチンの実行回数のカウンタであり、“ΔＴ0 ”は、圧力制御を実行するべき領域の増加分であり、“Ｔ0 （ｎ−１）”は、前回の制御ルーチン実行時におけるタービントルクのしきい値である。上記のステップＳ６についで、圧力制御を実行するフラグがオンされ（ステップＳ７）、かつ、油圧室１９の圧力制御を実行し（ステップＳ８）、ステップＳ１に戻る。
【０１０１】
一方、前記ステップＳ５で肯定的に判断された場合は、
Ｔ0 （ｎ）＝Ｔ0 （ｎ−１）
の処理を実行するとともに（ステップＳ９）、ステップＳ７に進み、圧力制御を実行するフラグのオンを継続する。
【０１０２】
上記の制御において、制御ルーチンの初回実行時におけるｎの初期値は
ｎ＝１
に設定され、制御ルーチンの初回実行時におけるフラグはオフに設定され、制御ルーチンの初回実行時におけるタービントルクのしきい値は、
Ｔ0 （１）＝Ｔ0_int
に設定される。
【０１０３】
上記の制御例において、流量制御または圧力制御を選択的に切り換える場合に用いるマップの一例を、図７に示す。図７に示すマップにおいては、車速およびタービントルクをパラメータとして、流量制御領域Ａ１と圧力制御領域Ｂ１とが設定されている。具体的には、車速Ｖ0 以下であり、かつ、タービントルクのしきい値Ｔ0 以下である領域に圧力制御領域Ｂ１が設定され、圧力制御領域Ｂ１以外の領域に流量制御領域Ａ１が設定されている。そして、圧力制御領域Ｂ１を決めるタービントルクのしきい値Ｔ0 は、前述の増加分ΔＴ0 に応じて変化する。
【０１０４】
以上のように、図６の制御例において、ステップＳ１で肯定的に判断された場合は、プライマリシャフト７の回転数を検知することが困難であり、油圧室１９の制御として流量制御を実行したのでは、プライマリプーリ９でベルト１７の滑りが生じる可能性がある。そこで、第１の制御例によれば、ステップＳ１で肯定的に判断されてステップＳ８に進み、油圧制御を選択することが可能である。したがって、ベルト１７の滑りを可及的に抑制することができる。一方、ステップＳ４で肯定的に判断された場合は、車両Ｖｅの走行負荷により、プライマリプーリ９でベルト１７の滑りが生じる可能性がある。そこで、ステップＳ８で油圧制御を選択することにより、ベルト式無段変速機６のトルク容量を増加させれば、ベルト１７の滑りを可及的に抑制することができる。
【０１０５】
なお、ステップＳ１で肯定的に判断された場合に、ステップＳ４，Ｓ５，Ｓ６，Ｓ９を省略し、ステップＳ７に進む制御ルーチンを採用することも可能である。また、ステップＳ１を省略する制御ルーチンを採用することも可能である。ここで、図６に示された機能的手段と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、ステップＳ４が、この発明の判断手段に相当し、ステップＳ８が、この発明の第１モード選択手段に相当し、ステップＳ３が、この発明の第２モード選択手段に相当する。
【０１０６】
（第２の制御例）
この第２の制御例も、正駆動時に実行される制御である。また、プライマリプーリ９の油圧室１９の制御として、圧力制御または流量制御を選択する制御例であり、セカンダリプーリ１０の油圧室１００の制御は、油圧制御に限定されるものとする。この第２の制御例を、図８に基づいて説明する。まず、ベルト式無段変速機６の変速比γが、所定変速比γ0 以上であるか否かが判断される（ステップＳ１１）。このステップＳ１１で否定的に判断された場合は、プライマリプーリ９でベルト１７が滑る可能性が低いため、油圧室１９の制御として流量制御を選択し（ステップＳ１２）、かつ、圧力制御を実行するフラグをオフし（ステップＳ１３）、ステップＳ１１に戻る。
【０１０７】
一方、前記ステップＳ１１で肯定的に判断された場合は、圧力制御を実行するフラグがオンされているか否かが判断され（ステップＳ１４）、ステップＳ１４で否定的に判断された場合は、油圧室１９の制御として圧力制御を選択し（ステップＳ１５）、かつ、圧力制御を実行するフラグをオンし（ステップＳ１６）、ステップＳ１１に戻る。また、ステップＳ１４で肯定的に判断されるということは、現在、圧力制御が実行されていることになるため、ステップＳ１１に戻る。
【０１０８】
この第２の制御例によれば、ベルト式無段変速機１１の変速比が所定変速比以上である場合、つまり、ベルト式無段変速機１１で伝達するトルクが所定値以上となる場合は、油圧室１９の制御として圧力制御を実行し、プライマリプーリ９におけるベルト１７の滑りを抑制することができる。
【０１０９】
なお、図８のステップＳ１１において、ベルト式無段変速機６の変速比γが、所定変速比γ0 以上であるか否かの判断以外に、減速中、つまり、変速比を大きくするような変速を実行中であるか否かを判断することも可能である。この場合、これら２種類の判断のうち、少なくとも一方を実行することが可能である。ステップＳ１１で、ベルト式無段変速機６の減速中であるか否かの判断を実行する場合は、ステップＳ１１で肯定的に判断された場合はステップＳ１４に進み、ステップＳ１１で否定的に判断された場合はステップＳ１２に進む。このように、ステップＳ１１で減速中であるか否かを判断すれば、減速中には油圧室１９が圧力制御されるため、“プライマリプーリ９の溝Ｍ１の幅が急激に広がってベルト１７が滑る不具合”を抑制することが可能である。ここで、図８に示された機能的手段と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、ステップＳ１１が、この発明の判断手段に相当し、ステップＳ１６が、この発明の第１モード選択手段に相当し、ステップＳ１３が、この発明の第２モード選択手段に相当する。
【０１１０】
（第３の制御例）
この第３の制御例は、プライマリプーリ９の油圧室１９の制御として、圧力制御または流量制御を選択可能であり、かつ、セカンダリプーリ１０の油圧室１００の制御として、圧力制御または流量制御を選択可能な場合に相当する制御例である。この第３の制御例を図９のフローチャートに基づいて説明する。まず、変速速度要求が所定値Ｖ以上であるか否かが判断される（ステップＳ２１）。
【０１１１】
ベルト式無段変速機６の変速速度は、可動シーブ１２に加えられる軸線方向の推力（Ｐｉｎ）の偏差と、変速時におけるプライマリシャフト７の回転数とで決まる。このため、変速速度要求は、たとえば、次式により算出することが可能である。
ｄｘ／ｄｔ＝（Ｂ（γ）Ｋ（γ）ｔａｎθ）／Ａｉｎ×Ｎｉｎ×（Ｗｉｎ−Ｗｉｎ^*）
【０１１２】
ここで、“ｄｘ／ｄｔ”は、可動シーブ１２の軸線方向の移動量の時間微分値であり、この時間微分値を変速速度要求として取り扱うことが可能である。また、“Ｂ（γ）”、“Ｋ（γ）”は変速比の係数であり、“Ａｉｎ”は、可動シーブ１２のベルト接触面の面積であり、“Ｎｉｎ”はプライマリシャフト７の回転数であり、“Ｗｉｎ”は油圧室１９の油圧である。そして、前記推力は、
Ｐｉｎ＝Ｗｉｎ／Ａｉｎ
で算出される。なお、変速速度要求は、プライマリシャフト７の回転数の目標値（Ｎin）と、プライマリシャフト７の実回転数との偏差から判断することも可能である。
【０１１３】
このベルト式無段変速機６の変速応答性を、図１０の線図を参照して説明する。図１０の線図は、ソレノイドバルブにより制御されるオイルの流量または油圧と、ソレノイドバルブを制御するデューティ比の指示値との関係を示す線図である。図１０において、流量が実線で示され、油圧が破線で示されている。油圧については、デューティ比の増加にともない油圧も増加する特性を有しており、デューティ比の変化割合に対する油圧の変化割合が略一定となっている。これに対して、流量は、デューティ比が増加しても流量が変化しない領域がある。つまり、デューティ比の変化割合に対応する圧力（油圧）の変化割合の方が、デューティ比の変化割合に対応する流量の変化割合よりも多い。言い換えれば、圧力制御は、変速速度要求が大きい場合に適する制御であり、流量制御は、変速比の制御精度を高くする要求がある場合に適する制御である。
【０１１４】
そして、図１０に基づいて説明したように、流量制御は速い変速要求には不向きであるため、ステップＳ２１で否定的に判断された場合は、油圧室１９を流量制御し、かつ、油圧室１００を圧力制御する（ステップＳ２２）。このステップＳ２２についで、フラグをオフし（ステップＳ２３）、ステップＳ２１に戻る。ここで、“フラグのオフ”とは、ステップＳ２２の処理が選択されていることを意味する。
【０１１５】
これに対して、ステップＳ２１で肯定的に判断された場合は、フラグがオンされているか否かが判断される（ステップＳ２４）。このステップＳ２４で否定的に判断された場合は、油圧室１９を圧力制御し、かつ、油圧室１００を圧力制御する（ステップＳ２５）。このステップＳ２５についで、フラグをオンし（ステップＳ２６）、ステップＳ２１に戻る。前記ステップＳ２４で肯定的に判断された場合は、ステップＳ２１に戻る。なお、“フラグのオン”とは、ステップＳ２５の処理が選択されていることを意味する。また、第３の制御例において、ルーチン初回実行時における初期フラグはオフが設定される。
【０１１６】
図９の制御例によれば、ステップＳ２５に進んだ場合は、油圧室１９の制御として圧力制御が選択される。特に、ダウンシフトによりプライマリプーリ９の溝Ｍ１の幅を広げる際に、溝幅Ｍ１が急激に広がってベルト１７が滑ることを抑制できる。より具体的には、アクセル開度が急激に減少して車両Ｖｅが惰力走行する際に、ステップＳ２５に進んだ場合は、車両Ｖｅの運動エネルギが車輪２からベルト式無段変速機６を経由してエンジンに伝達されてエンジンブレーキ力が発生する。また、駆動力源として電動機を用いている場合は、車両Ｖｅの運動エネルギを電動機に伝達して、電動機を発電機として機能させ、その電力を蓄電装置に蓄電することも可能である。
【０１１７】
そして、ベルト１７のエレメント同士に圧縮力が生じる長さ（周長）は、プライマリプーリ９に巻き掛けられている部分の方が長くなる。このため、ステップＳ２５のように、油圧室１９の圧力制御を実行して、ベルト式無段変速機６のトルク容量を制御すれば、ベルト１７の滑りを抑制できる。なお、変速速度要求が所定値未満である場合は、油圧室１９の制御として流量制御を選択することで、変速比の制御精度が低下することを抑制できる。
【０１１８】
ここで、図９に示された機能的手段と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、ステップＳ２１が、この発明の判断手段に相当し、ステップＳ２５が、この発明の第１モード選択手段に相当し、ステップＳ２２が、この発明の第２モード選択手段に相当する。
【０１１９】
（第４の制御例）
この第４の制御例は、プライマリプーリ９の油圧室１９の制御として、圧力制御または流量制御を選択可能であり、かつ、セカンダリプーリ１０の油圧室１００の制御として、圧力制御または流量制御を選択可能な場合に相当する制御例である。この第４の制御例を図１１のフローチャートに基づいて説明する。まず、実変速比γが所定値γ0 以上であるか否かが判断される（ステップＳ３１）。このステップＳ３１で否定的に判断された場合は、油圧室１９を流量制御し、かつ、油圧室１００を圧力制御する（ステップＳ３２）。このステップＳ３２についで、フラグをオフし（ステップＳ３３）、ステップＳ３１に戻る。ここで、“フラグのオフ”とは、ステップＳ３２の処理が選択されていることを意味する。
【０１２０】
これに対して、ステップＳ３１で肯定的に判断された場合は、フラグがオンされているか否かが判断される（ステップＳ３４）。このステップＳ３４で否定的に判断された場合は、油圧室１９を流量制御し、かつ、油圧室１００を圧力制御する（ステップＳ３５）。このステップＳ３５についで、フラグをオンし（ステップＳ３６）、ステップＳ３１に戻る。前記ステップＳ３４で肯定的に判断された場合は、ステップＳ３１に戻る。なお、“フラグのオン”とは、ステップＳ３５の処理が選択されていることを意味する。また、第４の制御例において、ルーチン初回実行時における初期フラグはオフが設定される。
【０１２１】
そして、駆動力源１のトルクにより車両Ｖｅが走行している場合に、ステップＳ３５に進んだ場合は、油圧室１００を油圧制御することにより、既に述べた理由により、ベルト１７の滑りを抑制することができる。これに対して、車両Ｖｅが惰力走行し、かつ、車輪２の動力が電動機に伝達されて、電動機により発電制御が実行されている場合に、ステップＳ３２の制御が実行された場合は、前述と同様の理由により、ベルト式無段変速機６の動力伝達効率の低下が抑制され、発電効率（回生効率）を向上することが可能である。なお、ステップＳ３２またはステップＳ３５のいずれにおいても、油圧室１９または油圧室１００のうち、いずれか一方の油圧室の制御として流量制御を選択することにより、その油圧室の油圧を必要以上に高める事態を回避できる。したがって、オイルポンプを駆動する回転装置の動力の無駄の増加を抑制できる。
【０１２２】
ところで、図１１のステップＳ３１において、アクセル開度が所定開度以上であるか否か、または、ベルト式無段変速機６における入力トルクＴinが所定値以上であるか否かを判断する他の制御ルーチンを採用することも可能である。ベルト式無段変速機６における入力トルクは、エンジンの吸入空気量、アクセル開度などに基づいて判断可能である。このような他の制御ルーチンを採用した場合において、ステップＳ３１で肯定的に判断された場合はステップ３４に進み、ステップＳ３１で否定的に判断された場合はステップＳ３２に進む。
【０１２３】
このように、入力トルクが所定値を越えている場合に、油圧室１９を流量制御により制御すれば、プライマリプーリの油圧室１９の油圧を制御する圧力発生手段、具体的にはソレノイドバルブなどを、高圧発生可能な仕様とせずに済む。このため、そのソレノイドバルブを、他の油圧必要機構で必要な油圧を発生させる場合にも共用することが可能となる。したがって、油圧制御装置１８の軽量化および低コスト化を図ることが可能である。
【０１２４】
また、実車速が所定車速以下であり、かつ、ベルト式無段変速機６における入力トルクが所定値以上である場合としては、車両の発進後にドライバーがアクセルペダルの踏み込み量を急激に増加させた場合が挙げられる。このような場合には、流量制御を実行することにより、制御性よくアップシフトさせることが可能である。アップシフトとは、変速比が小さくなるような変速を意味する。
【０１２５】
また、各制御例で説明した事項、具体的には、実車速が所定車速以上であるか否か、実変速比が所定変速比以上であるか否か、アクセル開度が所定値以上であるか否か、道路が登坂路または降坂路または平坦路か、入力トルクが所定値以上であるか否か、変速速度要求が所定値以上であるか否か、減速中か増速中かなどのパラメータが、この発明の“車両の運転状態”に相当する。
【０１２６】
