JP4799967B2 - Shift control device for continuously variable transmission - Google Patents

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Description

本発明は、車両に搭載される無段変速機の変速制御装置に関する。   The present invention relates to a shift control device for a continuously variable transmission mounted on a vehicle.

車両の動力伝達系に搭載されるベルト式無段変速機(ＣＶＴ)は、入力軸に設けられるプライマリプーリと、出力軸に設けられるセカンダリプーリと、これらのプーリに掛け渡される駆動ベルトとを備えており、プーリに対する駆動ベルトの巻き付け径を変化させて変速比を無段階に制御している。プライマリプーリやセカンダリプーリは、それぞれに固定シーブとこれに対面する可動シーブとを備えており、可動シーブを軸方向に移動させることによって駆動ベルトの巻き付け径や張力を制御することが可能となっている。   A belt type continuously variable transmission (CVT) mounted on a power transmission system of a vehicle includes a primary pulley provided on an input shaft, a secondary pulley provided on an output shaft, and a drive belt stretched around these pulleys. The transmission ratio is controlled steplessly by changing the winding diameter of the drive belt around the pulley. Each of the primary pulley and the secondary pulley includes a fixed sheave and a movable sheave facing the fixed sheave, and the winding diameter and tension of the drive belt can be controlled by moving the movable sheave in the axial direction. Yes.

たとえば、セカンダリプーリによって駆動ベルトの張力を制御する際には、目標変速比と入力トルクとに基づいて目標セカンダリ圧が算出され、この目標値に調圧されたセカンダリ圧がセカンダリプーリに供給される。また、プライマリプーリによって駆動ベルトの巻き付け径を制御する際には、スロットル開度や車速などに基づき目標変速比が設定された後に、目標変速比と目標セカンダリ圧とに基づき目標プライマリ圧が設定され、この目標値に調圧されたプライマリ圧がプライマリプーリに供給されることになる。   For example, when the tension of the drive belt is controlled by the secondary pulley, the target secondary pressure is calculated based on the target gear ratio and the input torque, and the secondary pressure regulated to the target value is supplied to the secondary pulley. . Further, when the winding diameter of the drive belt is controlled by the primary pulley, the target primary pressure is set based on the target speed ratio and the target secondary pressure after the target speed ratio is set based on the throttle opening, the vehicle speed, and the like. The primary pressure adjusted to the target value is supplied to the primary pulley.

このように、プライマリ圧やセカンダリ圧を調圧するため、オイルポンプの吐出口には基本油圧としてのライン圧を調圧するライン圧制御弁が接続され、プライマリプーリにはライン圧からプライマリ圧を調圧するプライマリ圧制御弁が接続され、セカンダリプーリにはライン圧からセカンダリ圧を調圧するセカンダリ圧制御弁が接続される(たとえば、特許文献１参照)。また、油圧制御回路には複数の油圧センサが組み込まれており、これらの油圧センサによって検出されるライン圧、プライマリ圧、セカンダリ圧に基づいて、ライン圧制御弁、プライマリ圧制御弁、セカンダリ圧制御弁の作動状態が制御されるようになっている。
特開平５−２４０３３１号公報 Thus, in order to regulate the primary pressure and the secondary pressure, a line pressure control valve that regulates the line pressure as the basic hydraulic pressure is connected to the discharge port of the oil pump, and the primary pressure is regulated from the line pressure to the primary pulley. A primary pressure control valve is connected, and a secondary pressure control valve that regulates the secondary pressure from the line pressure is connected to the secondary pulley (see, for example, Patent Document 1). The hydraulic control circuit incorporates a plurality of hydraulic sensors, and the line pressure control valve, the primary pressure control valve, and the secondary pressure control are based on the line pressure, primary pressure, and secondary pressure detected by these hydraulic sensors. The operating state of the valve is controlled.
JP-A-5-240331

しかしながら、基本油圧であるライン圧を検出するライン圧センサに故障が発生した場合には、ライン圧制御弁だけでなくプライマリ圧制御弁やセカンダリ圧制御弁に対しても影響が及ぶおそれがある。たとえば、プライマリ圧制御弁の駆動信号を算出するため、上流側のライン圧と下流側のプライマリ圧との圧力偏差を用いるようにした場合には、ライン圧センサの故障によってプライマリ圧制御弁を正常に制御することができずに、車両の走行性能を確保することが困難となる。   However, when a failure occurs in the line pressure sensor that detects the line pressure that is the basic hydraulic pressure, there is a possibility that not only the line pressure control valve but also the primary pressure control valve and the secondary pressure control valve are affected. For example, if the pressure deviation between the upstream line pressure and the downstream primary pressure is used to calculate the drive signal for the primary pressure control valve, the primary pressure control valve will be Therefore, it is difficult to ensure the running performance of the vehicle.

また、油圧制御回路にライン圧センサを組み込むことは、変速制御装置の高コスト化を招く要因となっており、ライン圧センサを削減して変速制御装置の製造コストを引き下げることが所望されている。   Incorporation of the line pressure sensor into the hydraulic control circuit is a factor that increases the cost of the transmission control device, and it is desired to reduce the manufacturing cost of the transmission control device by reducing the line pressure sensor. .

本発明の目的は、ライン圧センサに故障が発生した場合であっても、ライン圧を推定して走行性能を確保することにより、車両の安全性や信頼性を向上させることにある。   An object of the present invention is to improve the safety and reliability of a vehicle by estimating the line pressure and ensuring the running performance even when a failure occurs in the line pressure sensor.

本発明の目的は、ライン圧を推定することにより、ライン圧センサを削減して変速制御装置の低コスト化を達成することにある。   An object of the present invention is to estimate the line pressure, thereby reducing the number of line pressure sensors and achieving cost reduction of the speed change control device.

本発明の無段変速機の変速制御装置は、駆動ベルトが巻き付けられる変速プーリと締付プーリとを備え、前記変速プーリを用いて前記駆動ベルトの巻き付け径を制御する一方、前記締付プーリを用いて前駆駆動ベルトの張力を制御する無段変速機の変速制御装置であって、油圧供給源から吐出される作動油をライン圧に調圧するライン圧制御弁と、前記ライン圧制御弁と前記締付プーリとの間に設けられ、ライン圧を前記締付プーリのクランプ圧に調圧するクランプ圧制御弁と、前記ライン圧制御弁および前記クランプ圧制御弁に対して第１パイロット圧を供給し、ライン圧とクランプ圧とを増減させる第１パイロット弁と、前記ライン圧制御弁に対して第２パイロット圧を供給し、クランプ圧に対してライン圧を増加させる第２パイロット弁と、前記第２パイロット弁の駆動状態に基づいてライン圧推定値を算出するライン圧推定手段とを有することを特徴とする。   A transmission control apparatus for a continuously variable transmission according to the present invention includes a transmission pulley around which a drive belt is wound and a tightening pulley, and controls the winding diameter of the drive belt using the transmission pulley, while the tightening pulley is A transmission control device for a continuously variable transmission that controls the tension of a precursor drive belt using a line pressure control valve that adjusts hydraulic oil discharged from a hydraulic supply source to a line pressure, the line pressure control valve, A clamping pressure control valve that is provided between the clamping pulley and regulates the line pressure to the clamping pressure of the clamping pulley, and supplies a first pilot pressure to the line pressure control valve and the clamp pressure control valve. A first pilot valve that increases or decreases the line pressure and the clamp pressure, and a second pilot that supplies the second pilot pressure to the line pressure control valve and increases the line pressure with respect to the clamp pressure. When, and having a line pressure estimating means for calculating a line pressure estimated value based on the driving state of the second pilot valve.

本発明の無段変速機の変速制御装置は、クランプ圧を検出するクランプ圧センサを有し、前記ライン圧推定手段はクランプ圧センサからのクランプ圧と前記第２パイロット弁の駆動状態とに基づいてライン圧推定値を算出することを特徴とする。   The transmission control apparatus for a continuously variable transmission according to the present invention has a clamp pressure sensor for detecting a clamp pressure, and the line pressure estimating means is based on the clamp pressure from the clamp pressure sensor and the driving state of the second pilot valve. Then, an estimated line pressure value is calculated.

本発明の無段変速機の変速制御装置は、前記第２パイロット弁の駆動状態は目標ライン圧と目標クランプ圧とに基づいて算出されることを特徴とする。   The transmission control apparatus for a continuously variable transmission according to the present invention is characterized in that the driving state of the second pilot valve is calculated based on a target line pressure and a target clamp pressure.

本発明によれば、ライン圧制御弁に第２パイロット圧を供給することによりクランプ圧に対してライン圧を増加させる第２パイロット弁を備え、第２パイロット弁の駆動状態に基づいてライン圧推定値を算出するようにしたので、このライン圧推定値を用いて変速制御を実行することが可能となる。これにより、ライン圧センサを組み込むようにした変速制御装置にあっては、ライン圧センサに異常が発生した場合であっても、車両の走行性能を確保することができるため、車両の安全性や信頼性を向上させることが可能となる。また、ライン圧推定値を算出して変速制御に用いることにより、変速制御装置からライン圧センサを削減することできるため、変速制御装置の製造コストを引き下げることが可能となる。   According to the present invention, the second pilot valve that increases the line pressure with respect to the clamp pressure by supplying the second pilot pressure to the line pressure control valve is provided, and the line pressure is estimated based on the driving state of the second pilot valve. Since the value is calculated, the shift control can be executed using the estimated line pressure value. As a result, in the transmission control device in which the line pressure sensor is incorporated, the vehicle performance can be ensured even when an abnormality occurs in the line pressure sensor. Reliability can be improved. Further, by calculating the line pressure estimated value and using it for the shift control, it is possible to reduce the line pressure sensor from the shift control device, and thus it is possible to reduce the manufacturing cost of the shift control device.