ここで、各構成例および各制御例で説明した構成と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、ベルト式無段変速機６がこの発明の変速機に相当し、変速比の制御およびトルク容量の制御が、この発明の「変速を制御」に相当し、プライマリプーリ９の可動シーブ１２、およびセカンダリプーリ１０の可動シーブ１５が、この発明の動作部材および可動シーブに相当し、油圧サーボ機構１３の油圧室１９、および油圧サーボ機構１６の油圧室１００が、この発明の油圧室に相当し、第１のソレノイドバルブ３０、レシオコントロールバルブ２２および電子制御装置５２が、この発明の流量制御装置に相当し、プライマリプーリ９およびセカンダリプーリ１０が、この発明の複数のプーリに相当する。
【０１２７】
また、第２のソレノイドバルブ４６、シーブ圧コントロールバルブ３８、ロックアップリレーバルブ５５、電子制御装置５２が、この発明の圧力制御装置に相当する。このように、圧力制御を実行する第２のソレノイドバルブ４６、シーブ圧コントロールバルブ３８、ロックアップリレーバルブ５５と、流量制御を実行する第１のソレノイドバルブ３０およびレシオコントロールバルブ２２とが別々に設けられている。
【０１２８】
この発明におけるベルトは、いわゆる巻き掛け伝動部材であり、このベルトにはチェーンも含まれる。
【０１２９】
また、各構成例において、第２のモードまたは第３のモードが選択された場合も、レシオコントロールバルブ２２を経由してオイルが油圧室１９に供給され、かつ、出力ポート２４から流れるオイルの流量が所定流量に固定される。この意味で、第２のモードまたは第３のモードが選択された場合は、シーブ圧コントロールバルブ３８およびレシオコントロールバルブ２２が、共に機能しているということもできる。その意味で、第２のモードまたは第３のモードが選択された場合は、流量制御装置および圧力制御装置により、油圧室に供給されるオイルの状態が制御されると言える。
【０１３０】
なお、特に図示しないが、シーブ圧コントロールバルブによりオイルの調圧をおこなう場合に、調圧されたオイルがレシオコントロールバルブを経由することなく、油圧室に供給される油圧回路を構成することもできる。この構成の油圧回路を採用した場合は、流量制御装置または圧力制御装置のいずれか一方により、油圧室に供給されるオイルの状態が制御されることとなる。また、上記実施例では、変速機としてベルト式無段変速機６が挙げられているが、他の無段変速機、例えば、トロイダル式無段変速機にも、この発明を適用できる。
【０１３１】
このトロイダル式無段変速機は、トロイダル面を有する入力ディスクおよび出力ディスクと、各ディスクに対して接触するパワーローラとを有する変速機である。入力ディスクは入力回転部材に連結され、出力ディスクは出力回転部材に連結される。各ディスクとパワーローラとの接触面には潤滑油が存在する。そして、パワーローラを、各ディスクの軸線に直交する平面内で直線状に移動させて、パワーローラと各ディスクとの接触半径を調整することにより、入力回転部材と出力回転部材との間の変速比が制御される。また、各ディスクとパワーローラとの接触面圧を調整することにより、入力回転部材と出力回転部材との間で伝達されるトルクの容量が制御される。
【０１３２】
すなわち、各ディスクとパワーローラとの接触面圧を高圧にすると、潤滑油がガラス状になり、いわゆるトラクション伝動により、入力回転部材と出力回転部材との間で動力の伝達がおこなわれる。そして、各ディスクを回転軸線方向に付勢して、各ディスクとパワーローラとの接触面圧を調整する第１の油圧サーボ機構が設けられている。第１の油圧サーボ機構は、各ディスクを回転軸線方向に動作させるピストンと、ピストンを動作させる第１の油圧室とを有している。また、パワーローラを各ディスクの軸線に直交する平面内で直線状に移動させる第２の油圧サーボ機構が設けられている。この第２の油圧サーボ機構は、パワーローラを動作させる第２の油圧室を有している。そして、この発明を、トロイダル式無段変速機に適用する場合は、第１の油圧室および第２の油圧室に供給されるオイルの状態が、流量制御装置および圧力制御装置により制御される。
【０１３３】
このように、この発明をトロイダル式無段変速機の油圧制御装置に用いる場合は、トロイダル式無段変速機がこの発明の変速機に相当し、各ディスクおよびパワーローラが、この発明の動作部材に相当し、第１の油圧室および第２の油圧室が、この発明の油圧室に相当する。なお、この発明は、変速比を段階的（不連続的）に制御することのできる有段変速機にも適用可能である。
【０１３４】
この実施例に記載されている特徴的な構成を列挙すれば、以下のとおりである。第１の構成は、変速機の変速を制御する動作部材の動作を制御する油圧室を有し、その油圧室に供給されるオイルの状態を制御して、前記変速機の変速を制御する変速機の油圧制御装置（油圧制御方法）において、前記油圧室に供給されるオイルの流量を制御する流量制御手段（流量制御ステップ）と、前記油圧室に供給されるオイルの圧力を制御する圧力制御手段（圧力制御ステップ）とを有することを特徴とする変速機の油圧制御装置（油圧制御方法）である。
【０１３５】
第２の構成は、変速機の変速を制御する動作部材の動作を制御する油圧室を有し、その油圧室に供給されるオイルの状態を制御して、前記変速機の変速を制御する変速機の油圧制御装置（油圧制御方法）において、前記油圧室に供給されるオイルの流量を制御する流量制御手段（流量制御ステップ）と、前記油圧室に供給されるオイルの圧力を制御する圧力制御手段（圧力制御ステップ）と、前記油圧室に供給されるオイルの状態を制御する場合に、前記流量制御手段（流量制御ステップ）または前記圧力制御手段（圧力制御ステップ）の少なくとも一方により制御するオイル供給状態制御手段（オイル供給状態制御ステップ）とを有することを特徴とする変速機の油圧制御装置（油圧制御方法）である。
【０１３６】
第３の構成は、第１の構成または第２の構成における流量制御手段（流量制御ステップ）が、電磁弁により前記油圧室に供給するオイルの流量を制御する機能を有していることを特徴とするものである。
【０１３７】
第４の構成は、第１の構成ないし第３の構成のいずれかにおいて、前記動作部材の動作により、前記変速機の変速比が制御される構成であるとともに、前記圧力制御装置から出るオイルが、前記流量制御装置を経由して前記油圧室に供給される構成であり、前記圧力制御装置から出るオイルを、前記流量制御装置を経由させて前記油圧室に供給する場合は、前記流量制御装置の状態を、前記油圧室のオイルを排出して前記変速機の変速比が大きくなる変速を実行する場合に対応する状態となるように制御するオイル供給状態制御手段（オイル供給状態制御ステップ）とを有していることを特徴とするものである。
【０１３８】
第５の構成は、第３の構成のオイル供給状態制御手段（オイル供給状態制御ステップ）が、前記電磁弁の機能に基づいて、前記流量制御手段（流量制御ステップ）または前記圧力制御手段（圧力制御ステップ）の少なくとも一方を選択する機能を、更に備えていることを特徴とするものである。
【０１３９】
第６の構成は、第５の構成のオイル供給状態制御手段（オイル供給状態制御ステップ）が、前記電磁弁の機能が低下している場合に、前記流量制御手段（流量制御ステップ）により供給されるオイルの供給形態を、前記変速機の変速比が小さくなるように変速されるオイルの供給形態に制御する機能を、更に備えていることを特徴とするものである。
【０１４０】
第７の構成は、第５または第６の構成のオイル供給状態制御手段（オイル供給状態制御ステップ）が、前記電磁弁の機能が低下した場合に、前記油圧室に供給されるオイルの状態を、前記圧力制御手段（圧力制御ステップ）により制御する機能を、更に備えていることを特徴とするものである。
【０１４１】
第８の構成は、第２の構成または第３の構成のオイル供給状態制御手段（オイル供給状態制御ステップ）が、前記変速機を有する移動体の車速に関連する情報に基づいて、前記流量制御手段（流量制御ステップ）または前記圧力制御手段（圧力制御ステップ）の少なくとも一方により、前記油圧室に供給されるオイルの状態を制御する機能を、更に備えていることを特徴とするものである。
【０１４２】
第９の構成は、第８の構成のオイル供給状態制御手段（オイル供給状態制御ステップ）が、前記変速機を有する移動体の車速が所定車速以下である場合に、前記圧力制御手段（圧力制御ステップ）により、前記油圧室に供給されるオイルの状態を制御する機能を、更に備えていることを特徴とするものである。
【０１４３】
第１０の構成は、第２の構成ないし第９の構成のいずれかのオイル供給状態制御手段（オイル供給状態制御ステップ）が、前記変速用動作部材以外の油圧制御対象に供給されるオイルの状態を制御する機能を、更に兼備していることを特徴とするものである。
【０１４４】
第１１の構成は、第１０の構成を前提としており、変速機に入力される動力の伝達経路にクラッチが設けられており、前記油圧制御対象は前記クラッチを含むことを特徴とするものである。
【０１４５】
第１２の構成は、第２の構成または第３の構成を前提とし、前記変速機に入力される動力の伝達経路にクラッチが設けられており、前記オイル供給状態制御手段（オイル供給状態制御ステップ）は、前記クラッチのトルク容量を制御するクラッチ用油圧室の油圧を制御する機能と、前記クラッチ用油圧室の油圧を高める場合に前記流量制御手段（流量制御ステップ）を選択する機能と、前記クラッチ用油圧室の油圧を低下させる場合に前記圧力制御手段（圧力制御ステップ）を選択する機能とを、更に備えていることを特徴とするものである。
【０１４６】
第１３の構成は、第１ないし１２のいずれかの構成の変速機が、複数のプーリにベルトを巻き掛けたベルト式無段変速機であり、前記動作部材は、いずれかのプーリにおけるベルトの巻き掛け状態を調整する可動シーブであることを特徴とするものである。なお、上記第１の構成ないし第１３の構成において、各機能的手段および制御ステップは、電子制御装置５２により達成される。
【０１４７】
第１４の構成は、第１の構成において、前記油圧室に供給されるオイルの流量を前記流量制御装置により制御する流量制御モード、または前記油圧室に供給されるオイルの圧力を前記圧力制御装置により制御する圧力制御モードのいずれを選択するかを、前記変速機を搭載した車両の運転状態に基づいて判断するモード選択器（モード選択用コントローラ）を備えていることを特徴とする油圧制御装置である。ここで、電子制御装置５２が、モード選択器（モード選択用コントローラ）に相当する。
【０１４８】
第１５の構成は、第１の構成において、前記油圧室に供給されるオイルの流量を前記流量制御装置により制御する流量制御モード、または前記油圧室に供給されるオイルの圧力を前記圧力制御装置により制御する圧力制御モードのいずれを選択するかを、前記変速機を搭載した車両の運転状態に基づいて判断するモード選択ステップを備えていることを特徴とする油圧制御方法である。
【０１４９】
第１６の構成は、前述した各構成の油圧制御装置は、駆動力源の動力が変速機を経由して車輪に伝達される構成の車両、または、車両の運動エネルギが変速機を経由して駆動力源に伝達される構成の車両のいずれにも適用可能である。
【０１５０】
【発明の効果】
以上説明したように請求項１の発明によれば、車両が位置する道路が登坂路であると判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの圧力を圧力制御装置により制御し、車両が位置する道路が登坂路ではないと判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの流量を流量制御装置により制御する。
【０１５１】
請求項２の発明によれば、変速機の変速比が、予め定められた所定変速比以上であると判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの圧力を圧力制御装置により制御し、変速機の変速比が、予め定められた所定変速比未満であると判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの流量を流量制御装置により制御する。
【０１５２】
請求項３の発明によれば、変速機の変速速度要求が、予め定められた所定値以上であると判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの圧力を圧力制御装置により制御し、変速機の変速速度要求が、予め定められた所定値未満であると判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの流量を流量制御装置により制御する。
【０１５３】
請求項４の発明によれば、ベルト式無段変速機のベルトが滑ると判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの圧力を前記圧力制御装置により制御し、ベルトが滑らないと判断された場合は、油圧室に供給されるオイルの流量を流量制御装置により制御する。
【０１５４】
請求項５の発明によれば、請求項４の発明と同様の効果を得られる他に、車両が位置する道路が登坂路である場合はベルトが滑ると判断され、車両が位置する道路が登坂路でない場合はベルトが滑らないと判断される。
【０１５５】
請求項６の発明によれば、請求項４の発明と同様の効果を得られる他に、ベルト式無段変速機の変速比が、予め定められた所定値以上である場合はベルトが滑ると判断され、ベルト式無段変速機の変速比が、予め定められた所定変速比未満である場合はベルトが滑らないと判断される。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の油圧制御装置の第１の構成例を示す油圧回路図である。
【図２】この発明の油圧制御装置の適用対象である車両のパワートレーンおよびその制御系統を示す概念図である。
【図３】この発明の油圧制御装置の第２の構成例を示す油圧回路図である。
【図４】この発明の油圧制御装置の第３の構成例を示す油圧回路図である。
【図５】この発明の油圧制御装置の第４の構成例を示す油圧回路図である。
【図６】この発明の油圧制御装置で実行可能な第１の制御例を示すフローチャートである。
【図７】図６の制御例で用いるマップの一例である。
【図８】この発明の油圧制御装置で実行可能な第２の制御例を示すフローチャートである。
【図９】この発明の油圧制御装置で実行可能な第３の制御例を示すフローチャートである。
【図１０】この発明の油圧制御装置で実行可能な制御例において、ソレノイドバルブに対するデューティ比の指示値と、流量または油圧との対応関係を示す線図である。
【図１１】この発明の油圧制御装置で実行可能な第４の制御例を示すフローチャートである。
【符号の説明】
４…ロックアップクラッチ、６…ベルト式無段変速機、９…プライマリプーリ、１２…可動シーブ、１７…ベルト、１８…油圧制御装置、１９，５４…油圧室、２２…レシオコントロールバルブ、３０…第１のソレノイドバルブ、３８…シーブ圧コントロールバルブ、４６…第２のソレノイドバルブ、５５…ロックアップリレーバルブ、Ｖｅ…車両。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device that controls a shift of a transmission.