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

図１は本発明の一実施の形態である変速制御装置によって制御される無段変速機１０を示すスケルトン図である。図１に示すように、この無段変速機１０はベルト式無段変速機であり、エンジン１１に駆動されるプライマリ軸１２と、これに平行となるセカンダリ軸１３とを有している。プライマリ軸１２とセカンダリ軸１３との間には変速機構１４が設けられており、プライマリ軸１２の回転は変速機構１４を介してセカンダリ軸１３に伝達され、セカンダリ軸１３の回転は減速機構１５およびディファレンシャル機構１６を介して左右の駆動輪１７，１８に伝達される。   FIG. 1 is a skeleton diagram showing a continuously variable transmission 10 controlled by a shift control apparatus according to an embodiment of the present invention. As shown in FIG. 1, the continuously variable transmission 10 is a belt-type continuously variable transmission, and includes a primary shaft 12 driven by an engine 11 and a secondary shaft 13 parallel to the primary shaft 12. A transmission mechanism 14 is provided between the primary shaft 12 and the secondary shaft 13. The rotation of the primary shaft 12 is transmitted to the secondary shaft 13 via the transmission mechanism 14, and the rotation of the secondary shaft 13 is transmitted to the speed reduction mechanism 15 and the secondary shaft 13. It is transmitted to the left and right drive wheels 17 and 18 through the differential mechanism 16.

プライマリ軸１２には変速プーリとしてのプライマリプーリ２０が設けられており、このプライマリプーリ２０はプライマリ軸１２に一体となった固定シーブ２０ａと、これに対向してプライマリ軸１２に軸方向に摺動自在となって装着される可動シーブ２０ｂとを有している。また、セカンダリ軸１３には締付プーリとしてのセカンダリプーリ２１が設けられており、このセカンダリプーリ２１はセカンダリ軸１３に一体となった固定シーブ２１ａと、これに対向してセカンダリ軸１３に軸方向に摺動自在となって装着される可動シーブ２１ｂとを有している。プライマリプーリ２０とセカンダリプーリ２１には駆動ベルト２２が巻き付けられており、プライマリプーリ２０とセカンダリプーリ２１とのプーリ溝幅を変化させることにより、駆動ベルト２２の巻き付け径を無段階に変化させることが可能となっている。駆動ベルト２２のプライマリプーリ２０に対する巻き付け径をＲｐとし、セカンダリプーリ２１に対する巻き付け径をＲｓとすると、無段変速機１０の変速比はＲｓ／Ｒｐとなる。   The primary shaft 12 is provided with a primary pulley 20 as a speed change pulley. The primary pulley 20 and a fixed sheave 20a integrated with the primary shaft 12 are opposed to the primary shaft 12 and slide on the primary shaft 12 in the axial direction. And a movable sheave 20b that is freely mounted. The secondary shaft 13 is provided with a secondary pulley 21 as a tightening pulley. The secondary pulley 21 has a fixed sheave 21a integrated with the secondary shaft 13 and the secondary shaft 13 facing the secondary shaft 13 in the axial direction. And a movable sheave 21b that is slidably mounted. A driving belt 22 is wound around the primary pulley 20 and the secondary pulley 21, and the winding diameter of the driving belt 22 can be changed steplessly by changing the pulley groove width between the primary pulley 20 and the secondary pulley 21. It is possible. If the winding diameter of the drive belt 22 around the primary pulley 20 is Rp and the winding diameter around the secondary pulley 21 is Rs, the transmission ratio of the continuously variable transmission 10 is Rs / Rp.

プライマリプーリ２０のプーリ溝幅を変化させるため、プライマリ軸１２にはプランジャ２３が固定されるとともに、可動シーブ２０ｂにはプランジャ２３の外周面に摺動自在に接触するシリンダ２４が固定されており、プランジャ２３とシリンダ２４とによって作動油室２５が区画されている。同様に、セカンダリプーリ２１のプーリ溝幅を変化させるため、セカンダリ軸１３にはプランジャ２６が固定されるとともに、可動シーブ２１ｂにはプランジャ２６の外周面に摺動自在に接触するシリンダ２７が固定されており、プランジャ２６とシリンダ２７とによって作動油室２８が区画されている。それぞれのプーリ溝幅は、プライマリ側の作動油室２５に供給されるプライマリ圧Ｐｐと、セカンダリ側の作動油室２８に供給されるセカンダリ圧Ｐｓとを調圧することによって制御されている。   In order to change the pulley groove width of the primary pulley 20, the plunger 23 is fixed to the primary shaft 12, and the movable sheave 20 b is fixed to the cylinder 24 slidably contacting the outer peripheral surface of the plunger 23, A hydraulic oil chamber 25 is defined by the plunger 23 and the cylinder 24. Similarly, in order to change the pulley groove width of the secondary pulley 21, a plunger 26 is fixed to the secondary shaft 13, and a cylinder 27 that slidably contacts the outer peripheral surface of the plunger 26 is fixed to the movable sheave 21b. The hydraulic oil chamber 28 is partitioned by the plunger 26 and the cylinder 27. Each pulley groove width is controlled by adjusting the primary pressure Pp supplied to the primary hydraulic fluid chamber 25 and the secondary pressure Ps supplied to the secondary hydraulic fluid chamber 28.

また、プライマリプーリ２０にエンジン動力を伝達するため、クランク軸１１ａとプライマリ軸１２との間にはトルクコンバータ３０および前後進切換機構３１が設けられている。トルクコンバータ３０はクランク軸１１ａに連結されるポンプシェル３０ａとこれに対面するタービンランナ３０ｂとを備えており、タービンランナ３０ｂにはタービン軸３２が連結されている。さらに、トルクコンバータ３０内には、走行状態に応じてクランク軸１１ａとタービン軸３２とを締結するためのロックアップクラッチ３３が組み込まれている。   A torque converter 30 and a forward / reverse switching mechanism 31 are provided between the crankshaft 11 a and the primary shaft 12 to transmit engine power to the primary pulley 20. The torque converter 30 includes a pump shell 30a connected to the crankshaft 11a and a turbine runner 30b facing the pump shell 30a. A turbine shaft 32 is connected to the turbine runner 30b. Furthermore, a lock-up clutch 33 for fastening the crankshaft 11a and the turbine shaft 32 is incorporated in the torque converter 30 according to the running state.

前後進切換機構３１は、ダブルピニオン式の遊星歯車列３４、前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６を備えており、前進用クラッチ３５や後退用ブレーキ３６を作動させることによってエンジン動力の伝達経路が切り換えられるようになっている。前進用クラッチ３５および後退用ブレーキ３６を共に開放すると、タービン軸３２とプライマリ軸１２とは切り離され、前後進切換機構３１はプライマリ軸１２に動力を伝達しないニュートラル状態に切り換えられる。また、後退用ブレーキ３６を開放した状態のもとで前進用クラッチ３５を締結すると、タービン軸３２の回転がそのままプライマリプーリ２０に伝達されることになり、前進用クラッチ３５を開放した状態のもとで後退用ブレーキ３６を締結すると、逆転されたタービン軸３２の回転がプライマリプーリ２０に伝達されることになる。   The forward / reverse switching mechanism 31 includes a double pinion planetary gear train 34, a forward clutch 35, and a reverse brake 36. By operating the forward clutch 35 and the reverse brake 36, the transmission path of engine power is changed. It can be switched. When both the forward clutch 35 and the reverse brake 36 are released, the turbine shaft 32 and the primary shaft 12 are disconnected, and the forward / reverse switching mechanism 31 is switched to a neutral state in which power is not transmitted to the primary shaft 12. When the forward clutch 35 is engaged with the reverse brake 36 released, the rotation of the turbine shaft 32 is transmitted to the primary pulley 20 as it is, and the forward clutch 35 is released. When the reverse brake 36 is engaged, the reverse rotation of the turbine shaft 32 is transmitted to the primary pulley 20.

図２は無段変速機１０の油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。図２に示すように、プライマリプーリ２０やセカンダリプーリ２１に作動油を供給するため、無段変速機１０にはエンジン１１に駆動される油圧供給源としてのオイルポンプ４０が設けられている。このオイルポンプ４０の吐出口に接続されるライン圧路４１にはライン圧制御弁４２が接続されており、ライン圧制御弁４２によって油圧制御回路の基本油圧となるライン圧ＰＬが調圧されている。また、ライン圧路４１は分岐するようになっており、セカンダリプーリ２１に向けて延びる一方のライン圧路４１ａはセカンダリ圧制御弁４３に接続され、プライマリプーリ２０に向けて延びる他方のライン圧路４１ｂはアップシフト弁４４に接続されている。さらに、アップシフト弁４４から作動油室２５に向けて延びるプライマリ圧路４５には分岐油路４６が形成されており、この分岐油路４６にはダウンシフト弁４７が接続されている。   FIG. 2 is a schematic diagram showing a hydraulic control system and an electronic control system of the continuously variable transmission 10. As shown in FIG. 2, in order to supply hydraulic oil to the primary pulley 20 and the secondary pulley 21, the continuously variable transmission 10 is provided with an oil pump 40 as a hydraulic supply source driven by the engine 11. A line pressure control valve 42 is connected to the line pressure path 41 connected to the discharge port of the oil pump 40, and the line pressure control valve 42 regulates the line pressure PL that is the basic hydraulic pressure of the hydraulic control circuit. Yes. The line pressure path 41 is branched, and one line pressure path 41 a extending toward the secondary pulley 21 is connected to the secondary pressure control valve 43 and the other line pressure path extending toward the primary pulley 20. 41 b is connected to the upshift valve 44. Further, a branch oil passage 46 is formed in the primary pressure passage 45 extending from the upshift valve 44 toward the hydraulic oil chamber 25, and a downshift valve 47 is connected to the branch oil passage 46.