[0002]
[Prior art]
In a hydraulically controlled transmission, an operation member for speed change control and a hydraulic chamber for controlling the operation of the operation member are provided. Then, by controlling the state of oil supplied to the hydraulic chamber, specifically, the flow rate of oil or the pressure of oil, the operating member operates to control the shift of the transmission. An example of such a hydraulically controlled transmission is described in Patent Document 1 below.
[0003]
The transmission described in Patent Document 1 is a belt-type continuously variable transmission. That is, the belt-type continuously variable transmission has a primary pulley provided on the input shaft, a secondary pulley provided on the output shaft, and a belt wound around the primary pulley and the secondary pulley. The primary pulley and the secondary pulley both have a fixed pulley and a movable pulley.
[0004]
On the other hand, a hydraulic control device that controls the belt type continuously variable transmission is provided, and the hydraulic control device has a shift control unit that controls the primary pulley. The speed change control unit has a speed increasing flow control valve and a speed reducing flow control valve. The output port of the acceleration flow control valve is connected to the hydraulic chamber of the primary pulley, and the drain port of the deceleration flow control valve is connected to the hydraulic chamber of the primary pulley. Further, an acceleration flow control valve and a deceleration flow control valve are connected in parallel with each other to the hydraulic chamber of the primary pulley. Further, a speed increasing solenoid valve for controlling the amount of oil flowing out from the output port of the speed increasing flow control valve is provided. Further, a deceleration solenoid valve for controlling the amount of oil flowing out from the drain port of the deceleration flow control valve is provided.
[0005]
In the above configuration, when the speed increasing solenoid valve is turned on, oil from the output port of the speed increasing flow control valve is supplied to the hydraulic chamber of the primary pulley and the speed reducing solenoid valve is turned off to reduce the speed. Oil is not drained from the drain port of the industrial flow control valve. In this way, the amount of oil in the hydraulic chamber of the primary pulley is increased, and the groove width of the primary pulley is narrowed by the increase in the hydraulic pressure in the hydraulic chamber. As a result, the belt winding radius with respect to the primary pulley is increased, and the speed is changed (to the speed increasing side) so that the transmission ratio of the belt type continuously variable transmission is reduced.
[0006]
In contrast, when the deceleration solenoid valve is turned on, the oil in the hydraulic chamber of the primary pulley is drained from the drain port of the deceleration flow control valve, and the acceleration solenoid valve is turned off to increase the speed. Oil is not supplied to the hydraulic chamber of the primary pulley from the output port of the flow control valve for use. In this way, the amount of oil in the hydraulic chamber of the primary pulley is reduced, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber is lowered, and the groove width of the primary pulley is increased. As a result, the belt winding radius with respect to the primary pulley is reduced, and the speed is changed (to the deceleration side) so that the transmission ratio of the belt-type continuously variable transmission is increased.
[0007]
In addition, when one of the solenoid valves fails, for example, when the speed increasing solenoid valve is turned on, the speed reducing solenoid valve is turned on. Then, the control pressure of the deceleration flow control valve is supplied to the acceleration flow control valve, and the output port of the acceleration flow control valve is closed. On the other hand, the control pressure of the acceleration solenoid valve is supplied to the deceleration flow control valve, and the drain port of the deceleration flow control valve is also closed. In this way, the amount of oil in the hydraulic chamber of the primary pulley is maintained. As a result, the gear ratio is fixed, and sudden deceleration and rapid acceleration can be prevented. In addition to Patent Document 1, Patent Document 2 is known as a shift control device for a continuously variable transmission.
[0008]
[Patent Document 1]
JP-A-11-182657 (paragraph number 0017 to paragraph number 0032, paragraph number 0045 to paragraph number 0057, FIGS. 1 to 3)
[Patent Document 2]
JP 2001-280455 A
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the hydraulic control device for a transmission described in Patent Document 1 above, if the solenoid valve of the transmission control unit fails, the transmission ratio is fixed, and the transmission ratio can be changed. There wasn't.
[0010]
The present invention has been made against the background of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a hydraulic control device for a transmission that can change a gear ratio even when a part of the gear shift control function is lowered.
[0011]
[Means for Solving the Problem and Action]
 In order to achieve the above object, the invention according to claim 1 is characterized in that the oil is supplied to the hydraulic chamber to control the operation of the operating member., Changes mounted on the vehicleIn the hydraulic control device for a transmission that controls the speed change of the speed machine, a flow rate control device that controls a flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber, and a pressure control device that controls the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber;And determining means for determining whether or not the road on which the vehicle is located is an uphill road, and if it is determined that the road on which the vehicle is located is an uphill road, it is supplied to the hydraulic chamber. First mode selection means for controlling the pressure of oil by the pressure control device; and when it is determined that the road on which the vehicle is located is not an uphill road, the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the flow rate control. Second mode selection means controlled by the device.It is characterized by.
[0012]
 According to the invention of claim 1When it is determined that the road on which the vehicle is located is an uphill road, the pressure of the oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the pressure control device, and it is determined that the road on which the vehicle is located is not an uphill road Controls the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber by a flow rate control device.
[0013]
 The invention of claim 2By supplying oil to the hydraulic chamber and controlling the operation of the operating member,In a hydraulic control device for a transmission that controls a shift of a speed machine, a flow rate control device that controls a flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber, and a pressure control device that controls the pressure of oil supplied to the hydraulic chamberDetermining means for determining whether or not the transmission gear ratio is greater than or equal to a predetermined gear ratio; and the transmission gear ratio is greater than or equal to a predetermined gear ratio. If it is determined that there is a first mode selection means for controlling the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber by the pressure control device, and the transmission gear ratio is less than a predetermined gear ratio. And a second mode selection means for controlling the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber by the flow rate control device.It is characterized by.
[0014]
 According to the invention of claim 2When the transmission gear ratio is determined to be greater than or equal to a predetermined gear ratio, the pressure of the oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the pressure control device, and the transmission gear ratio is determined in advance. When it is determined that the ratio is less than the predetermined speed ratio, the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the flow rate control device.
[0015]
 The invention of claim 3In the hydraulic control device for a transmission that controls the shift of the transmission mounted on the vehicle by supplying oil to the hydraulic chamber and controlling the operation of the operation member, the flow rate of the oil supplied to the hydraulic chamber is controlled. A flow rate control device for controlling and a pressure control device for controlling the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber, and whether or not a shift speed request of the transmission is equal to or greater than a predetermined value. A judging means for judging;
First mode selection means for controlling the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber by the pressure control device when it is determined that the transmission speed request of the transmission is equal to or greater than a predetermined value; Second mode selection means for controlling the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber by the flow rate control device when it is determined that the transmission speed request of the transmission is less than a predetermined value set in advance; prepare forIt is characterized by being.
[0016]
 According to the invention of claim 3When the transmission speed request for the transmission is determined to be equal to or greater than a predetermined value, the pressure of the oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the pressure control device, and the transmission speed request for the transmission is When it is determined that the value is less than the predetermined value, the flow rate of the oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the flow rate control device.
[0017]
 The invention of claim 4The belt type continuously variable transmission in which a belt is wound around a plurality of pulleys is mounted on the vehicle, and a movable sheave for adjusting a belt winding state in at least one of the plurality of pulleys is provided, In the hydraulic control device for the transmission that controls the shift of the belt-type continuously variable transmission by supplying oil to the hydraulic chamber and controlling the operation of the movable sheave, the flow rate of the oil supplied to the hydraulic chamber is controlled. A flow rate control device for controlling, a pressure control device for controlling the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber, and a determination means for determining whether or not the belt slips;
When it is determined that the belt slips, the first mode selection means for controlling the pressure of the oil supplied to the hydraulic chamber by the pressure control device, and when it is determined that the belt does not slip, the hydraulic pressure Second mode selection means for controlling the flow rate of oil supplied to the chamber by the flow rate control device.It is characterized by.
[0018]
 According to the invention of claim 4When it is determined that the belt of the belt type continuously variable transmission slips, the pressure of the oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the pressure control device. When it is determined that the belt does not slip, the hydraulic chamber is The flow rate of the supplied oil is controlled by a flow rate control device.
[0019]
 The invention of claim 5 claimsIn addition to the configuration of item 4, the determination means determines that the belt slips when the road on which the vehicle is located is an uphill road, and the belt is on if the road on which the vehicle is located is not an uphill road. Includes a means to determine that it will not slip.It is characterized by.
[0020]
 According to the invention of claim 5, the claimItem 4Besides the same effect as the inventionWhen the road on which the vehicle is located is an uphill road, it is determined that the belt slips. When the road on which the vehicle is located is not an uphill road, it is determined that the belt does not slip.
[0021]
 The invention of claim 6In addition to the configuration of item 4, the determination means determines that the belt slips when the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission is equal to or greater than a predetermined value. Means are included for determining that the belt does not slip when the transmission gear ratio is less than a predetermined gear ratio.It is characterized by.
[0022]
 According to the invention of claim 6,Item 4Besides the same effect as the inventionWhen the speed ratio of the belt type continuously variable transmission is equal to or greater than a predetermined value, it is determined that the belt slips, and the speed ratio of the belt type continuously variable transmission is less than the predetermined speed ratio. In some cases, it is determined that the belt does not slip.
[0039]
In the invention of each claim, “controlling the gear shift” includes “control of the gear ratio and control of the torque capacity”. In the invention of each claim, “the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber” includes “the amount of oil supplied from the flow control device to the hydraulic chamber” and “discharged from the hydraulic chamber via the flow control device”. And “amount of oil present in the hydraulic chamber”. Further, in each claim, “the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber” includes “the hydraulic pressure of oil before being supplied to the hydraulic chamber” and “the hydraulic pressure of oil inside the hydraulic chamber”. . In the invention of claim 13, the belt winding state includes a belt winding radius.