セカンダリ側の作動油室２８に供給されるセカンダリ圧Ｐｓはセカンダリ圧制御弁４３を介して調圧されており、このセカンダリ圧制御弁４３は後述する目標変速比や入力トルクに基づいて制御されている。このようなセカンダリ圧Ｐｓをセカンダリプーリ２１に供給することにより、セカンダリプーリ２１は駆動ベルト２２の滑りを抑制するように締め付け動作を行うようになっている。つまり、クランプ圧制御弁として機能するセカンダリ圧制御弁４３により、セカンダリ圧Ｐｓは駆動ベルト２２の張力を制御するクランプ圧として調圧されることになる。また、プライマリ側の作動油室２５に供給されるプライマリ圧Ｐｐは、アップシフト弁４４によって引き上げられる一方、ダウンシフト弁４７によって引き下げられており、アップシフト弁４４やダウンシフト弁４７は目標変速比に基づいて制御される。このようなプライマリ圧Ｐｐをプライマリプーリ２０に供給することにより、プライマリプーリ２０は駆動ベルト２２の巻き付け径を変化させるようにプーリ溝幅を制御することになる。   The secondary pressure Ps supplied to the secondary hydraulic oil chamber 28 is regulated via a secondary pressure control valve 43, and this secondary pressure control valve 43 is controlled based on a target gear ratio and input torque described later. Yes. By supplying such secondary pressure Ps to the secondary pulley 21, the secondary pulley 21 performs a tightening operation so as to suppress slippage of the drive belt 22. In other words, the secondary pressure Ps is adjusted as a clamp pressure for controlling the tension of the drive belt 22 by the secondary pressure control valve 43 that functions as a clamp pressure control valve. The primary pressure Pp supplied to the primary hydraulic fluid chamber 25 is raised by the upshift valve 44 and lowered by the downshift valve 47. The upshift valve 44 and the downshift valve 47 have a target speed ratio. Controlled based on By supplying such primary pressure Pp to the primary pulley 20, the primary pulley 20 controls the pulley groove width so as to change the winding diameter of the drive belt 22.

また、ライン圧制御弁４２とセカンダリ圧制御弁４３とは、ライン圧ＰＬやセカンダリ圧Ｐｓの上限圧力を設定する減圧弁となっており、ライン圧ＰＬやセカンダリ圧Ｐｓの上限圧力は、ライン圧制御弁４２やセカンダリ圧制御弁４３に供給されるパイロット圧Ｐ１，Ｐ２の大きさに応じて制御されている。パイロット弁５１から出力される第１パイロット圧Ｐ１は、ライン圧制御弁４２とセカンダリ圧制御弁４３との双方に供給されており、このパイロット圧Ｐ１によってライン圧ＰＬとセカンダリ圧Ｐｓとを共に調圧することが可能となる。また、パイロット弁５２から出力される第２パイロット圧Ｐ２は、ライン圧制御弁４２にのみ供給されており、このパイロット圧Ｐ２によってライン圧ＰＬを調圧することが可能となっている。   The line pressure control valve 42 and the secondary pressure control valve 43 are pressure reducing valves that set the upper limit pressure of the line pressure PL and the secondary pressure Ps. The upper limit pressure of the line pressure PL and the secondary pressure Ps is the line pressure. The pilot pressures P1 and P2 supplied to the control valve 42 and the secondary pressure control valve 43 are controlled according to the magnitude. The first pilot pressure P1 output from the pilot valve 51 is supplied to both the line pressure control valve 42 and the secondary pressure control valve 43, and both the line pressure PL and the secondary pressure Ps are adjusted by the pilot pressure P1. It becomes possible to press. The second pilot pressure P2 output from the pilot valve 52 is supplied only to the line pressure control valve 42, and the line pressure PL can be regulated by the pilot pressure P2.

さらに、アップシフト弁４４とダウンシフト弁４７とは、ポート間の連通状態を制御する流量制御弁となっており、ポート間の連通状態はパイロット圧Ｐ３，Ｐ４の大きさに応じて制御されている。つまり、パイロット弁５３からアップシフト弁４４に入力されるパイロット圧Ｐ３を調圧することにより、ライン圧路４１ｂとプライマリ圧路４５との連通状態を制御することができ、プライマリ圧Ｐｐを引き上げることが可能となる。一方、パイロット弁５４からダウンシフト弁４７に入力されるパイロット圧Ｐ４を調圧することにより、プライマリ圧路４５と排出油路５５との連通状態を制御することができ、プライマリ圧Ｐｐを引き下げることが可能となっている。   Further, the upshift valve 44 and the downshift valve 47 are flow control valves that control the communication state between the ports, and the communication state between the ports is controlled according to the magnitudes of the pilot pressures P3 and P4. Yes. That is, by adjusting the pilot pressure P3 input from the pilot valve 53 to the upshift valve 44, the communication state between the line pressure path 41b and the primary pressure path 45 can be controlled, and the primary pressure Pp can be increased. It becomes possible. On the other hand, by adjusting the pilot pressure P4 input from the pilot valve 54 to the downshift valve 47, the communication state between the primary pressure path 45 and the exhaust oil path 55 can be controlled, and the primary pressure Pp can be reduced. It is possible.

なお、ライン圧制御弁４２、アップシフト弁４４、ダウンシフト弁４７を制御するパイロット弁５２〜５４は、ソレノイドに対するデューティ比を制御することによってパイロット圧Ｐ２〜Ｐ４を調圧するデューティソレノイドバルブとなっている。また、ライン圧制御弁４２およびセカンダリ圧制御弁４３を制御するパイロット弁５１は、ソレノイドに対する電流値を制御することによってパイロット圧Ｐ１を調圧するリニアソレノイドバルブとなっている。さらに、パイロット弁５２〜５４は非通電時に遮断される常閉式のパイロット弁であり、パイロット弁５１は非通電時に連通する常開式のパイロット弁である。   The pilot valves 52 to 54 that control the line pressure control valve 42, the upshift valve 44, and the downshift valve 47 are duty solenoid valves that regulate the pilot pressures P2 to P4 by controlling the duty ratio with respect to the solenoid. Yes. The pilot valve 51 that controls the line pressure control valve 42 and the secondary pressure control valve 43 is a linear solenoid valve that regulates the pilot pressure P1 by controlling the current value to the solenoid. Further, the pilot valves 52 to 54 are normally closed pilot valves that are shut off when not energized, and the pilot valve 51 is a normally open pilot valve that communicates when not energized.

これらのパイロット弁５１〜５４に向けて制御信号を出力し、無段変速機１０の変速制御を実行するＣＶＴ制御ユニット６０は、図示しないマイクロプロセッサ(ＣＰＵ)を備えており、このＣＰＵにはバスラインを介してＲＯＭ、ＲＡＭおよびＩ／Ｏポートが接続される。ＲＯＭには制御プログラムや各種マップデータなどが格納されており、ＲＡＭにはＣＰＵで演算処理したデータが一時的に格納されるようになっている。また、Ｉ／Ｏポートを介してＣＰＵには各種センサから車両の走行状態を示す検出信号が入力される。   The CVT control unit 60 that outputs a control signal to the pilot valves 51 to 54 and executes the shift control of the continuously variable transmission 10 includes a microprocessor (CPU) (not shown). ROM, RAM, and I / O ports are connected via lines. The ROM stores a control program, various map data, and the like, and the RAM temporarily stores data processed by the CPU. Also, detection signals indicating the running state of the vehicle are input from various sensors to the CPU via the I / O port.

ＣＶＴ制御ユニット６０に検出信号を入力する各種センサとしては、プライマリプーリ２０の回転数を検出するプライマリ回転数センサ６１、セカンダリプーリ２１の回転数を検出するセカンダリ回転数センサ６２、ライン圧路４１ｂに設けられてライン圧ＰＬを検出するライン圧センサ６３、プライマリ圧路４５に設けられてプライマリ圧Ｐｐを検出するプライマリ圧センサ６４、セカンダリ圧路４８に設けられてセカンダリ圧Ｐｓを検出するクランプ圧センサとしてのセカンダリ圧センサ６５、アクセルペダルの踏み込み量を検出するアクセルペダルセンサ６６、車速を検出する車速センサ６７などがある。また、ＣＶＴ制御ユニット６０にはエンジン制御ユニット６８が接続されており、このエンジン制御ユニット６８から、エンジン種別、スロットル開度、エンジン回転数などのエンジン制御情報が入力されるようになっている。   Various sensors for inputting a detection signal to the CVT control unit 60 include a primary rotational speed sensor 61 that detects the rotational speed of the primary pulley 20, a secondary rotational speed sensor 62 that detects the rotational speed of the secondary pulley 21, and a line pressure path 41b. A line pressure sensor 63 provided to detect the line pressure PL, a primary pressure sensor 64 provided to the primary pressure path 45 to detect the primary pressure Pp, and a clamp pressure sensor provided to the secondary pressure path 48 to detect the secondary pressure Ps. Secondary pressure sensor 65, accelerator pedal sensor 66 for detecting the depression amount of the accelerator pedal, vehicle speed sensor 67 for detecting the vehicle speed, and the like. An engine control unit 68 is connected to the CVT control unit 60, and engine control information such as the engine type, the throttle opening, and the engine speed is input from the engine control unit 68.

続いて、ＣＶＴ制御ユニット６０による無段変速機１０の変速制御について説明する。図３はＣＶＴ制御ユニット６０の変速制御系を示すブロック図である。図３に示すように、ＣＶＴ制御ユニット６０は、目標プライマリ圧Ｐｐｔを算出するため、目標プライマリ回転数算出部７０、目標変速比算出部７１、油圧比算出部７２、目標プライマリ圧算出部７３を備えている。目標プライマリ回転数算出部７０は、車速Ｖとスロットル開度Ｔｏに基づいて変速特性マップを参照することにより目標プライマリ回転数Ｎｐを算出し、目標変速比算出部７１は、目標プライマリ回転数Ｎｐと実セカンダリ回転数Ｎｓ’とに基づいて目標変速比ｉを算出する。次いで、油圧比算出部７２は、目標変速比ｉに対応する目標プライマリ圧Ｐｐｔと目標セカンダリ圧Ｐｓｔとの油圧比(Ｐｐｔ／Ｐｓｔ)を算出し、目標プライマリ圧算出部７３は、この油圧比に目標セカンダリ圧Ｐｓｔを乗算することにより目標プライマリ圧Ｐｐｔを算出する。   Subsequently, the shift control of the continuously variable transmission 10 by the CVT control unit 60 will be described. FIG. 3 is a block diagram showing a shift control system of the CVT control unit 60. As shown in FIG. 3, the CVT control unit 60 includes a target primary rotational speed calculation unit 70, a target gear ratio calculation unit 71, a hydraulic pressure ratio calculation unit 72, and a target primary pressure calculation unit 73 in order to calculate the target primary pressure Ppt. I have. The target primary speed calculation unit 70 calculates the target primary speed Np by referring to the speed change characteristic map based on the vehicle speed V and the throttle opening degree To, and the target speed ratio calculation unit 71 calculates the target primary speed Np and the target primary speed Np. A target gear ratio i is calculated based on the actual secondary rotational speed Ns ′. Next, the hydraulic ratio calculation unit 72 calculates a hydraulic ratio (Ppt / Pst) between the target primary pressure Ppt and the target secondary pressure Pst corresponding to the target speed ratio i, and the target primary pressure calculation unit 73 calculates the hydraulic ratio. The target primary pressure Ppt is calculated by multiplying the target secondary pressure Pst.