[0040]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Next, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. First, FIG. 2 shows a power train of a vehicle to which the present invention can be applied and a control system of the vehicle. In the vehicle Ve shown in FIG. 2, a fluid transmission device 3, a lock-up clutch 4, a forward / reverse switching mechanism 5, a belt type continuously variable transmission 6, and the like are provided in a power transmission path between the driving force source 1 and the wheels 2. Is provided. As the driving force source 1, for example, at least one of an engine or an electric motor can be used. As the electric motor, it is possible to use a motor generator having a power running function for converting electrical energy into kinetic energy and a regeneration function for converting kinetic energy into electrical energy. In this embodiment, a case where an engine is mainly used as the driving force source 1 will be described.
[0041]
Further, the fluid transmission device 3 and the lockup clutch 4 are provided in a power transmission path between the driving force source 1 and the forward / reverse switching mechanism 5, and the fluid transmission device 3 and the lockup clutch 4 are parallel to each other. Is arranged. The fluid transmission device 3 is a device that transmits power by the kinetic energy of the fluid, and the lockup clutch 4 is a device that transmits power by a frictional force. The forward / reverse switching mechanism 5 is a device that selectively switches the rotation direction of the output member relative to the input member.
[0042]
The belt type continuously variable transmission 6 is provided in a power transmission path between the forward / reverse switching mechanism 5 and the wheels 2. The belt type continuously variable transmission 6 has a primary shaft 7 and a secondary shaft 8 arranged in parallel to each other. The primary shaft 7 is provided with a primary pulley 9, and the secondary shaft 8 is provided with a secondary pulley 10. The primary pulley 9 has a fixed sheave 11 fixed to the primary shaft 7 and a movable sheave 12 configured to be movable in the axial direction of the primary shaft 7. A groove M 1 is formed between the fixed sheave 11 and the movable sheave 12.
[0043]
Further, a hydraulic servo mechanism 13 is provided for moving the movable sheave 12 in the axial direction of the primary shaft 7 so that the movable sheave 12 and the fixed sheave 11 approach and separate from each other. The hydraulic servo mechanism 13 includes a hydraulic chamber 19 and a piston (not shown) that operates in the axial direction of the primary shaft 7 according to the oil amount or hydraulic pressure of the hydraulic chamber 19 and is connected to the movable sheave 12. I have.
[0044]
On the other hand, the secondary pulley 10 has a fixed sheave 14 fixed to the secondary shaft 8 and a movable sheave 15 configured to be movable in the axial direction of the secondary shaft 8. A V-shaped groove M 2 is formed between the fixed sheave 14 and the movable sheave 15.
[0045]
In addition, a hydraulic servo mechanism 16 is provided that moves the movable sheave 15 in the axial direction of the secondary shaft 8 to bring the movable sheave 15 and the fixed sheave 14 closer to or away from each other. The hydraulic servo mechanism 16 includes a hydraulic chamber 100 and a piston (not shown) that operates in the axial direction of the secondary shaft 8 according to the hydraulic pressure or the oil amount of the hydraulic chamber 100 and is connected to the movable sheave 15. I have. An endless belt 17 is wound around the primary pulley 9 and the secondary pulley 10 configured as described above. The belt 17 is configured by attaching a number of metal pieces (elements) to a metal ring along the circumferential direction.
[0046]
On the other hand, a hydraulic control device 18 having a function of controlling the hydraulic servo mechanisms 13 and 16 and the lockup clutch 4 and the forward / reverse switching mechanism 5 of the belt type continuously variable transmission 6 is provided. Further, an electronic control device 52 is provided as a controller for controlling the driving force source 1, the lockup clutch 4, the forward / reverse switching mechanism 5, the belt-type continuously variable transmission 6, and the hydraulic control device 18. Reference numeral 52 denotes an arithmetic processing unit (CPU or MPU), a storage unit (RAM and ROM), and a microcomputer mainly including an input / output interface.
[0047]
For this electronic control unit 52, engine speed, accelerator pedal operation state, brake pedal operation state, throttle valve opening, shift position, primary shaft 7 rotation speed, secondary shaft 8 rotation speed, hydraulic pressure Sensor signals for detecting whether or not the solenoid valve of the control device 18 has failed, the intake air amount of the engine, and whether or not the road is uphill are input. The vehicle speed is obtained based on the rotational speed of the secondary shaft 8. Various types of data are stored in the electronic control unit 52, and a signal for controlling the driving force source 1 from the electronic control unit 52 based on a signal input to the electronic control unit 52 and the stored data, A signal for controlling the belt type continuously variable transmission 6, a signal for controlling the forward / reverse switching mechanism 5, a signal for controlling the lockup clutch 4, a signal for controlling the hydraulic control device 18, and the like are output.
[0048]
Data stored in the electronic control unit 52 includes a transmission control map, a lockup clutch control map, and the like. This transmission control map includes a gear ratio control map, a torque capacity control map, a flow rate control / pressure control switching map, and the like. The gear ratio control map is a map for setting the gear ratio of the belt type continuously variable transmission 6 based on the vehicle speed, the accelerator opening, and the like. When an engine is used as the driving force source 1, the engine speed can be controlled to approach the optimum fuel consumption curve by controlling the transmission ratio of the belt type continuously variable transmission 6. The torque capacity control map is a map used when controlling the torque capacity of the belt type continuously variable transmission 6 based on the gear ratio, the torque to be transmitted, and the like. Furthermore, the switching map between the flow rate control and the pressure control is a map used when the flow rate control or the pressure control is selectively switched as the control of the hydraulic chambers 19 and 100. The lockup clutch control map is a map for setting the torque capacity of the lockup clutch 4 based on the vehicle speed, the accelerator opening, and the like.
[0049]
Next, the operation of the vehicle Ve shown in FIG. 2 will be described. First, the case where the power of the driving force source 1 is transmitted to the wheels 2, that is, the case of positive driving will be described. When the torque capacity of the lock-up clutch 4 is less than or equal to a predetermined value, the power of the driving force source 1 passes through the fluid transmission device 3 and the forward / reverse switching mechanism 5 and the primary shaft 7 of the belt type continuously variable transmission 6. Is transmitted to. The torque of the primary shaft 7 is transmitted to the secondary shaft 8 via the primary pulley 9, the belt 17, and the secondary pulley 10. Specifically, when the torque of the primary pulley 9 is transmitted to the belt 17, the torque is converted into a compressive force between the elements, and the compressive force is transmitted to the secondary pulley 10 and converted into torque. Then, the torque of the secondary shaft 8 is transmitted to the wheel 2 to generate a driving force.
[0050]
Here, the shift control of the belt type continuously variable transmission 6 will be described. First, based on the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 19 of the hydraulic servo mechanism 13, the thrust that moves the movable sheave 12 of the primary pulley 9 in the axial direction is adjusted. Further, the thrust (clamping pressure) for moving the movable sheave 15 of the secondary pulley 10 in the axial direction is adjusted by the hydraulic pressure in the hydraulic chamber (not shown) of the hydraulic servo mechanism 16. The width of the groove M1 changes according to the operation of the movable sheave 12 in the axial direction, and the width of the groove M2 changes according to the operation of the movable sheave 15 in the axial direction.
[0051]
When the width of the groove M1 is adjusted as described above, the ratio between the winding radius of the belt 17 in the primary pulley 9 and the winding radius of the belt 17 in the secondary pulley 10 changes. As a result, the ratio of the rotational speed between the primary shaft 7 and the secondary shaft 8, that is, the gear ratio changes. Specifically, when the amount of oil in the hydraulic chamber 19 of the hydraulic servo mechanism 13 increases, or when the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 19 is increased and the width of the groove M1 is reduced, the winding radius of the belt 17 in the primary pulley 9 is increased. Is increased so that the gear ratio of the belt type continuously variable transmission 6 is reduced. On the other hand, when the amount of oil in the hydraulic chamber 19 of the hydraulic servo mechanism 13 decreases or the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 19 decreases, the width of the groove M1 is widened by the tension of the belt 17, and the belt in the primary pulley 9 is expanded. Shifting is performed so that the winding radius of 17 is reduced and the transmission ratio of the belt-type continuously variable transmission 6 is increased.
[0052]
Further, when the width of the groove M2 is adjusted in accordance with this shift control, the clamping pressure acting on the belt 17 and the tension of the belt 17 change, and the torque transmitted between the primary shaft 7 and the secondary shaft 8 Capacity is controlled. Specifically, when the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 100 of the hydraulic servo mechanism 16 is increased, or when the amount of oil in the hydraulic chamber 100 increases and the clamping pressure acting on the belt 17 increases, the torque capacity of the belt 17 increases. To do. On the other hand, when the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 100 of the hydraulic servo mechanism 16 decreases or the amount of oil in the hydraulic chamber 100 decreases and the clamping pressure acting on the belt 17 decreases, the torque capacity of the belt 17 decreases. To do.
[0053]
As described above, in the case of the positive drive, the gear ratio of the belt type continuously variable transmission 6 can be controlled mainly based on the winding radius of the belt 17 in the primary pulley 9. Since the gear ratio of the machine 6 is the ratio of the rotation speed of the primary pulley 9 and the rotation speed of the secondary pulley 10, the wrapping radius of the belt 17 in the secondary pulley 10 is also the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 6. In effect. In other words, the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 6 can be controlled by controlling the oil amount or the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 100 of the secondary pulley 10.
[0054]
Further, the torque capacity of the belt type continuously variable transmission 6 can be controlled mainly based on the clamping pressure acting on the belt 17 from the secondary pulley 10, but the belt 17 is wound around the primary pulley 9 and the secondary pulley 10. Therefore, the clamping pressure acting on the belt 17 from the primary pulley 9 also has an effect on the torque capacity of the belt type continuously variable transmission 6. In other words, the torque capacity of the belt type continuously variable transmission 6 can be controlled by controlling the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 19 of the primary pulley 9.
[0055]
Here, when the engine torque is transmitted to the secondary pulley 10 via the primary pulley 9, the reason why the torque capacity of the belt type continuously variable transmission 6 is mainly controlled by the secondary pulley 10 is as follows. As described above, the belt 17 transmits power by the compressive force between the elements. Therefore, in the rotational direction of the belt 17, the belt 17 acts on the elements at a portion where the belt 17 is wound around the secondary pulley 10. The compressive force between the elements is low at the portion where the compressive force to be applied is high and the primary pulley 9 is wound away from the secondary pulley 10. For this reason, in the circumferential direction (rotation direction) of the belt 17, the length of the portion where a compressive force of a predetermined value or more acts between the elements is wound around the secondary pulley 10 rather than the portion wound around the primary pulley 9. This is because the length of the portion is longer, and the secondary pulley 10 can more easily and accurately manage and control the torque capacity than the primary pulley 9.
[0056]
Next, when the vehicle Ve travels by repulsive force and the kinetic energy of the vehicle Ve is transmitted from the wheels 2 to the driving force source 1 via the belt type continuously variable transmission 6, that is, in the case of reverse driving. Will be described. When an engine is used as the driving force source 1, engine braking force is generated by reverse driving. Further, when an electric motor is used as the driving force source 1, it is possible to transmit the kinetic energy of the vehicle Ve to the electric motor so that the electric motor functions as a generator and store the electric power in the power storage device. Such control generates a so-called regenerative braking force.
[0057]
Incidentally, in the vehicle Ve shown in FIG. 2, various configurations can be adopted as a hydraulic circuit that supplies oil to the hydraulic chamber 19 in the hydraulic control device 18. Hereinafter, configuration examples of these hydraulic circuits will be sequentially described.
[0058]
 (First configuration example)
 This first structureIn phaseThe corresponding hydraulic circuit will be described with reference to FIG. First, an oil passage 20 to which oil discharged from an oil pump (not shown) is supplied is formed. The oil pump is driven by the power of the driving force source 1 or an electric motor (not shown) provided separately from the driving force source 1. On the other hand, an oil passage 21 is connected to the hydraulic chamber 19 of the hydraulic servo mechanism 13. A ratio control valve 22 is provided between the oil passage 20 and the oil passage 21.
[0059]
The ratio control valve 22 is an elastic member that urges an input port 23, an output port 24, a first control port 25 and a second control port 26, a port 27, and a spool (not shown) in a predetermined direction. Member 28. The input port 23 and the oil passage 20 are connected, and the output port 24 and the oil passage 21 are connected. Further, the hydraulic pressure input to the first control port 25 and the second control port 26 generates a force that biases the spool in a direction opposite to the biasing force of the elastic member 28.
[0060]
 Further, an oil passage 29 is connected to the first control port 25, and the oil passage 29 is connected to the first solenoid valve 30. The first solenoid valve 30 includes a spool (not shown), an elastic member 31 that biases the spool in a predetermined direction, an input port 32, an output port 33, and a drain port 34, and an output port. 33 and the oil passage 29 are connected. Further, a feedback oil passage 35 is connected to the output port 33 so that the force in the same direction as the urging force of the elastic member 31 acts on the spool of the first solenoid valve 30 due to the hydraulic pressure of the feedback oil passage 35. It is configured. When the first solenoid valve 30 is not energized, the input port32 and output port 33Is cut off and the hydraulic pressure Psol1 of the output port 33 becomes zero, while the energizing current increases,32 and output port 33Is a so-called normally closed solenoid valve having a characteristic of increasing the hydraulic pressure Psol1.