また、ＣＶＴ制御ユニット６０は、目標プライマリ圧Ｐｐｔをフィードバック制御するため、実変速比算出部７４、フィードバック値算出部７５、加算部７６を備えている。実変速比算出部７４は、実プライマリ回転数Ｎｐ’と実セカンダリ回転数Ｎｓ’とに基づいて実変速比ｉ’を算出し、フィードバック値算出部７５は、実変速比ｉ’と目標変速比ｉとに基づいてフィードバック値を算出する。次いで、加算部７６において目標プライマリ圧Ｐｐｔにフィードバック値が加算され、目標プライマリ圧Ｐｐｔはフィードバック制御される。そして、フィードバック制御された目標プライマリ圧Ｐｐｔに基づきパイロット弁５２〜５４に対して制御信号が出力され、プライマリプーリ２０は目標変速比に向けてプーリ溝幅を調整することになる。   In addition, the CVT control unit 60 includes an actual speed ratio calculation unit 74, a feedback value calculation unit 75, and an addition unit 76 for feedback control of the target primary pressure Ppt. The actual speed ratio calculation unit 74 calculates the actual speed ratio i ′ based on the actual primary rotation speed Np ′ and the actual secondary rotation speed Ns ′, and the feedback value calculation section 75 calculates the actual speed ratio i ′ and the target speed ratio. A feedback value is calculated based on i. Next, a feedback value is added to the target primary pressure Ppt in the adding unit 76, and the target primary pressure Ppt is feedback-controlled. Then, a control signal is output to the pilot valves 52 to 54 based on the target primary pressure Ppt subjected to feedback control, and the primary pulley 20 adjusts the pulley groove width toward the target gear ratio.

さらに、ＣＶＴ制御ユニット６０は、目標クランプ圧としての目標セカンダリ圧Ｐｓｔを算出するため、入力トルク算出部７７、必要セカンダリ圧算出部７８、目標セカンダリ圧算出部７９を備えている。入力トルク算出部７７は、エンジン回転数Ｎｅとスロットル開度Ｔｏとに基づいて、エンジン１１からプライマリ軸１２に入力される入力トルクＴｉを算出し、必要セカンダリ圧算出部７８は、目標変速比ｉに基づいて必要セカンダリ圧Ｐｓｎを算出する。これらの入力トルクＴｉと必要セカンダリ圧Ｐｓｎとは目標セカンダリ圧算出部７９に入力され、目標セカンダリ圧算出部７９により目標セカンダリ圧Ｐｓｔが算出される。そして、目標セカンダリ圧Ｐｓｔに基づきパイロット弁５１，５２に対して制御信号が出力され、セカンダリプーリ２１は伝達トルクに見合った締付力によって締め付け動作を行うことになる。   Furthermore, the CVT control unit 60 includes an input torque calculation unit 77, a necessary secondary pressure calculation unit 78, and a target secondary pressure calculation unit 79 in order to calculate the target secondary pressure Pst as the target clamp pressure. The input torque calculation unit 77 calculates the input torque Ti input from the engine 11 to the primary shaft 12 based on the engine speed Ne and the throttle opening degree To, and the necessary secondary pressure calculation unit 78 calculates the target gear ratio i. Based on the above, the required secondary pressure Psn is calculated. The input torque Ti and the required secondary pressure Psn are input to the target secondary pressure calculation unit 79, and the target secondary pressure calculation unit 79 calculates the target secondary pressure Pst. Then, a control signal is output to the pilot valves 51 and 52 based on the target secondary pressure Pst, and the secondary pulley 21 performs a tightening operation with a tightening force commensurate with the transmission torque.

図４は目標プライマリ回転数Ｎｐを算出する際に参照される変速特性マップの一例を示す線図である。図４に示すように、変速特性マップには、ロー状態を示す特性線Ｌｏｗとオーバードライブ状態を示す特性線ＯＤとが設定されており、これら特性線Ｌｏｗ，ＯＤの間にはスロットル開度Ｔｏに対応した複数の特性線Ｔ１〜Ｔ８が設定されている。スロットル開度Ｔｏが低い場合には特性線Ｔ１に従って目標プライマリ回転数Ｎｐが算出され、スロットル開度Ｔｏが高くなるにつれて目標プライマリ回転数Ｎｐは特性線Ｔ２〜Ｔ７に従って算出される。そして、スロットル開度Ｔｏが全開となった場合には、特性線Ｔ８に従って目標プライマリ回転数Ｎｐが算出されるようになっている。また、低車速域でスロットル開度Ｔｏが増大した場合には、特性線Ｌｏｗに沿って目標プライマリ回転数Ｎｐが設定される一方、高車速域でスロットル開度Ｔｏが減少した場合には、特性線ＯＤに沿って目標プライマリ回転数Ｎｐが設定されることになる。   FIG. 4 is a diagram showing an example of a speed change characteristic map referred to when the target primary rotation speed Np is calculated. As shown in FIG. 4, a characteristic line Low indicating a low state and a characteristic line OD indicating an overdrive state are set in the shift characteristic map, and the throttle opening To is between these characteristic lines Low and OD. A plurality of characteristic lines T1 to T8 corresponding to are set. When the throttle opening degree To is low, the target primary rotation speed Np is calculated according to the characteristic line T1, and as the throttle opening degree To increases, the target primary rotation speed Np is calculated according to the characteristic lines T2 to T7. When the throttle opening To is fully opened, the target primary rotational speed Np is calculated according to the characteristic line T8. Further, when the throttle opening To increases in the low vehicle speed range, the target primary rotational speed Np is set along the characteristic line Low, while when the throttle opening To decreases in the high vehicle speed range, the characteristic The target primary rotational speed Np is set along the line OD.

以下、プライマリプーリ２０およびセカンダリプーリ２１に対して作動油を供給制御する油圧制御回路について説明する。図５は油圧制御回路の一部を示す回路図であり、図２に示す部材と同一の部材については同一の符号を付してその説明を省略する。図５に示すように、オイルポンプ４０から延びるライン圧路４１にはパイロット減圧弁８０の入力ポート８０ａが接続されており、オイルポンプ４０からの吐出圧はパイロット減圧弁８０を介して所定圧力まで引き下げられる。このパイロット減圧弁８０の出力ポート８０ｂには分配油路８１が接続されており、パイロット減圧弁８０を経て減圧された作動油は分配油路８１を介してパイロット弁５１〜５４に供給される。また、ライン圧路４１にはクラッチ圧路８２が接続されており、このクラッチ圧路８２を介してクラッチ回路８３に供給される作動油は、クラッチ回路８３から前進用クラッチ３５や後退用ブレーキ３６に供給される。   Hereinafter, a hydraulic control circuit that controls supply of hydraulic oil to the primary pulley 20 and the secondary pulley 21 will be described. FIG. 5 is a circuit diagram showing a part of the hydraulic control circuit, and the same members as those shown in FIG. As shown in FIG. 5, an input port 80 a of a pilot pressure reducing valve 80 is connected to a line pressure path 41 extending from the oil pump 40, and the discharge pressure from the oil pump 40 reaches a predetermined pressure via the pilot pressure reducing valve 80. Be lowered. A distribution oil passage 81 is connected to the output port 80 b of the pilot pressure reducing valve 80, and the hydraulic oil decompressed via the pilot pressure reducing valve 80 is supplied to the pilot valves 51 to 54 via the distribution oil passage 81. A clutch pressure path 82 is connected to the line pressure path 41, and hydraulic oil supplied to the clutch circuit 83 via the clutch pressure path 82 is supplied from the clutch circuit 83 to the forward clutch 35 and the reverse brake 36. To be supplied.

また、ライン圧路４１にはライン圧制御弁４２が接続されており、このライン圧制御弁４２によってライン圧路４１を流れるライン圧ＰＬが調圧される。ライン圧制御弁４２は、弁収容孔が形成されたハウジング８５と、弁収容孔に移動自在に収容されるスプール弁軸８４とを備えており、ハウジング８５には、ライン圧路４１に連通する調圧ポート４２ａ、ライン圧ＰＬを減圧する際にライン圧路４１から作動油が案内される減圧ポート４２ｂ、後述するバイパス弁９０に向けて作動油を案内するバイパスポート４２ｃが形成されている。さらに、スプール弁軸８４を軸方向に移動させるため、ハウジング８５には、ライン圧路４１に連通するパイロット圧室４２ｄ、パイロット圧路８６ａに連通するとともにバネ部材４２ｅが組み込まれるパイロット圧室４２ｆ、パイロット圧路８７に連通するパイロット圧室４２ｇが形成されている。   A line pressure control valve 42 is connected to the line pressure path 41, and the line pressure control valve 42 adjusts the line pressure PL flowing through the line pressure path 41. The line pressure control valve 42 includes a housing 85 in which a valve accommodating hole is formed and a spool valve shaft 84 that is movably accommodated in the valve accommodating hole. The housing 85 communicates with the line pressure path 41. A pressure adjusting port 42a, a pressure reducing port 42b through which hydraulic oil is guided from the line pressure passage 41 when the line pressure PL is reduced, and a bypass port 42c for guiding the hydraulic oil toward a bypass valve 90 described later are formed. Further, in order to move the spool valve shaft 84 in the axial direction, the housing 85 has a pilot pressure chamber 42d communicating with the line pressure path 41, a pilot pressure chamber 42f communicating with the pilot pressure path 86a and incorporating a spring member 42e, A pilot pressure chamber 42 g communicating with the pilot pressure path 87 is formed.