[0061]
 An oil passage 36 is connected to the oil passage 20 while a ratio control valve is connected.22An oil passage 37 connected to the port 27 is provided. A sheave pressure control valve 38 is provided between the oil passage 36 and the oil passage 37. The sheave pressure control valve 38 includes a spool (not shown), an elastic member 39 that biases the spool in a predetermined direction, an input port 40, an output port 41, a drain port 42, and a control port 44. ing. The input port 40 and the oil passage 36 are connected, and the output port 41 and the oil passage 37 are connected.
[0062]
 In addition, the feedback connected to the output port 41Ku oil passage 43 is provided.Ku oil passage 43, a force in the same direction as the urging force of the elastic member 39 acts on the spool of the sheave pressure control valve 38. Further, due to the hydraulic pressure acting on the control port 44, a force opposite to the biasing force of the elastic member 39 acts on the spool of the sheave pressure control valve 38.
[0063]
On the other hand, a second solenoid valve 46 is connected to the control port 44 via an oil passage 45. The second solenoid valve 46 includes a spool (not shown), an elastic member 47 that biases the spool in a predetermined direction, an input port 48, an output port 49, and a drain port 50. And the oil passage 45 are connected. A feedback oil passage 51 is connected to the output port 49, and a force opposite to the urging force of the elastic member 47 acts on the spool of the second solenoid valve 46 due to the hydraulic pressure of the feedback oil passage 51. It is configured as follows. When the second solenoid valve 46 is in a non-energized state, the opening degree of the input port 48 and the output port 49 increases to generate a high hydraulic pressure Psol2, while the energizing current increases, This is a so-called normally open solenoid valve having a characteristic that the opening with the output port 49 is reduced and the hydraulic pressure Psol2 is reduced.
[0064]
 Next, the operation when the hydraulic circuit shown in FIG. 1 is used in the system of FIG. 2 will be described. First, the hydraulic pressure of the oil discharged from the oil pump is regulated to a predetermined hydraulic pressure, that is, the line pressure PL by a pressure regulating valve (not shown), and the oil is ratio-controlled via the oil passage 20. It is supplied to the input port 23 of the valve 22. Here, in the hydraulic circuit of FIG. 1, the first mode and the second mode can be selected. This first mode is selected during normal traveling, for example, when the function of the first solenoid valve 30 is normal. When the first mode is selected, the first solenoid valve 30 and the second solenoid valve 30To 46It is energized. Then, in the first solenoid valve 30, a magnetic attractive force corresponding to the energization current is generated, the spool operates against the urging force of the elastic member 31, and the input port 32 and the output port 33 are communicated with each other. .
[0065]
 Here, the oil adjusted to the modulator pressure Pmod is supplied to the input port 32 of the first solenoid valve 30, and the oil of the input port 32 is supplied to the oil passage 29 via the output port 33. Is done. The modulator pressure Pmod is regulated based on, for example, the vehicle speed and the accelerator opening. Also, feedbackKu oil passage 3Due to the hydraulic pressure of 5, the force in the same direction as the elastic force of the elastic member 31 acts on the spool of the first solenoid valve 30. When the oil pressure in the oil passage 29 increases, the communication area between the input port 32 and the output port 33 is reduced.
[0066]
In this way, the hydraulic pressure Psol1 of the output port 33 of the first solenoid valve 30 is regulated, and the hydraulic pressure Psol1 acts on the first control port 25 of the ratio control valve 22. When the first mode is selected, the fail pressure Pfail of the second control port 26 is controlled to zero.
[0067]
 On the other hand, in the second solenoid valve 46, a magnetic attractive force corresponding to the energization current is generated, the spool operates against the urging force of the elastic member 47, and the input port 48 and the output port 49 are shut off., Output port 49 andThe drain port 50 is communicated. Therefore, the oil in the input port 48 is not supplied to the oil passage 45, and the oil in the oil passage 45 is drained to the oil pan 53 via the drain port 50, so that the oil pressure Psol2 in the oil passage 45 becomes zero. ing.
[0068]
 In the ratio control valve 22, the urging force corresponding to the hydraulic pressure Psol 1 of the first control port 25 and the urging force of the elastic member 28 act on the spool (not shown) in opposite directions. The spool operates due to the relative relationship between the urging forces. By the operation of the spool, the flow rate of the oil coming out from the output port 24 is controlled. For example, hydraulic Psol1DecreaseAccordingly, the communication area between the input port 23 and the output port 24 is expanded. As a result, the amount of oil supplied from the oil passage 20 to the oil passage 21 is increased, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 19 is increased, and the winding radius of the belt 17 in the primary pulley 9 is increased. That is, the speed is changed so that the speed ratio of the belt type continuously variable transmission 6 is reduced.
[0069]
 In contrast, hydraulic Psol1Will be higherHowever, the communication area between the output port 24 and the drain port 27 is expanded. Further, as described above, the hydraulic pressure Psol2 acting on the control port 44 from the oil passage 45 becomes zero by the energization control on the second solenoid valve 46. For this reason, in the sheave pressure control valve 38, the spool is operated by the biasing force of the elastic member 39, the output port 41 and the drain port 42 are communicated, and the input port 40 is closed. Accordingly, the oil in the hydraulic chamber 19 is drained to the oil pan 53 via the oil passage 21, the ratio control valve 22, the oil passage 37, and the sheave pressure control valve 38.
[0070]
In this way, the amount of oil in the hydraulic chamber 19 decreases, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 19 decreases, and the winding radius of the belt 17 in the primary pulley 9 decreases. That is, the speed is changed so that the gear ratio of the belt type continuously variable transmission 6 is increased. When the first mode is selected, if the amount of oil in the hydraulic chamber 19 is controlled to a substantially constant amount, the winding radius of the belt 17 in the primary pulley 9 is maintained substantially constant. That is, the gear ratio of the belt type continuously variable transmission 6 is controlled to be substantially constant. As described above, when the first mode is selected, the ratio control valve 22 functions as a flow rate control valve, and the speed ratio of the belt type continuously variable transmission 6 is controlled by the flow rate control function of the ratio control valve 22. Is done.
[0071]
 Next, the second mode will be described. This second mode is selected, for example, when the function of the first solenoid valve 30 is lowered (when failed). When the first solenoid valve 30 fails, the input port 32 and the output port 33 are cut off, so that the hydraulic pressure Psol1 acting on the first control port 25 becomes zero. When the second mode is selected, the fail pressure Pfail is input to the second control port 26.The
[0072]
 Furthermore, when the second mode is selected, the energization current to the second solenoid valve 46 is controlled so that the hydraulic pressure Psol2 acting on the control port 44 is higher than when the first mode is selected. Ru. For controlling the energization current to the second solenoid valve 46Thus, the oil pressure Pin of the oil supplied to the hydraulic chamber 19 via the ratio control valve 22 and the oil passage 21 is controlled.. That is, the sheave pressure control valve 38 functions as a so-called pressure control valve.
[0073]
Thus, according to the first configuration example, when the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 6 is controlled, the flow ratio is controlled by controlling the flow rate of the oil supplied to the hydraulic chamber 19. And the second mode in which the gear ratio is controlled by controlling the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 19 can be selectively switched. Therefore, even when the first solenoid valve 30 fails, the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 6 can be changed by selecting the second mode. Therefore, excessive or insufficient driving force of the vehicle Ve can be suppressed and drivability is improved. In other words, the vehicle Ve travels by controlling the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 6 by pressure control, that is, travel limp-form travel can be performed, and drivability is improved.
[0074]
 Further, when a failure of the first solenoid valve 30 occurs, the fail pressure Pfail is input to the second control port 26.ForceThe speed is changed so that the gear ratio of the belt type continuously variable transmission 6 becomes small. Therefore, when the first solenoid valve 30 fails, it can be prevented that “the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 6 suddenly increases and the behavior of the vehicle changes suddenly and is felt as a shock”. Improved drivability.
[0075]
 (Second configuration example)
 Next, another configuration example of a hydraulic circuit that supplies oil to the hydraulic chamber 19 will be described with reference to FIG. 3 that are the same as the reference numerals in FIG. 1 mean that the configurations in FIGS. 1 and 3 are the same.Yes.
[0076]
 In the first solenoid valve 30 shown in FIG. 3, the oil pressure of the feedback oil passage 35 A generates a force that urges the spool of the first solenoid valve 30 in the direction opposite to the urging force of the elastic member 31. It is configured. When the first solenoid valve 30 is in a non-energized state, the input port 32 and the output port 33 are opened, and the maximum hydraulic pressure Psol1 is generated. On the other hand, the electric current supplied to the first solenoid valve 30 The lower the pressure, the hydraulic Psol1RiseThis is a so-called normally open valve. Further, the ratio control valve 22 is provided with the first control port 25, and the second control port 26 described above is not provided. The other configuration in FIG. 3 is the same as the configuration in FIG.
[0077]
Next, the operation when the hydraulic circuit of FIG. 3 is used in the system of FIG. 2 will be described. In the hydraulic circuit of FIG. 3, the first mode and the third mode can be selected. The first mode is selected when the vehicle speed of the vehicle Ve is equal to or higher than the vehicle speed that can be detected by the vehicle speed sensor. When the first mode is selected, the first solenoid valve 30 and the second solenoid valve 46 are energized. By controlling the energization current to the first solenoid valve 30 and controlling the oil pressure Psol1 of the oil passage 29, the action of controlling the flow rate of the oil supplied from the oil passage 20 to the hydraulic chamber 19, and the action The operation of controlling the gear ratio of the belt type continuously variable transmission 6 is the same as that in the first configuration example. Further, the point that the hydraulic pressure Psol2 of the oil passage 45 is controlled to zero based on the energization current to the second solenoid valve 46 is the same as the first configuration example.
[0078]
Next, a case where the third mode is selected will be described. This third mode is selected, for example, when the vehicle speed of the vehicle Ve is an extremely low vehicle speed that cannot be detected by the vehicle speed sensor. When this third mode is selected, the output hydraulic pressure Psol1 of the first solenoid valve 30 is increased, the input port 23 and the output port 24 of the ratio control valve 22 are shut off, and the output port 24 The port 27 is communicated. For this reason, the oil in the oil passage 20 is not supplied to the oil passage 21 via the input port 23.
[0079]
 Further, when the third mode is selected, the hydraulic pressure Psol2 of the output port 49 of the second solenoid valve 46 is changed, and the spool of the sheave pressure control valve 38 operates according to the hydraulic pressure Psol2, The oil pressure of the oil supplied from the path 36 to the oil path 37 is regulated. The oil supplied to the oil passage 37 flows into the oil passage 21 via the port 27 and the output port 24 of the ratio control valve 22, and then the oil in the oil passage 21 is supplied to the hydraulic chamber 19. Thus, when the third mode is selected, first, the ratio control valve 22 is drained from the port 27 with the oil in the hydraulic chamber 19, and the gear ratio of the belt type continuously variable transmission 6 is increased. A state (deceleration side) corresponding to such a shift is executed. And oilLine pressure PL of path 36The gear ratio of the belt type continuously variable transmission 6 is controlled by adjusting the pressure by the sheave pressure control valve 38 and supplying the pressure to the hydraulic chamber 19.
[0080]
As described above, also in the second configuration example, when the speed ratio of the belt type continuously variable transmission 6 is controlled, the flow rate is controlled by controlling the flow rate of the oil supplied to the hydraulic chamber 19. It is possible to selectively switch between the mode and the third mode in which the oil pressure supplied to the hydraulic chamber 19 is controlled to execute a shift. Therefore, the same effect as the first configuration example can be obtained.
[0081]
By the way, when the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 6 is controlled by flow control and the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission 6 is controlled by hydraulic control, the belt-type continuously variable transmission is controlled by hydraulic control. When the transmission gear ratio of the transmission 6 is controlled, the thrust applied to the primary pulley 9 is more stable and the control stability of the torque capacity of the belt 17 is higher. Therefore, if the third mode is selected when the vehicle speed of the vehicle Ve is extremely low, the belt 17 can be prevented from slipping even when the torque to be transmitted is large, and the belt 17, the primary pulley 9, the secondary pulley can be suppressed. 10 can suppress a decrease in durability, and can suppress deficiencies in driving force or changes in driving force when the vehicle Ve starts, improving drivability.
[0082]
 (Third configuration example)
 Next, another configuration example of a hydraulic circuit for supplying oil to the hydraulic chamber 19 will be described with reference to FIG.To do. thisIn the third configuration example, a normally open solenoid valve is used as the first solenoid valve 30, and the ratio control valve 22 is not provided with the second control port 26. 4 that are the same as the reference numerals in FIGS. 1 and 3 indicate that the configuration in FIG. 4 is the same as the configuration in FIGS. 1 and 3.
[0083]
The hydraulic circuit shown in FIG. 4 has a hydraulic chamber 54 that controls the torque capacity of the lockup clutch 4. Further, a lockup relay valve 55 that controls the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 54 is provided. The lockup relay valve 55 includes a spool (not shown) biased in a predetermined direction by an elastic member 56, an input port 57, a first output port 58 and a second output port 59, and a drain port 60. And a control port 61 that applies an urging force opposite to the urging force of the elastic member 56 to the spool.