つまり、パイロット圧室４２ｄに供給されるライン圧ＰＬにより、スプール弁軸８４は調圧ポート４２ａと減圧ポート４２ｂとを連通する減圧位置に向けて付勢される一方、パイロット圧室４２ｆ，４２ｇに供給されるパイロット圧Ｐ１，Ｐ２とバネ部材４２ｅからのバネ力とにより、スプール弁軸８４は調圧ポート４２ａと減圧ポート４２ｂとを遮断する増圧位置に向けて付勢される。したがって、パイロット圧Ｐ１やパイロット圧Ｐ２を引き下げた場合には、調圧ポート４２ａと減圧ポート４２ｂとが連通することになり、減圧ポート４２ｂからの排出油量が増加してライン圧ＰＬが引き下げられる一方、パイロット圧Ｐ１やパイロット圧Ｐ２を引き上げた場合には、調圧ポート４２ａと減圧ポート４２ｂとが遮断されることになり、減圧ポート４２ｂからの排出油量が減少してライン圧ＰＬが引き上げられることになる。   In other words, the spool valve shaft 84 is urged toward the pressure reducing position where the pressure adjusting port 42a and the pressure reducing port 42b communicate with each other by the line pressure PL supplied to the pilot pressure chamber 42d. The spool valve shaft 84 is biased toward a pressure increasing position that blocks the pressure adjusting port 42a and the pressure reducing port 42b by the supplied pilot pressures P1 and P2 and the spring force from the spring member 42e. Therefore, when the pilot pressure P1 or the pilot pressure P2 is reduced, the pressure adjusting port 42a and the pressure reducing port 42b are in communication with each other, the amount of oil discharged from the pressure reducing port 42b is increased, and the line pressure PL is reduced. On the other hand, when the pilot pressure P1 or the pilot pressure P2 is increased, the pressure adjusting port 42a and the pressure reducing port 42b are cut off, and the amount of oil discharged from the pressure reducing port 42b is reduced to increase the line pressure PL. Will be.

なお、スプール弁軸８４を減圧位置に移動させた場合に、ライン圧路４１から減圧ポート４２ｂを経て排出される作動油は、図５に示すように、潤滑減圧弁９８を介して所定圧力に減圧された後に、潤滑油路８８から潤滑回路８９を経て駆動ベルト２２などの各摺動部に供給される。また、スプール弁軸８４を増圧位置に移動させた場合には、調圧ポート４２ａからバイパスポート４２ｃに作動油が案内されることになるが、このバイパスポート４２ｃに接続されるバイパス弁９０を介して潤滑油路８８に作動油が供給されるようになっている。   When the spool valve shaft 84 is moved to the pressure reducing position, the hydraulic oil discharged from the line pressure path 41 through the pressure reducing port 42b is brought to a predetermined pressure via the lubricating pressure reducing valve 98 as shown in FIG. After the pressure is reduced, the oil is supplied from the lubricating oil passage 88 to the sliding portions such as the drive belt 22 through the lubricating circuit 89. Further, when the spool valve shaft 84 is moved to the pressure increasing position, the hydraulic oil is guided from the pressure adjusting port 42a to the bypass port 42c, but the bypass valve 90 connected to the bypass port 42c is changed. The hydraulic oil is supplied to the lubricating oil passage 88 through the via.

また、図５に示すように、ライン圧制御弁４２を介して調圧されたライン圧ＰＬは、ライン圧路４１ａを介してセカンダリ圧制御弁４３に供給され、セカンダリ圧制御弁４３によってセカンダリ圧Ｐｓに調圧される。このセカンダリ圧制御弁４３は、弁収容孔が形成されたハウジング９１と、弁収容孔に移動自在に収容されるスプール弁軸９２とを備えており、ハウジング９１には、ライン圧路４１ａが接続される入力ポート４３ａと、セカンダリ圧路４８が接続される出力ポート４３ｂと、オイルパンに開口する排出ポート４３ｃとが形成されている。また、スプール弁軸９２を軸方向に移動させるため、ハウジング９１には、セカンダリ圧路４８に連通するパイロット圧室４３ｄと、パイロット圧路８６ｂに連通するとともにバネ部材９３が組み込まれるパイロット圧室４３ｅとが形成されている。   Further, as shown in FIG. 5, the line pressure PL adjusted via the line pressure control valve 42 is supplied to the secondary pressure control valve 43 via the line pressure path 41 a, and the secondary pressure control valve 43 supplies the secondary pressure. The pressure is adjusted to Ps. The secondary pressure control valve 43 includes a housing 91 in which a valve accommodating hole is formed and a spool valve shaft 92 that is movably accommodated in the valve accommodating hole. A line pressure path 41 a is connected to the housing 91. An input port 43a, an output port 43b to which the secondary pressure path 48 is connected, and a discharge port 43c that opens to the oil pan are formed. Further, in order to move the spool valve shaft 92 in the axial direction, the housing 91 has a pilot pressure chamber 43d communicating with the secondary pressure passage 48 and a pilot pressure chamber 43e communicating with the pilot pressure passage 86b and incorporating the spring member 93 therein. And are formed.

つまり、パイロット圧室４３ｅに供給されるパイロット圧Ｐ１とバネ部材９３からのバネ力とにより、スプール弁軸９２は出力ポート４３ｂを入力ポート４３ａに連通させる増圧位置に向けて付勢される一方、パイロット圧室４３ｄに供給されるセカンダリ圧Ｐｓにより、スプール弁軸９２は出力ポート４３ｂを排出ポート４３ｃに連通させる減圧位置に向けて付勢される。したがって、パイロット圧Ｐ１を引き上げた場合には、ライン圧路４１ｂから出力ポート４３ｂを介してセカンダリ圧路４８に作動油が供給され、セカンダリ圧Ｐｓが引き上げられる一方、パイロット圧Ｐ１を引き下げた場合には、セカンダリ圧路４８から排出ポート４３ｃを介してオイルパンに作動油が排出され、セカンダリ圧Ｐｓが引き下げられることになる。   That is, the spool valve shaft 92 is urged toward the pressure increasing position for communicating the output port 43b with the input port 43a by the pilot pressure P1 supplied to the pilot pressure chamber 43e and the spring force from the spring member 93. Due to the secondary pressure Ps supplied to the pilot pressure chamber 43d, the spool valve shaft 92 is urged toward a pressure reducing position where the output port 43b communicates with the discharge port 43c. Therefore, when the pilot pressure P1 is increased, hydraulic oil is supplied from the line pressure path 41b to the secondary pressure path 48 via the output port 43b, and the secondary pressure Ps is increased while the pilot pressure P1 is decreased. The hydraulic oil is discharged from the secondary pressure path 48 to the oil pan through the discharge port 43c, and the secondary pressure Ps is reduced.

ここで、セカンダリ圧制御弁４３に接続されるパイロット圧路８６ｂと、ライン圧制御弁４２に接続されるパイロット圧路８６ａとは相互に接続されており、ライン圧制御弁４２とセカンダリ圧制御弁４３とのパイロット圧室４２ｆ，４３ｅには同じパイロット圧Ｐ１が供給されている。つまり、パイロット弁５１によってパイロット圧Ｐ１を引き上げることにより、ライン圧ＰＬとセカンダリ圧Ｐｓとは共に引き上げられる一方、パイロット弁５１によってパイロット圧Ｐ１を引き下げることにより、ライン圧ＰＬとセカンダリ圧Ｐｓとは共に引き下げられることになる。なお、後述するように、パイロット圧Ｐ２の供給遮断によってライン圧制御弁４２をローモードに切り換えた場合には、パイロット圧Ｐ１に基づきライン圧制御弁４２によって調圧されるライン圧ＰＬと、パイロット圧Ｐ１に基づきセカンダリ圧制御弁４３によって調圧されるセカンダリ圧Ｐｓとが、ほぼ一致するようになっている。   Here, the pilot pressure passage 86b connected to the secondary pressure control valve 43 and the pilot pressure passage 86a connected to the line pressure control valve 42 are connected to each other, and the line pressure control valve 42 and the secondary pressure control valve are connected to each other. The same pilot pressure P1 is supplied to the pilot pressure chambers 42f and 43e with 43. That is, by raising the pilot pressure P1 by the pilot valve 51, both the line pressure PL and the secondary pressure Ps are raised, while by lowering the pilot pressure P1 by the pilot valve 51, both the line pressure PL and the secondary pressure Ps are raised. Will be pulled down. As will be described later, when the line pressure control valve 42 is switched to the low mode by shutting off the supply of the pilot pressure P2, the line pressure PL adjusted by the line pressure control valve 42 based on the pilot pressure P1, and the pilot The secondary pressure Ps regulated by the secondary pressure control valve 43 on the basis of the pressure P1 substantially matches.

続いて、プライマリ圧Ｐｐを調圧するアップシフト弁４４およびダウンシフト弁４７について説明する。まず、アップシフト弁４４は、弁収容孔が形成されたハウジング９４と、弁収容孔に移動自在に収容されるスプール弁軸９５とを備えており、ハウジング９４には、ライン圧路４１ｂが接続される入力ポート４４ａと、プライマリ圧路４５が接続される出力ポート４４ｂとが形成されている。また、入力ポート４４ａと出力ポート４４ｂとを連通する連通位置と遮断する遮断位置とにスプール弁軸９５を移動させるため、ハウジング９４には、パイロット圧路９６に連通するパイロット圧室４４ｃと、バネ部材９７が組み込まれるバネ室４４ｄとが形成されている。つまり、パイロット圧Ｐ３を引き上げることにより、スプール弁軸９５はバネ力に抗して連通位置に移動する一方、パイロット圧Ｐ３を引き下げることにより、スプール弁軸９５はバネ力によって遮断位置に移動するようになっている。   Next, the upshift valve 44 and the downshift valve 47 that regulate the primary pressure Pp will be described. First, the upshift valve 44 includes a housing 94 in which a valve accommodating hole is formed, and a spool valve shaft 95 that is movably accommodated in the valve accommodating hole. A line pressure passage 41b is connected to the housing 94. The input port 44a and the output port 44b to which the primary pressure path 45 is connected are formed. Further, in order to move the spool valve shaft 95 to a communication position where the input port 44a and the output port 44b communicate with each other and a blocking position where the input port 44a and the output port 44b are blocked, the housing 94 includes a pilot pressure chamber 44c communicating with the pilot pressure path 96, a spring A spring chamber 44d into which the member 97 is incorporated is formed. That is, when the pilot pressure P3 is increased, the spool valve shaft 95 moves to the communication position against the spring force, while by reducing the pilot pressure P3, the spool valve shaft 95 moves to the cutoff position due to the spring force. It has become.

同様に、ダウンシフト弁４７は、弁収容孔が形成されたハウジング１００と、弁収容孔に移動自在に収容されるスプール弁軸１０１とを備えており、ハウジング１００には、分岐油路４６が接続される入力ポート４７ａと、下流側のフェイルセーフ弁１０２に接続される排出ポート４７ｂとが形成されている。また、入力ポート４７ａと排出ポート４７ｂとを連通する連通位置と遮断する遮断位置とにスプール弁軸１０１を移動させるため、ハウジング１００には、パイロット圧路１０３に連通するパイロット圧室４７ｃと、バネ部材１０４が組み込まれるバネ室４７ｄとが形成されている。つまり、パイロット圧Ｐ４を引き上げることにより、スプール弁軸１０１はバネ力に抗して連通位置に移動する一方、パイロット圧Ｐ４を引き下げることにより、スプール弁軸１０１はバネ力によって遮断位置に移動するようになっている。   Similarly, the downshift valve 47 includes a housing 100 in which a valve accommodating hole is formed, and a spool valve shaft 101 that is movably accommodated in the valve accommodating hole. An input port 47a to be connected and a discharge port 47b to be connected to the downstream fail-safe valve 102 are formed. Further, in order to move the spool valve shaft 101 to a communication position where the input port 47a and the discharge port 47b communicate with each other and a blocking position where the input port 47a and the discharge port 47b are blocked, the housing 100 includes a pilot pressure chamber 47c communicating with the pilot pressure path 103, a spring A spring chamber 47d into which the member 104 is incorporated is formed. In other words, when the pilot pressure P4 is increased, the spool valve shaft 101 moves to the communication position against the spring force, while when the pilot pressure P4 is decreased, the spool valve shaft 101 moves to the cutoff position due to the spring force. It has become.

つまり、プライマリ圧Ｐｐを引き上げてアップシフトを実行する際には、アップシフト弁４４に対するパイロット圧Ｐ３が引き上げられる一方、ダウンシフト弁４７に対するパイロット圧Ｐ４が引き下げられる。また、プライマリ圧Ｐｐを引き下げてダウンシフトを実行する際には、アップシフト弁４４に対するパイロット圧Ｐ３が引き下げられる一方、ダウンシフト弁４７に対するパイロット圧Ｐ４が引き上げられることになる。   That is, when the primary pressure Pp is increased and the upshift is executed, the pilot pressure P3 for the upshift valve 44 is increased while the pilot pressure P4 for the downshift valve 47 is decreased. Further, when downshifting is performed by lowering the primary pressure Pp, the pilot pressure P3 for the upshift valve 44 is reduced, while the pilot pressure P4 for the downshift valve 47 is increased.

また、ダウンシフト弁４７の下流側にはフェイルセーフ弁１０２が設けられており、パイロット弁５４に故障が発生したとしても急激なダウンシフトを回避することが可能となっている。このフェイルセーフ弁１０２は、弁収容孔が形成されたハウジング１０５と、弁収容孔に移動自在に収容されるスプール弁軸１０６とを備えており、ハウジング１０５には、ダウンシフト弁４７の排出ポート４７ｂに接続される入力ポート１０２ａと、オイルパンに作動油を案内する排出ポート１０２ｂとが形成されている。そして、入力ポート１０２ａと排出ポート１０２ｂとを連通する連通位置と遮断する遮断位置とにスプール弁軸１０６を移動させるため、ハウジング１０５には、パイロット圧路９６に連通するパイロット圧室１０２ｃと、バネ部材１０７が組み込まれるバネ室１０２ｄとが形成されている。   Further, a fail-safe valve 102 is provided on the downstream side of the downshift valve 47, so that a sudden downshift can be avoided even if a failure occurs in the pilot valve 54. The fail safe valve 102 includes a housing 105 in which a valve accommodating hole is formed, and a spool valve shaft 106 that is movably accommodated in the valve accommodating hole. The housing 105 includes a discharge port of the downshift valve 47. An input port 102a connected to 47b and a discharge port 102b for guiding hydraulic oil to the oil pan are formed. In order to move the spool valve shaft 106 to a communication position where the input port 102a and the discharge port 102b communicate with each other and a blocking position where the input port 102a and the discharge port 102b are blocked, the housing 105 has a pilot pressure chamber 102c communicating with the pilot pressure path 96, a spring A spring chamber 102d into which the member 107 is incorporated is formed.

フェイルセーフ弁１０２のパイロット圧室１０２ｃには、アップシフト弁４４に供給されるパイロット圧Ｐ３と同じパイロット圧Ｐ３が入力されるため、パイロット圧Ｐ３の供給によってアップシフト弁４４のスプール弁軸９５が連通位置に移動するときには、パイロット圧Ｐ３の供給によってフェイルセーフ弁１０２のスプール弁軸１０６は遮断位置に移動することになる。つまり、変速比がオーバードライブ側に制御された状態のもとで、パイロット弁５４がフェイル状態に陥ることにより、ダウンシフト弁４７に対するパイロット圧Ｐ４が上昇した場合であっても、遮断されたフェイルセーフ弁１０２を介して作動油の排出を回避することができ、プライマリ圧Ｐｐの低下による急激なダウンシフトを回避することが可能となる。   Since the same pilot pressure P3 as the pilot pressure P3 supplied to the upshift valve 44 is input to the pilot pressure chamber 102c of the fail safe valve 102, the spool valve shaft 95 of the upshift valve 44 is supplied by the supply of the pilot pressure P3. When moving to the communication position, the spool valve shaft 106 of the fail-safe valve 102 moves to the cutoff position by supplying the pilot pressure P3. In other words, even when the pilot pressure P4 for the downshift valve 47 increases due to the pilot valve 54 falling into a fail state under the state where the gear ratio is controlled to the overdrive side, the failed fail is blocked. The discharge of hydraulic oil can be avoided via the safe valve 102, and a sudden downshift due to a decrease in the primary pressure Pp can be avoided.

また、プライマリプーリ２０に向けてプライマリ圧Ｐｐを案内するプライマリ圧路４５にはプライマリ減圧弁１０８が組み込まれており、このプライマリ減圧弁１０８によってプライマリ圧Ｐｐの上限圧力が設定されている。このプライマリ減圧弁１０８を設けることにより、プライマリプーリ２０に対して過大なプライマリ圧Ｐｐが供給されることはなく、プライマリプーリ２０を保護することが可能となっている。   In addition, a primary pressure reducing valve 108 is incorporated in a primary pressure path 45 that guides the primary pressure Pp toward the primary pulley 20, and an upper limit pressure of the primary pressure Pp is set by the primary pressure reducing valve 108. By providing the primary pressure reducing valve 108, an excessive primary pressure Pp is not supplied to the primary pulley 20, and the primary pulley 20 can be protected.

以下、前述したライン圧制御弁４２の作動状態について詳細に説明する。図６(Ａ)および(Ｂ)はローモードに切り換えられたライン圧制御弁４２の作動状態を示す説明図であり、図７(Ａ)および(Ｂ)はハイモードに切り換えられたライン圧制御弁４２の作動状態を示す説明図である。また、図８はライン圧制御弁４２によって調圧されるライン圧ＰＬの調圧領域を示す説明図である。   Hereinafter, the operation state of the above-described line pressure control valve 42 will be described in detail. 6 (A) and 6 (B) are explanatory views showing the operating state of the line pressure control valve 42 switched to the low mode, and FIGS. 7 (A) and 7 (B) are line pressure controls switched to the high mode. It is explanatory drawing which shows the operating state of the valve. FIG. 8 is an explanatory diagram showing a pressure regulation region of the line pressure PL regulated by the line pressure control valve 42.

まず、図６(Ａ)および(Ｂ)に示すように、ライン圧制御弁４２に対するパイロット圧Ｐ２の供給を遮断すると、スプール弁軸８４を増圧方向に付勢する推力が低下するため、ライン圧制御弁４２によるライン圧ＰＬの調圧領域は、図８に破線で示す低圧側のローモード領域に引き下げられる。つまり、パイロット圧Ｐ２の供給遮断によってライン圧制御弁４２はローモードに切り換えられ、ライン圧ＰＬはパイロット圧Ｐ１に基づき低圧側のローモード領域内で調圧されることになる。   First, as shown in FIGS. 6A and 6B, when the supply of the pilot pressure P2 to the line pressure control valve 42 is shut off, the thrust for urging the spool valve shaft 84 in the pressure increasing direction is reduced. The pressure regulation region of the line pressure PL by the pressure control valve 42 is lowered to the low mode region on the low pressure side indicated by a broken line in FIG. That is, the line pressure control valve 42 is switched to the low mode by shutting off the supply of the pilot pressure P2, and the line pressure PL is regulated in the low mode region on the low pressure side based on the pilot pressure P1.