[0084]
The input port 57 and the output port 41 of the sheave pressure control valve 38 are connected by an oil passage 37. The first output port 58 and the hydraulic chamber 54 are connected by an oil passage 62. Further, the second output port 59 and the port 27 of the ratio control valve 22 are connected by an oil passage 63. Further, the drain port 60 is connected to the oil pan 53.
[0085]
Next, the operation when the hydraulic circuit of FIG. 4 is applied to the system of FIG. 2 will be described. In the hydraulic circuit of FIG. 4, the first mode and the third mode can be selected. The first mode is selected when the vehicle speed of the vehicle Ve is equal to or higher than a predetermined vehicle speed that can be detected by the vehicle speed sensor. When the first mode is selected, the first solenoid valve 30 and the second solenoid valve 46 are energized. Then, the hydraulic pressure Psol1 is controlled by the same action as in the second configuration example, and the speed ratio of the belt type continuously variable transmission 6 is controlled by the flow rate control function of the ratio control valve 22.
[0086]
On the other hand, by controlling the energization current to the second solenoid valve 46, Psol2 of the oil passage 45 is increased. Therefore, the spool of the sheave pressure control valve 38 operates against the urging force of the elastic member 39, and the input port 40 and the output port 41 are communicated. Therefore, the oil in the oil passage 20 is supplied to the oil passage 37 via the oil passage 36 and the sheave pressure control valve 38.
[0087]
When the first mode is selected, the hydraulic pressure Psl input to the control port 61 of the lockup relay valve 55 is increased. As a result, the spool of the lockup relay valve 55 operates against the urging force of the elastic member 56, and the input port 57 and the first output port 58 are communicated with each other, while the second output port 59 and the drain are connected. The port 60 is communicated. Then, the oil in the oil passage 37 is supplied to the hydraulic chamber 54 via the lockup relay valve 55 and the oil passage 62. In this way, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 54 increases, and the engagement pressure of the lockup clutch 4 is increased.
[0088]
 Note that when the first mode is selected in the third configuration example, the hydraulic pressure Psol1 is decreased.The ratio control valve 22 operates in the same manner as when the first mode is selected in the first configuration example, and is shifted so that the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 6 becomes small.
[0089]
On the other hand, the third mode is selected when the vehicle speed of the vehicle Ve is equal to or lower than an extremely low vehicle speed that cannot be detected by the vehicle speed sensor. When the third mode is selected, the states of the first solenoid valve 30 and the ratio control valve 22 are controlled in the same manner as in the second configuration example. As a result, the oil pressure of the oil supplied from the oil passage 36 to the oil passage 37 is regulated by the sheave pressure control valve 38 as in the second configuration example.
[0090]
 When the third mode is selected, the hydraulic pressure Psl is reduced and the input port 57 and the second output port 59 are communicated with each other.It is.Then, the oil in the oil passage 37 is supplied to the hydraulic chamber 19 via the lockup relay valve 55, the oil passage 63, the ratio control valve 22, and the oil passage 21. In this way, the transmission ratio of the belt type continuously variable transmission 6 is controlled by the hydraulic pressure Pin adjusted by the sheave pressure control valve 38. On the other hand, the oil in the hydraulic chamber 54 is drained to the oil pan 53 via the oil passage 62 and the lockup relay valve 55, and the engagement pressure of the lockup clutch 4 is lowered.
[0091]
As described above, also in the third configuration example, the flow rate of the oil supplied to the hydraulic chamber 19 is controlled by the function of the ratio control valve 22 to control the speed ratio of the belt type continuously variable transmission 6. And a third mode for controlling the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 6 by controlling the oil pressure Pin of oil supplied to the hydraulic chamber 19 by the sheave pressure control valve 38. be able to. Therefore, the same effect as the first configuration example can be obtained. Further, when the vehicle speed of the vehicle Ve is an extremely low vehicle speed, if the third mode is selected, the same effects as those of the second configuration example can be obtained for the same reason as in the second configuration example.
[0092]
 In addition, the electronic control unit 52 is configured so that the hydraulic pressure Psol2 of the second solenoid valve 46 is controlled by a signal output from the control valve 44. A sheave pressure control valve 38 having a control port 44 on which the hydraulic pressure Psol2 acts is provided.The oil pressure chamber 54 has a function of controlling the oil pressure supplied to the oil pressure chamber 54 of the lockup clutch 4 and a function of controlling the oil pressure of the oil supplied to the oil pressure chamber 19 of the primary pulley 9. Therefore, it is not necessary to provide new parts to control the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 19, and the increase in size and weight of the apparatus can be suppressed, and the increase in the manufacturing cost of the hydraulic control apparatus 18 can be suppressed.
[0093]
 (Fourth configuration example)
 Next, another configuration example of a hydraulic circuit for supplying oil to the hydraulic chamber 19 will be described with reference to FIG.The thisIn the fourth configuration example, the same reference numerals as those in the second configuration example are assigned to the same configurations as those in the second configuration example, and the description thereof is omitted.
[0094]
In the fourth configuration example, as the state of the ratio control valve 22, the first state in which the oil passage 21, the oil passage 20 and the oil passage 37 are shut off, and the oil passage 21 and the oil passage 20 are shut off. In addition, a second state in which the oil passage 21 and the oil passage 37 are communicated with each other, and a third state in which the oil passage 20 and the oil passage 21 are communicated and the oil passage 21 and the oil passage 37 are blocked. You can choose. In the second state, the hydraulic pressure Psol1 acting on the first control port 25 of the ratio control valve 22 is controlled to a substantially constant pressure so that the communication area (opening) between the oil passage 21 and the port 27 is substantially constant. Can be controlled. That is, the communication area between the oil passage 21 and the port 27 can be controlled between fully open and fully closed. Then, it is possible to execute control for changing the oil pressure PM of the oil passage 37 by controlling the oil pressure Psol 2 acting on the control port 44 of the sheave pressure control valve 38. If such control is executed and the oil pressure Ps of the oil pressure chamber 19 is controlled to be greater than the oil pressure PM of the oil passage 37, the oil in the oil pressure chamber 19 is transferred to the oil pump 53 via the oil passage 21 and the oil passage 37. Drained.
[0095]
In the fourth configuration example, the flow rate of oil discharged from the hydraulic chamber 19 can be controlled by changing the differential pressure obtained by dividing the hydraulic pressure PM of the oil passage 37 from the hydraulic pressure Ps of the hydraulic chamber 19. That is, in the fourth configuration example, the amount of oil drained from the hydraulic chamber 19 can be controlled with high accuracy by controlling both the ratio control valve 22 and the sheave pressure control valve 38.
[0096]
In each of the above configuration examples and FIGS. 1, 3 to 5, the mode for controlling the oil amount of the hydraulic chamber 19 of the primary pulley 9 and the mode for controlling the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 19 are selectively switched. Although an example has been described, the present invention can be applied to a case where the mode for controlling the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 100 of the secondary pulley 10 and the mode for controlling the oil amount of the hydraulic chamber 100 are selectively switched. The secondary pulley 10 mainly has a function of controlling the torque capacity of the belt type continuously variable transmission 6. Therefore, when the present invention is used for controlling the oil supply state of the hydraulic chamber 100 of the secondary pulley 10, for example, a mode for controlling the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 100 mainly by pressure control is selected and the hydraulic chamber 100 of the hydraulic chamber 100 is controlled by pressure control. When the hydraulic pressure cannot be controlled, or when it is not appropriate to control the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 100 by pressure control, a mode for controlling the oil amount of the hydraulic chamber 100 can be selected.
[0097]
 Next, control examples for selectively switching between the flow rate control mode for controlling the oil amount in the hydraulic chamber and the pressure control mode for controlling the hydraulic pressure in the hydraulic chamber using the above hydraulic circuit will be sequentially described.To do.
[0098]
(First control example)
This first control example is a control example in which pressure control or flow rate control is selected as control of the hydraulic chamber 19 of the primary pulley 9, and control of the hydraulic chamber 100 of the secondary pulley 10 is limited to hydraulic control. And The first control example is performed at the time of positive driving. The first control example will be described based on the flowchart of FIG. In the flowchart of FIG. 6, it is first determined whether or not the current actual vehicle speed is equal to or lower than a predetermined vehicle speed V0 (step S1). Here, examples of the predetermined vehicle speed V0 include a reading lower limit vehicle speed by a vehicle speed sensor. If a negative determination is made in step S1, the flag is turned off (step S2). This flag is a flag for executing pressure control. Subsequent to step S2, flow control of the oil supplied to the hydraulic chamber 19 is executed (step S3), and the process returns to step S1 described above.
[0099]
If the determination in step S1 is affirmative, it is determined whether or not the road on which the vehicle Ve is located (runs) is an uphill road (step S4). If the road is flat or downhill, a negative determination is made in step S4. In this case, since there is a low possibility of the belt 17 slipping at the primary pulley 9, the process proceeds to step S2. On the other hand, if a positive determination is made in step S4, it is determined whether or not a flag for executing pressure control is turned on (step S5).
[0100]
 If a negative determination is made in step S5,
T0 (n) = T0 (n-1) +. DELTA.T0
The process is executed (step S6). Where "T0"Is a switch for selectively switching between flow control and pressure control using the map shown in FIG.ー BintleThreshold,Specifically, the torque transmitted from the driving force source 1 to the primary shaft 7At the thresholdYes, "n" is a counter for the number of executions of the control routine of FIG. 6, "ΔT0" is an increment of the area where pressure control is to be executed, and "T0 (n-1)" Turbine torque during control routine executionAt the thresholdis there. Following the above step S6, the flag for executing the pressure control is turned on (step S7), and the pressure control of the hydraulic chamber 19 is executed.(StayStep S8) and return to Step S1.
[0101]
On the other hand, if a positive determination is made in step S5,
T0 (n) = T0 (n-1)
(Step S9), the process proceeds to step S7, and the flag for executing the pressure control is kept on.
[0102]
In the above control, the initial value of n at the first execution of the control routine is
n = 1
The flag at the first execution of the control routine is set to OFF, and the turbine torque threshold at the first execution of the control routine is
T0 (1) = T0_int
Set to
[0103]
 FIG. 7 shows an example of a map used when the flow rate control or the pressure control is selectively switched in the above control example. In the map shown in FIG. 7, the flow rate control region A1 and the pressure control region B1 are set using the vehicle speed and the turbine torque as parameters. Specifically, the vehicle speed is V0 or less and the turbine torque isThreshold TThe pressure control region B1 is set in a region equal to or less than 0, and the flow rate control region A1 is set in a region other than the pressure control region B1. And pressure control region BDecide 1Turbine TurtleThreshold T0 changes in accordance with the aforementioned increase ΔT0.
[0104]
As described above, in the control example of FIG. 6, when the determination in step S 1 is affirmative, it is difficult to detect the rotation speed of the primary shaft 7, and the flow rate control is executed as the control of the hydraulic chamber 19. In this case, the belt 17 may slip on the primary pulley 9. Therefore, according to the first control example, it is possible to make an affirmative determination in step S1 and proceed to step S8 to select hydraulic control. Therefore, the slip of the belt 17 can be suppressed as much as possible. On the other hand, if a positive determination is made in step S4, the belt 17 may slip on the primary pulley 9 due to the traveling load of the vehicle Ve. Therefore, if the torque capacity of the belt type continuously variable transmission 6 is increased by selecting the hydraulic control in step S8, the slip of the belt 17 can be suppressed as much as possible.
[0105]
 If the determination in step S1 is affirmative, steps S4, S5, S6, and S9 may be omitted, and a control routine that proceeds to step S7 may be employed. It is also possible to employ a control routine that omits step S1. Here, the functional means shown in FIG.And thisExplaining the correspondence with the configuration of the invention, stepsS4 corresponds to the determination means of the present invention, step S8 corresponds to the first mode selection means of the present invention, and step S3 corresponds to the second mode of the present invention.This corresponds to the mode selection means.
[0106]
(Second control example)
This second control example is also a control executed during the positive drive. Moreover, it is a control example which selects pressure control or flow control as control of the hydraulic chamber 19 of the primary pulley 9, and control of the hydraulic chamber 100 of the secondary pulley 10 shall be limited to hydraulic control. This second control example will be described with reference to FIG. First, it is determined whether or not the speed ratio γ of the belt type continuously variable transmission 6 is equal to or greater than a predetermined speed ratio γ0 (step S11). If the determination in step S11 is negative, the possibility that the belt 17 slips on the primary pulley 9 is low, so the flow rate control is selected as the control of the hydraulic chamber 19 (step S12), and the pressure control is executed. The flag is turned off (step S13), and the process returns to step S11.
[0107]
On the other hand, if the determination in step S11 is affirmative, it is determined whether or not a flag for executing pressure control is turned on (step S14). If the determination in step S14 is negative, the hydraulic chamber is determined. Pressure control is selected as control 19 (step S15), a flag for executing pressure control is turned on (step S16), and the process returns to step S11. If the determination in step S14 is affirmative, the pressure control is currently being executed, and the process returns to step S11.
[0108]
According to the second control example, when the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 11 is equal to or greater than a predetermined gear ratio, that is, when the torque transmitted by the belt-type continuously variable transmission 11 is equal to or greater than a predetermined value. The pressure control can be executed as the control of the hydraulic chamber 19 and the slip of the belt 17 in the primary pulley 9 can be suppressed.