図６(Ａ)に示すように、パイロット圧Ｐ１を引き下げたときには、スプール弁軸８４を増圧方向に付勢する推力が低下するため、調圧ポート４２ａと減圧ポート４２ｂとが大きく連通するのに対し、図６(Ｂ)に示すように、パイロット圧Ｐ１を引き上げたときには、スプール弁軸８４を増圧方向に付勢する推力が増加するため、調圧ポート４２ａと減圧ポート４２ｂとが小さく連通することになる。つまり、パイロット圧Ｐ１の引き下げによって、ライン圧路４１から潤滑回路８９に流れる作動油が増加するため、ライン圧ＰＬはローモード領域の下限値Ｌ１まで引き下げられる一方、パイロット圧Ｐ１の引き上げによって、ライン圧路４１から潤滑回路８９に流れる作動油が減少するため、ライン圧ＰＬはローモード領域の上限値Ｌ２まで引き上げられることになる。   As shown in FIG. 6 (A), when the pilot pressure P1 is lowered, the thrust force that urges the spool valve shaft 84 in the pressure increasing direction is reduced, so that the pressure adjusting port 42a and the pressure reducing port 42b are in great communication. On the other hand, as shown in FIG. 6 (B), when the pilot pressure P1 is increased, the thrust force that urges the spool valve shaft 84 in the pressure increasing direction increases, so that the pressure adjusting port 42a and the pressure reducing port 42b are small. You will communicate. That is, since the hydraulic oil flowing from the line pressure path 41 to the lubrication circuit 89 is increased by reducing the pilot pressure P1, the line pressure PL is reduced to the lower limit value L1 of the low mode region, while the line pressure PL is increased by increasing the pilot pressure P1. Since the hydraulic fluid flowing from the pressure path 41 to the lubrication circuit 89 decreases, the line pressure PL is increased to the upper limit value L2 of the low mode region.

また、図７(Ａ)および(Ｂ)に示すように、ライン圧制御弁４２に対してパイロット圧Ｐ２を供給すると、スプール弁軸８４を増圧方向に付勢する推力が増加するため、ライン圧制御弁４２によるライン圧ＰＬの調圧領域は、図８に実線で示す高圧側のハイモード領域に引き上げられる。つまり、パイロット圧Ｐ２の供給によってライン圧制御弁４２はハイモードに切り換えられ、ライン圧ＰＬはパイロット圧Ｐ１に基づき高圧側のハイモード領域内で調圧されることになる。   Further, as shown in FIGS. 7A and 7B, when the pilot pressure P2 is supplied to the line pressure control valve 42, the thrust for urging the spool valve shaft 84 in the pressure increasing direction increases. The pressure regulation region of the line pressure PL by the pressure control valve 42 is raised to a high mode region on the high pressure side indicated by a solid line in FIG. That is, the line pressure control valve 42 is switched to the high mode by the supply of the pilot pressure P2, and the line pressure PL is regulated in the high mode region on the high pressure side based on the pilot pressure P1.

図７(Ａ)に示すように、パイロット圧Ｐ１を引き下げたときには、スプール弁軸８４を増圧方向に付勢する推力が低下するため、調圧ポート４２ａと減圧ポート４２ｂとが大きく連通するのに対し、図７(Ｂ)に示すように、パイロット圧Ｐ１を引き上げたときには、スプール弁軸８４を増圧方向に付勢する推力が増加するため、調圧ポート４２ａと減圧ポート４２ｂとが小さく連通することになる。つまり、パイロット圧Ｐ１の引き下げによって、ライン圧路４１から潤滑回路８９に流れる作動油が増加するため、ライン圧ＰＬはハイモード領域の下限値Ｈ１まで引き下げられる一方、パイロット圧Ｐ１の引き上げによって、ライン圧路４１から潤滑回路８９に流れる作動油が減少するため、ライン圧ＰＬはハイモード領域の上限値Ｈ２まで引き上げられることになる。   As shown in FIG. 7 (A), when the pilot pressure P1 is reduced, the thrust force that urges the spool valve shaft 84 in the pressure increasing direction is reduced, so that the pressure adjusting port 42a and the pressure reducing port 42b are in great communication. On the other hand, as shown in FIG. 7B, when the pilot pressure P1 is increased, the thrust force that urges the spool valve shaft 84 in the pressure increasing direction increases, so that the pressure adjusting port 42a and the pressure reducing port 42b are small. You will communicate. That is, since the hydraulic oil flowing from the line pressure path 41 to the lubricating circuit 89 increases due to the decrease in the pilot pressure P1, the line pressure PL is decreased to the lower limit value H1 of the high mode region, while the line pressure PL is increased due to the increase in the pilot pressure P1. Since the hydraulic fluid flowing from the pressure path 41 to the lubrication circuit 89 decreases, the line pressure PL is increased to the upper limit value H2 of the high mode region.

このように、パイロット圧Ｐ２によってライン圧制御弁４２のモードを切り換えることにより、ライン圧ＰＬの調圧領域をローモード領域とハイモード領域との間で自在に設定することが可能となる。ここで、図９はライン圧制御弁４２をローモードからハイモードに切り換える際におけるライン圧ＰＬ、セカンダリ圧Ｐｓ、パイロット圧Ｐ２の各調圧状況を示す線図である。なお、図示する場合にはパイロット圧Ｐ１が一定に保たれるようになっている。図９に示すように、パイロット圧Ｐ２の供給遮断によって、ライン圧制御弁４２をローモードに切り換えた場合には、ライン圧ＰＬとセカンダリ圧Ｐｓとがほぼ一致するように出力されているが、パイロット圧Ｐ２の供給開始によって、ライン圧制御弁４２をハイモードに切り換えた場合には、セカンダリ圧Ｐｓを維持したままライン圧ＰＬが引き上げられることになる。このように、セカンダリ圧Ｐｓよりもライン圧ＰＬを高く調圧することができるため、アップシフト変速を実行する際にセカンダリ圧Ｐｓよりもプライマリ圧Ｐｐを高く調圧することができ、プライマリ側の受圧面積を縮小して無段変速機１０の小型化を図ることや、変速速度を向上させて変速時間の短縮を図ることが可能となる。なお、図９に示す場合には、パイロット圧Ｐ２を０から最大値まで引き上げるようにしているが、パイロット圧Ｐ２を所定圧力に保持しても良いことはいうまでもない。   Thus, by switching the mode of the line pressure control valve 42 with the pilot pressure P2, it is possible to freely set the pressure regulation region of the line pressure PL between the low mode region and the high mode region. Here, FIG. 9 is a diagram showing each pressure regulation state of the line pressure PL, the secondary pressure Ps, and the pilot pressure P2 when the line pressure control valve 42 is switched from the low mode to the high mode. In the illustrated case, the pilot pressure P1 is kept constant. As shown in FIG. 9, when the line pressure control valve 42 is switched to the low mode by shutting off the supply of the pilot pressure P2, the line pressure PL and the secondary pressure Ps are output so as to substantially coincide with each other. When the line pressure control valve 42 is switched to the high mode by starting the supply of the pilot pressure P2, the line pressure PL is increased while maintaining the secondary pressure Ps. Thus, since the line pressure PL can be regulated higher than the secondary pressure Ps, the primary pressure Pp can be regulated higher than the secondary pressure Ps when performing an upshift, and the pressure receiving area on the primary side Thus, the continuously variable transmission 10 can be reduced in size, and the shift speed can be improved to shorten the shift time. In the case shown in FIG. 9, the pilot pressure P2 is increased from 0 to the maximum value, but it goes without saying that the pilot pressure P2 may be maintained at a predetermined pressure.

また、図１０はアップシフト変速におけるライン圧ＰＬ、プライマリ圧Ｐｐ、セカンダリ圧Ｐｓの各調圧状況を示す線図である。図１０に示すように、プライマリ圧Ｐｐよりもセカンダリ圧Ｐｓを高く調圧することが望ましいロー状態にあっては、パイロット圧Ｐ２の供給を遮断してライン圧制御弁４２をローモードに切り換えることにより、ライン圧ＰＬとセカンダリ圧Ｐｓとをほぼ一致させるようにしている。一方、セカンダリ圧Ｐｓよりもプライマリ圧Ｐｐを高く調圧することが望ましいオーバードライブ状態にあっては、パイロット圧Ｐ２を供給してライン圧制御弁４２をハイモードに切り換えることにより、セカンダリ圧Ｐｓに対してライン圧ＰＬを引き上げることができるため、このライン圧ＰＬから調圧されるプライマリ圧Ｐｐをセカンダリ圧Ｐｓよりも高く調圧することが可能となる。つまり、目標セカンダリ圧Ｐｓｔに応じてパイロット圧Ｐ１を引き下げることにより、ライン圧ＰＬとセカンダリ圧Ｐｓとを低下させる場合であっても(符号ｘ)、目標プライマリ圧Ｐｐｔに応じてパイロット圧Ｐ２を引き上げることにより、ライン圧ＰＬのみを上昇させることが可能となっている(符号ｙ)。   FIG. 10 is a diagram showing the pressure regulation status of the line pressure PL, primary pressure Pp, and secondary pressure Ps in the upshift. As shown in FIG. 10, in the low state where it is desirable to adjust the secondary pressure Ps higher than the primary pressure Pp, the supply of the pilot pressure P2 is cut off and the line pressure control valve 42 is switched to the low mode. The line pressure PL and the secondary pressure Ps are substantially matched. On the other hand, in an overdrive state in which it is desirable to regulate the primary pressure Pp higher than the secondary pressure Ps, the pilot pressure P2 is supplied and the line pressure control valve 42 is switched to the high mode, whereby the secondary pressure Ps is controlled. Since the line pressure PL can be increased, the primary pressure Pp regulated from the line pressure PL can be regulated higher than the secondary pressure Ps. That is, even when the line pressure PL and the secondary pressure Ps are reduced by lowering the pilot pressure P1 according to the target secondary pressure Pst (symbol x), the pilot pressure P2 is raised according to the target primary pressure Ppt. Thus, it is possible to increase only the line pressure PL (symbol y).