[0109]
 Note that in step S11 of FIG. 8, the speed change γ of the belt type continuously variable transmission 6 is not determined whether or not the speed change ratio γ0 is equal to or greater than the predetermined speed change ratio γ0. It is also possible to determine whether or not the process is being executed. In this case, at least one of these two kinds of determinations can be executed. If it is determined in step S11 whether or not the belt type continuously variable transmission 6 is decelerating, if the determination in step S11 is affirmative, step S11 is performed.S1Proceed to step S4. If a negative determination is made in step S11, the process proceeds to step S12. As described above, if it is determined whether or not the vehicle is decelerating in step S11, the pressure of the hydraulic chamber 19 is controlled during the deceleration. Therefore, “the width of the groove M1 of the primary pulley 9 is abruptly increased and the belt 17 It is possible to suppress the “slip problem”. Here, the correspondence between the functional means shown in FIG. 8 and the configuration of the present invention will be described.11 corresponds to the determination means of the present invention, step S16 corresponds to the first mode selection means of the present invention, and step S13 corresponds to the second mode of the present invention.This corresponds to the mode selection means.
[0110]
(Third control example)
In this third control example, pressure control or flow rate control can be selected as the control of the hydraulic chamber 19 of the primary pulley 9, and pressure control or flow control is selected as the control of the hydraulic chamber 100 of the secondary pulley 10. This is a control example corresponding to a possible case. The third control example will be described based on the flowchart of FIG. First, it is determined whether or not the shift speed request is greater than or equal to a predetermined value V (step S21).
[0111]
The speed of the belt-type continuously variable transmission 6 is determined by the deviation of the axial thrust (Pin) applied to the movable sheave 12 and the rotational speed of the primary shaft 7 at the time of shifting. For this reason, the speed change request can be calculated by the following equation, for example.
dx / dt = (B (γ) K (γ) tan θ) / Ain × Nin × (Win−Win)^*)
[0112]
Here, “dx / dt” is a time differential value of the movement amount of the movable sheave 12 in the axial direction, and this time differential value can be handled as a speed change request. “B (γ)” and “K (γ)” are coefficients of the gear ratio, “Ain” is the area of the belt contact surface of the movable sheave 12, and “Nin” is the rotational speed of the primary shaft 7. “Win” is the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 19. And the thrust is
Pin = Win / Ain
Is calculated by The speed change request can also be determined from the deviation between the target value (Nin) of the rotation speed of the primary shaft 7 and the actual rotation speed of the primary shaft 7.
[0113]
The shift response of the belt type continuously variable transmission 6 will be described with reference to the diagram of FIG. The diagram of FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the flow rate or oil pressure of the oil controlled by the solenoid valve and the indicated value of the duty ratio for controlling the solenoid valve. In FIG. 10, the flow rate is indicated by a solid line, and the hydraulic pressure is indicated by a broken line. The hydraulic pressure has a characteristic that the hydraulic pressure increases as the duty ratio increases, and the change rate of the hydraulic pressure with respect to the change rate of the duty ratio is substantially constant. On the other hand, the flow rate has a region where the flow rate does not change even if the duty ratio increases. That is, the change rate of the pressure (hydraulic pressure) corresponding to the change rate of the duty ratio is larger than the change rate of the flow rate corresponding to the change rate of the duty ratio. In other words, the pressure control is a control that is suitable when the speed change speed requirement is large, and the flow rate control is a control that is suitable when there is a demand for increasing the control accuracy of the speed ratio.
[0114]
As described with reference to FIG. 10, since the flow rate control is not suitable for a fast shift request, if a negative determination is made in step S 21, the flow rate of the hydraulic chamber 19 is controlled and the hydraulic chamber 100 is controlled. Is pressure controlled (step S22). Following step S22, the flag is turned off (step S23), and the process returns to step S21. Here, “flag off” means that the process in step S22 is selected.
[0115]
On the other hand, if a positive determination is made in step S21, it is determined whether or not the flag is turned on (step S24). If a negative determination is made in step S24, the hydraulic chamber 19 is pressure controlled and the hydraulic chamber 100 is pressure controlled (step S25). Following step S25, the flag is turned on (step S26), and the process returns to step S21. If the determination in step S24 is affirmative, the process returns to step S21. “Flag on” means that the process in step S25 is selected. In the third control example, the initial flag at the first execution of the routine is set to OFF.
[0116]
 According to the control example of FIG. 9, when the process proceeds to step S 25, pressure control is selected as control of the hydraulic chamber 19. In particular, when the width of the groove M1 of the primary pulley 9 is widened by downshifting, it is possible to prevent the belt 17 from slipping due to a sudden expansion of the groove width M1. More specifically, the accelerator opening decreases rapidly and the vehicle VeRun hardWhen the process proceeds to step S25, the kinetic energy of the vehicle Ve is transmitted from the wheel 2 to the engine via the belt type continuously variable transmission 6 to generate an engine braking force. In the case where an electric motor is used as a driving force source, the kinetic energy of the vehicle Ve can be transmitted to the electric motor so that the electric motor functions as a generator and the electric power can be stored in the power storage device.
[0117]
 The length (circumferential length) at which the compressive force is generated between the elements of the belt 17 is longer in the portion wound around the primary pulley 9. For this stepS25As described above, if the pressure control of the hydraulic chamber 19 is executed to control the torque capacity of the belt type continuously variable transmission 6, the slip of the belt 17 can be suppressed. When the speed change request is less than a predetermined value, the flow rate control is selected as the control of the hydraulic chamber 19 so that the reduction in the control accuracy of the speed ratio can be suppressed.
[0118]
 Here, the functional means shown in FIG.,thisExplaining the correspondence with the configuration of the invention, step S21 corresponds to the determination means of the present invention, step S25 corresponds to the first mode selection means of the present invention, and step S22 corresponds to the second mode of the present invention.This corresponds to the mode selection means.
[0119]
(Fourth control example)
In this fourth control example, pressure control or flow rate control can be selected as control of the hydraulic chamber 19 of the primary pulley 9, and pressure control or flow control is selected as control of the hydraulic chamber 100 of the secondary pulley 10. This is a control example corresponding to a possible case. The fourth control example will be described based on the flowchart of FIG. First, it is determined whether or not the actual speed ratio γ is greater than or equal to a predetermined value γ0 (step S31). If a negative determination is made in step S31, the hydraulic chamber 19 is subjected to flow control, and the hydraulic chamber 100 is subjected to pressure control (step S32). Following step S32, the flag is turned off (step S33), and the process returns to step S31. Here, “flag off” means that the process in step S32 is selected.
[0120]
On the other hand, if a positive determination is made in step S31, it is determined whether or not the flag is turned on (step S34). If a negative determination is made in step S34, the hydraulic chamber 19 is subjected to flow control and the hydraulic chamber 100 is subjected to pressure control (step S35). Following step S35, the flag is turned on (step S36), and the process returns to step S31. If the determination in step S34 is affirmative, the process returns to step S31. Note that “flag is on” means that the process in step S35 is selected. In the fourth control example, the initial flag at the first execution of the routine is set to OFF.
[0121]
When the vehicle Ve is traveling with the torque of the driving force source 1 and the process proceeds to step S35, the hydraulic chamber 100 is hydraulically controlled to suppress slipping of the belt 17 for the reasons already described. be able to. On the other hand, when the vehicle Ve travels in a repulsive manner, the power of the wheels 2 is transmitted to the electric motor, and the electric power generation control is executed by the electric motor, the control in step S32 is executed as described above. For the same reason, it is possible to suppress a reduction in power transmission efficiency of the belt type continuously variable transmission 6 and to improve power generation efficiency (regeneration efficiency). In either step S32 or step S35, a situation in which the hydraulic pressure in the hydraulic chamber is increased more than necessary by selecting the flow rate control as the control of one of the hydraulic chamber 19 or the hydraulic chamber 100. Can be avoided. Therefore, it is possible to suppress an increase in waste of power of the rotating device that drives the oil pump.
[0122]
Meanwhile, in step S31 of FIG. 11, it is determined whether or not the accelerator opening is equal to or larger than a predetermined opening, or whether or not the input torque Tin in the belt type continuously variable transmission 6 is equal to or larger than a predetermined value. It is also possible to employ a control routine. The input torque in the belt type continuously variable transmission 6 can be determined based on the intake air amount of the engine, the accelerator opening, and the like. When such other control routines are employed, the process proceeds to step 34 if the determination is affirmative in step S31, and the process proceeds to step S32 if the determination is negative in step S31.
[0123]
Thus, if the hydraulic chamber 19 is controlled by flow control when the input torque exceeds a predetermined value, a pressure generating means for controlling the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 19 of the primary pulley, specifically a solenoid valve, etc. This eliminates the need for high pressure generation specifications. For this reason, it becomes possible to share the solenoid valve also when generating the hydraulic pressure required by other hydraulic pressure required mechanisms. Therefore, the hydraulic control device 18 can be reduced in weight and cost.
[0124]
Further, when the actual vehicle speed is equal to or lower than the predetermined vehicle speed and the input torque in the belt type continuously variable transmission 6 is equal to or higher than the predetermined value, the driver suddenly increases the amount of depression of the accelerator pedal after the vehicle starts. There are cases. In such a case, it is possible to upshift with good controllability by executing flow rate control. Upshift means a shift that reduces the gear ratio.
[0125]
MaIn addition, the matters described in each control example, specifically, whether the actual vehicle speed is equal to or higher than a predetermined speed, whether the actual speed ratio is equal to or higher than the predetermined speed ratio, and the accelerator opening is equal to or higher than a predetermined value. Whether the road is uphill, downhill, or flat, whether the input torque is greater than a predetermined value, whether the shift speed request is greater than a predetermined value, whether it is decelerating or increasing speed, etc. The parameter corresponds to the “vehicle operating state” of the present invention.
[0126]
 Here, the correspondence between the configuration described in each configuration example and each control example and the configuration of the present invention will be described. The belt-type continuously variable transmission 6 corresponds to the transmission of the present invention, and the gear ratio control is performed. The control of the torque capacity corresponds to the “shift control” of the present invention, and the movable sheave 12 of the primary pulley 9 and the movable sheave 15 of the secondary pulley 10 correspond to the operating member and the movable sheave of the present invention. The hydraulic chamber 19 of the servo mechanism 13 and the hydraulic chamber 100 of the hydraulic servo mechanism 16 correspond to the hydraulic chamber of the present invention.And secondOne solenoid valve 30, the ratio control valve 22 and the electronic control device 52 correspond to the flow control device of the present invention, and the primary pulley 9 and the secondary pulley 10 correspond to a plurality of pulleys of the present invention.
[0127]
 In addition, the second solenoid valve 46, the sheave pressure control valve 38, the lock-up relay valve 55, and the electronic control device 52 are compatible with the pressure control device of the present invention.Win. As described above, the second solenoid valve 46 that performs pressure control, the sheave pressure control valve 38, the lockup relay valve 55, and the first solenoid valve 30 and ratio control valve 22 that perform flow rate control are provided separately. It has been.
[0128]
thisThe belt in the invention is a so-called winding transmission member, and this belt includes a chain.
[0129]
In each configuration example, even when the second mode or the third mode is selected, oil is supplied to the hydraulic chamber 19 via the ratio control valve 22 and flows from the output port 24. Is fixed at a predetermined flow rate. In this sense, when the second mode or the third mode is selected, it can be said that both the sheave pressure control valve 38 and the ratio control valve 22 are functioning. In that sense, when the second mode or the third mode is selected, it can be said that the state of the oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the flow rate control device and the pressure control device.
[0130]
Although not specifically illustrated, when adjusting the oil pressure by the sheave pressure control valve, it is possible to configure a hydraulic circuit in which the adjusted oil is supplied to the hydraulic chamber without passing through the ratio control valve. . When the hydraulic circuit having this configuration is employed, the state of oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by either the flow rate control device or the pressure control device. In the above embodiment, the belt type continuously variable transmission 6 is cited as the transmission, but the present invention can also be applied to other continuously variable transmissions, for example, toroidal type continuously variable transmissions.
[0131]
This toroidal-type continuously variable transmission is a transmission having an input disk and an output disk having toroidal surfaces, and a power roller in contact with each disk. The input disk is connected to the input rotating member, and the output disk is connected to the output rotating member. Lubricating oil is present on the contact surface between each disk and the power roller. Then, the power roller is moved linearly in a plane perpendicular to the axis of each disk, and the contact radius between the power roller and each disk is adjusted to change the speed between the input rotating member and the output rotating member. The ratio is controlled. Moreover, the capacity | capacitance of the torque transmitted between an input rotation member and an output rotation member is controlled by adjusting the contact surface pressure of each disk and a power roller.
[0132]
That is, when the contact surface pressure between each disk and the power roller is increased, the lubricating oil becomes glassy, and power is transmitted between the input rotating member and the output rotating member by so-called traction transmission. A first hydraulic servo mechanism is provided that urges each disk in the rotational axis direction to adjust the contact surface pressure between each disk and the power roller. The first hydraulic servomechanism has a piston that operates each disk in the direction of the rotation axis, and a first hydraulic chamber that operates the piston. Further, a second hydraulic servo mechanism is provided for moving the power roller in a straight line within a plane orthogonal to the axis of each disk. The second hydraulic servo mechanism has a second hydraulic chamber for operating the power roller. When the present invention is applied to a toroidal continuously variable transmission, the state of oil supplied to the first hydraulic chamber and the second hydraulic chamber is controlled by the flow rate control device and the pressure control device.
[0133]
Thus, when the present invention is used in a hydraulic control device for a toroidal continuously variable transmission, the toroidal continuously variable transmission corresponds to the transmission of the present invention, and each disk and the power roller are the operating members of the present invention. The first hydraulic chamber and the second hydraulic chamber correspond to the hydraulic chamber of the present invention. The present invention can also be applied to a stepped transmission that can control the gear ratio stepwise (discontinuously).
[0134]
The characteristic configurations described in this embodiment are listed as follows. The first configuration includes a hydraulic chamber that controls the operation of an operating member that controls the shift of the transmission, and a shift that controls the shift of the transmission by controlling the state of oil supplied to the hydraulic chamber. In the hydraulic control apparatus (hydraulic control method) of the machine, flow control means (flow control step) for controlling the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber, and pressure control for controlling the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber Means (pressure control step). A transmission hydraulic control device (hydraulic control method).
[0135]
The second configuration includes a hydraulic chamber that controls the operation of an operating member that controls the shift of the transmission, and a shift that controls the shift of the transmission by controlling the state of oil supplied to the hydraulic chamber. In the hydraulic control apparatus (hydraulic control method) of the machine, flow control means (flow control step) for controlling the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber, and pressure control for controlling the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber Oil controlled by at least one of the flow control means (flow control step) or the pressure control means (pressure control step) when controlling the state of oil supplied to the hydraulic chamber (pressure control step) A transmission hydraulic control device (hydraulic control method), characterized by comprising supply state control means (oil supply state control step).
[0136]
The third configuration is characterized in that the flow rate control means (flow rate control step) in the first configuration or the second configuration has a function of controlling the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber by an electromagnetic valve. It is what.
[0137]
The fourth configuration is a configuration in which the transmission ratio of the transmission is controlled by the operation of the operation member in any one of the first configuration to the third configuration, and oil discharged from the pressure control device is The oil flow chamber is configured to be supplied to the hydraulic chamber via the flow rate control device, and when the oil discharged from the pressure control device is supplied to the hydraulic chamber via the flow rate control device, the flow rate control device Oil supply state control means (oil supply state control step) for controlling the state so as to be in a state corresponding to a case where a shift in which the transmission gear ratio of the transmission is increased by discharging the oil in the hydraulic chamber is performed. It is characterized by having.
[0138]
In the fifth configuration, the oil supply state control means (oil supply state control step) of the third configuration is configured so that the flow control means (flow control step) or the pressure control means (pressure And a function of selecting at least one of the control steps).
[0139]
In the sixth configuration, the oil supply state control means (oil supply state control step) of the fifth configuration is supplied by the flow rate control means (flow rate control step) when the function of the solenoid valve is degraded. The oil supply mode is further provided with a function of controlling the oil supply mode to be changed so that the transmission gear ratio of the transmission is reduced.
[0140]
In the seventh configuration, the oil supply state control means (oil supply state control step) of the fifth or sixth configuration changes the state of oil supplied to the hydraulic chamber when the function of the solenoid valve is lowered. The pressure control means (pressure control step) further has a function of controlling.
[0141]
In the eighth configuration, the oil supply state control means (oil supply state control step) of the second configuration or the third configuration is configured to control the flow rate based on information related to the vehicle speed of the moving body having the transmission. The apparatus further includes a function of controlling the state of oil supplied to the hydraulic chamber by at least one of means (flow rate control step) and pressure control means (pressure control step).
[0142]
According to a ninth configuration, when the oil supply state control means (oil supply state control step) of the eighth configuration has a vehicle speed of the moving body having the transmission equal to or lower than a predetermined vehicle speed, the pressure control means (pressure control The step further includes a function of controlling the state of oil supplied to the hydraulic chamber.
[0143]
In the tenth configuration, the oil supply state control means (oil supply state control step) of any one of the second configuration to the ninth configuration is a state of oil supplied to a hydraulic control target other than the speed change operation member It further has a function of controlling the above.
[0144]
The eleventh configuration is premised on the tenth configuration, wherein a clutch is provided in a transmission path of power input to the transmission, and the hydraulic control object includes the clutch. .
[0145]
The twelfth configuration is based on the second configuration or the third configuration, and a clutch is provided in a transmission path of power input to the transmission, and the oil supply state control means (oil supply state control step) ) Is a function of controlling the hydraulic pressure of the clutch hydraulic chamber for controlling the torque capacity of the clutch, a function of selecting the flow rate control means (flow rate control step) when increasing the hydraulic pressure of the clutch hydraulic chamber, And a function of selecting the pressure control means (pressure control step) when lowering the hydraulic pressure in the clutch hydraulic chamber.
[0146]
A thirteenth configuration is a belt-type continuously variable transmission in which the transmission of any one of the first to twelfth configurations is configured such that a belt is wound around a plurality of pulleys, and the operating member is a belt of any one of the pulleys. It is a movable sheave that adjusts the winding state. In the first to thirteenth configurations, each functional means and control step is achieved by the electronic control unit 52.
[0147]
In a fourteenth configuration according to the first configuration, a flow rate control mode in which a flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the flow rate control device, or a pressure of oil supplied to the hydraulic chamber is set to the pressure control device. A hydraulic control device comprising a mode selector (mode selection controller) that determines which of the pressure control modes controlled by the control is selected based on the driving state of the vehicle on which the transmission is mounted. It is. Here, the electronic control unit 52 corresponds to a mode selector (mode selection controller).
[0148]
According to a fifteenth configuration, in the first configuration, the flow rate control mode in which the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the flow rate control device, or the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the pressure control device. A hydraulic pressure control method comprising: a mode selection step of determining which pressure control mode to be controlled is selected based on an operating state of a vehicle equipped with the transmission.
[0149]
In the sixteenth configuration, the hydraulic control device of each configuration described above is configured such that the power of the driving force source is transmitted to the wheels via the transmission, or the kinetic energy of the vehicle is transmitted via the transmission. The present invention can be applied to any vehicle configured to be transmitted to a driving force source.
[0150]
【The invention's effect】
 As explained above, according to the invention of claim 1When it is determined that the road on which the vehicle is located is an uphill road, the pressure of the oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the pressure control device, and it is determined that the road on which the vehicle is located is not an uphill road Controls the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber by a flow rate control device.
[0151]
 According to the invention of claim 2When the transmission gear ratio is determined to be greater than or equal to a predetermined gear ratio, the pressure of the oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the pressure control device, and the transmission gear ratio is determined in advance. When it is determined that the ratio is less than the predetermined speed ratio, the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the flow rate control device.
[0152]
 According to the invention of claim 3When the transmission speed request for the transmission is determined to be equal to or greater than a predetermined value, the pressure of the oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the pressure control device, and the transmission speed request for the transmission is When it is determined that the value is less than the predetermined value, the flow rate of the oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the flow rate control device.
[0153]
 According to the invention of claim 4When it is determined that the belt of the belt type continuously variable transmission slips, the pressure of the oil supplied to the hydraulic chamber is controlled by the pressure control device. When it is determined that the belt does not slip, the hydraulic chamber is The flow rate of the supplied oil is controlled by a flow rate control device.
[0154]
 According to the invention of claim 5, the claimItem 4Besides obtaining the same effect as the inventionWhen the road on which the vehicle is located is an uphill road, it is determined that the belt slips. When the road on which the vehicle is located is not an uphill road, it is determined that the belt does not slip.
[0155]
 According to the invention of claim 6,Item 4Besides obtaining the same effect as the inventionWhen the speed ratio of the belt type continuously variable transmission is equal to or greater than a predetermined value, it is determined that the belt slips, and the speed ratio of the belt type continuously variable transmission is less than the predetermined speed ratio. In some cases, it is determined that the belt does not slip.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing a first configuration example of a hydraulic control apparatus according to the present invention.
FIG. 2 is a conceptual diagram showing a power train of a vehicle to which the hydraulic control device of the present invention is applied and its control system.
FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing a second configuration example of the hydraulic control apparatus according to the present invention.
FIG. 4 is a hydraulic circuit diagram showing a third configuration example of the hydraulic control apparatus of the present invention.
FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram showing a fourth configuration example of the hydraulic control apparatus according to the present invention.
FIG. 6 is a flowchart showing a first control example that can be executed by the hydraulic control device of the present invention;
FIG. 7 is an example of a map used in the control example of FIG.
FIG. 8 is a flowchart showing a second control example that can be executed by the hydraulic control device of the present invention;
FIG. 9 is a flowchart showing a third control example that can be executed by the hydraulic control device of the present invention;
FIG. 10 is a diagram showing a correspondence relationship between an instruction value of a duty ratio for a solenoid valve and a flow rate or a hydraulic pressure in a control example that can be executed by the hydraulic control device of the present invention.
FIG. 11 is a flowchart showing a fourth control example that can be executed by the hydraulic control device of the present invention;
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 4 ... Lock-up clutch, 6 ... Belt type continuously variable transmission, 9 ... Primary pulley, 12 ... Movable sheave, 17 ... Belt, 18 ... Hydraulic control device, 19, 54 ... Hydraulic chamber, 22 ... Ratio control valve, 30 ... 1st solenoid valve, 38 ... Sheave pressure control valve, 46 ... 2nd solenoid valve, 55 ... Lock-up relay valve, Ve ... Vehicle.

Claims

By controlling the operation of the hydraulic chamber to operate by supplying oil member, the hydraulic control apparatus for a transmission which controls the shift of speed change device mounted on the vehicle,
A flow rate control device for controlling the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber;
A pressure control device for controlling the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber;
Have
Determining means for determining whether the road on which the vehicle is located is an uphill road;
First mode selection means for controlling the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber by the pressure control device when it is determined that the road on which the vehicle is located is an uphill road;
Second mode selection means for controlling the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber by the flow rate control device when it is determined that the road on which the vehicle is located is not an uphill road;
Transmission oil pressure control apparatus according to claim and this you are provided with.

By controlling the operation of the hydraulic chamber to operate by supplying oil member, the hydraulic control apparatus for a transmission which controls the shift of speed change device mounted on the vehicle,
A flow rate control device for controlling the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber;
A pressure control device for controlling the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber ;
Have
Determination means for determining whether or not a transmission gear ratio of the transmission is equal to or greater than a predetermined transmission gear ratio;
First mode selection means for controlling the pressure of the oil supplied to the hydraulic chamber by the pressure control device when it is determined that the transmission gear ratio is equal to or higher than a predetermined gear ratio;
Second mode selection means for controlling the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber by the flow rate control device when it is determined that the transmission gear ratio is less than a predetermined gear ratio set in advance;
Transmission oil pressure control apparatus according to claim and this you are provided with.

In a hydraulic control device for a transmission that controls the shift of a transmission mounted on a vehicle by supplying oil to a hydraulic chamber and controlling the operation of an operation member,
A flow rate control device for controlling the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber;
A pressure control device for controlling the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber;
Have
A determination means for determining whether or not the shift speed request of the transmission is equal to or greater than a predetermined value;
First mode selection means for controlling the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber by the pressure control device when it is determined that the speed change request of the transmission is equal to or greater than a predetermined value;
Second mode selection means for controlling the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber by the flow rate control device when it is determined that the transmission speed request of the transmission is less than a predetermined value set in advance;
The hydraulic control device for varying the speed, characterized in that it comprises a.

A belt type continuously variable transmission in which a belt is wound around a plurality of pulleys is mounted on a vehicle, and a movable sheave for adjusting a belt winding state in at least one of the plurality of pulleys is provided. In a hydraulic control device for a transmission that controls the shift of the belt-type continuously variable transmission by supplying oil to the chamber and controlling the operation of the movable sheave,
A flow rate control device for controlling the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber;
A pressure control device for controlling the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber;
Have
Judging means for judging whether or not the belt slips;
First mode selection means for controlling the pressure of oil supplied to the hydraulic chamber by the pressure control device when it is determined that the belt slips;
Second mode selection means for controlling the flow rate of oil supplied to the hydraulic chamber by the flow rate control device when it is determined that the belt does not slip;
The hydraulic control device for varying the speed, characterized in that it comprises a.

The front Symbol judging means, when a road where the vehicle is located is an uphill road is determined that the belt slips when a road where the vehicle is located is not uphill road is the means for determining that the belt does not slip hydraulic control system for a transmission according to claim 4, characterized that you included.

The front Symbol judging means, the gear ratio of the belt type continuously variable transmission, if it is equal to or higher than the predetermined value and determining that the belt is slipping, the speed ratio of the belt type continuously variable transmission, hydraulic control system for a transmission according If less than the predetermined predetermined gear ratio to claim 4, characterized that you includes means for determining that the belt does not slip.