続いて、無段変速機１０の変速制御を実行する際に要求される必要流量Ｑとライン圧推定値ＰＬｅとの算出処理について説明した後に、変速制御を実行する際に駆動制御されるパイロット弁５３，５４に対する制御信号Ｓ３，Ｓ４の算出処理について説明する。図１１はプライマリプーリ２０の作動油室２５に流れ込む必要流量Ｑを算出する際の手順を示すフローチャートであり、図１２はライン圧推定値ＰＬｅを算出する際の手順を示すフローチャートである。   Subsequently, after describing the calculation process of the required flow rate Q and the line pressure estimation value PLe required when executing the shift control of the continuously variable transmission 10, a pilot valve that is driven and controlled when executing the shift control Processing for calculating control signals S3 and S4 for 53 and 54 will be described. FIG. 11 is a flowchart showing a procedure for calculating the required flow rate Q flowing into the hydraulic oil chamber 25 of the primary pulley 20, and FIG. 12 is a flowchart showing a procedure for calculating the line pressure estimated value PLe.

まず、図１１のフローチャートに従って、作動油室２５に供給される必要流量Ｑの算出手順について説明する。目標変速比ｉに向けてプライマリプーリ２０のプーリ溝幅を制御するため、ＣＶＴ制御ユニット６０はプライマリプーリ２０に供給すべき必要流量Ｑを算出する。図１１に示すように、ステップＳ１では目標変速比ｉが算出され、続くステップＳ２ではプライマリプーリ２０の目標プーリ位置Ｗが算出される。そして、ステップＳ３では、可動シーブ２０ｂの移動量を示す目標プーリ位置変化量ΔＷａが算出され、続くステップＳ４では、目標プーリ位置変化量ΔＷａに基づき指示流量Ｑａが算出される。   First, a procedure for calculating the required flow rate Q supplied to the hydraulic oil chamber 25 will be described with reference to the flowchart of FIG. In order to control the pulley groove width of the primary pulley 20 toward the target speed ratio i, the CVT control unit 60 calculates a necessary flow rate Q to be supplied to the primary pulley 20. As shown in FIG. 11, the target gear ratio i is calculated in step S1, and the target pulley position W of the primary pulley 20 is calculated in the subsequent step S2. In step S3, a target pulley position change amount ΔWa indicating the amount of movement of the movable sheave 20b is calculated. In a subsequent step S4, the command flow rate Qa is calculated based on the target pulley position change amount ΔWa.

また、図１１に示すように、指示流量Ｑａの算出処理に並行してフィードバック項である補正流量Ｑｂの算出処理が実行される。この補正流量Ｑｂを算出する際には、ステップＳ５において実変速比ｉ’が算出され、続くステップＳ６においてプライマリプーリ２０の実プーリ位置Ｗ’が算出される。続いてステップＳ７に進み、目標プーリ位置Ｗから実プーリ位置Ｗ’を減算することによってプーリ位置偏差ΔＷｂが算出され、続くステップＳ８では、プーリ位置偏差ΔＷｂに基づき補正流量Ｑｂが算出される。そして、ステップＳ９では、指示流量Ｑａと補正流量Ｑｂとを加算することによってプライマリプーリ２０に供給される必要流量Ｑが算出される。   Further, as shown in FIG. 11, a calculation process of a corrected flow rate Qb which is a feedback term is executed in parallel with the calculation process of the command flow rate Qa. When calculating the corrected flow rate Qb, the actual speed ratio i 'is calculated in step S5, and the actual pulley position W' of the primary pulley 20 is calculated in the subsequent step S6. Subsequently, the process proceeds to step S7, where the pulley position deviation ΔWb is calculated by subtracting the actual pulley position W ′ from the target pulley position W, and in the subsequent step S8, the corrected flow rate Qb is calculated based on the pulley position deviation ΔWb. In step S9, the required flow rate Q supplied to the primary pulley 20 is calculated by adding the command flow rate Qa and the correction flow rate Qb.

続いて、ライン圧推定手段としてのＣＶＴ制御ユニット６０によって実行されるライン圧推定値ＰＬｅの算出手順について説明する。図１２に示すように、ステップＳ１１ではセカンダリ圧センサ４３から実セカンダリ圧Ｐｓ’が読み込まれ、ステップＳ１２では目標セカンダリ圧Ｐｓｔが算出され、ステップＳ１３では目標ライン圧ＰＬｔが算出される。続くステップＳ１４では、目標ライン圧ＰＬｔから目標セカンダリ圧Ｐｓｔを減算することにより、実ライン圧ＰＬ’と実セカンダリ圧Ｐｓ’との差圧に相当する目標モード圧Ｐｍが算出される。そして、ステップＳ１５において、目標モード圧Ｐｍと実セカンダリ圧Ｐｓ’とを加算することにより、実ライン圧ＰＬ’に相当するライン圧推定値ＰＬｅが算出されることになる。なお、図９に示すように、目標モード圧Ｐｍはパイロット圧Ｐ２の出力状態に応じて変化する値であり、パイロット圧Ｐ２を調圧するパイロット弁５２の駆動状態を示す値となっている。また、ステップＳ１３において算出される目標ライン圧ＰＬｔは、目標セカンダリ圧Ｐｓｔ等の各種目標圧力の中で最大となる目標圧力を満たすように算出されている。   Subsequently, a calculation procedure of the line pressure estimated value PLe executed by the CVT control unit 60 as the line pressure estimating means will be described. As shown in FIG. 12, the actual secondary pressure Ps' is read from the secondary pressure sensor 43 in step S11, the target secondary pressure Pst is calculated in step S12, and the target line pressure PLt is calculated in step S13. In subsequent step S14, the target mode pressure Pm corresponding to the differential pressure between the actual line pressure PL 'and the actual secondary pressure Ps' is calculated by subtracting the target secondary pressure Pst from the target line pressure PLt. In step S15, the target mode pressure Pm and the actual secondary pressure Ps 'are added to calculate the estimated line pressure value PLe corresponding to the actual line pressure PL'. As shown in FIG. 9, the target mode pressure Pm is a value that changes according to the output state of the pilot pressure P2, and is a value that indicates the drive state of the pilot valve 52 that regulates the pilot pressure P2. Further, the target line pressure PLt calculated in step S13 is calculated so as to satisfy the maximum target pressure among various target pressures such as the target secondary pressure Pst.

続いて、パイロット弁５３，５４に対する制御信号Ｓ３，Ｓ４の算出処理について説明する。図１３はパイロット弁５３，５４に対する制御信号Ｓ３，Ｓ４を算出する際の手順を示すフローチャートである。図１３に示すように、まずステップＳ２１では、ライン圧センサ６３に故障が発生しているか否かが判定される。ライン圧センサ６３が正常に作動していると判定された場合には、ステップＳ２２に進み、プライマリプーリ２０の作動油室２５に供給される必要流量Ｑが算出され、続くステップＳ２３において、正常なライン圧センサ６３から実ライン圧ＰＬ’が読み込まれる。続いて、ステップＳ２４では、必要流量Ｑが０以上であるか否かが判定され、必要流量Ｑが正の値であると判定された場合、つまり作動油室２５に対して作動油が供給されると判定された場合には、ステップＳ２５に進み、実ライン圧ＰＬ’から実プライマリ圧Ｐｐ’を減算することにより、アップシフト弁４４のバルブ圧力偏差ΔＰが算出される。一方、ステップＳ２４において、必要流量Ｑが負の値であると判定された場合、つまり作動油室２５から作動油が排出されると判定された場合には、ステップＳ２６に進み、０から実プライマリ圧Ｐｐ’を減算することにより、ダウンシフト弁４７のバルブ圧力偏差ΔＰが算出される。このように、アップシフト弁４４またはダウンシフト弁４７のバルブ圧力偏差ΔＰが算出された後には、ステップＳ２７において、必要流量Ｑとバルブ圧力偏差ΔＰとに基づき所定のデータマップが参照され、パイロット弁５３またはパイロット弁５４に対する制御信号(デューティ比)Ｓ３，Ｓ４が設定されることになる。   Next, the calculation process of the control signals S3 and S4 for the pilot valves 53 and 54 will be described. FIG. 13 is a flowchart showing a procedure for calculating the control signals S3 and S4 for the pilot valves 53 and 54. As shown in FIG. 13, first, in step S <b> 21, it is determined whether or not a failure has occurred in the line pressure sensor 63. If it is determined that the line pressure sensor 63 is operating normally, the process proceeds to step S22, where the required flow rate Q supplied to the hydraulic oil chamber 25 of the primary pulley 20 is calculated. The actual line pressure PL ′ is read from the line pressure sensor 63. Subsequently, in step S24, it is determined whether or not the required flow rate Q is 0 or more, and when it is determined that the required flow rate Q is a positive value, that is, hydraulic fluid is supplied to the hydraulic fluid chamber 25. If it is determined, the process proceeds to step S25, and the valve pressure deviation ΔP of the upshift valve 44 is calculated by subtracting the actual primary pressure Pp ′ from the actual line pressure PL ′. On the other hand, if it is determined in step S24 that the required flow rate Q is a negative value, that is, if it is determined that the hydraulic oil is discharged from the hydraulic oil chamber 25, the process proceeds to step S26, and from 0 to the actual primary By subtracting the pressure Pp ′, the valve pressure deviation ΔP of the downshift valve 47 is calculated. Thus, after the valve pressure deviation ΔP of the upshift valve 44 or the downshift valve 47 is calculated, in step S27, a predetermined data map is referred to based on the required flow rate Q and the valve pressure deviation ΔP, and the pilot valve 53 or control signals (duty ratios) S3 and S4 for the pilot valve 54 are set.

一方、ステップＳ２１において、ライン圧センサ６３に異常が発生していると判定された場合には、ステップＳ２８に進み、プライマリプーリ２０の作動油室２５に供給される必要流量Ｑが算出され、続くステップＳ２９において、ＣＶＴ制御ユニット６０によってライン圧推定値ＰＬｅが算出される。続いて、ステップＳ３０では、必要流量Ｑが０以上であるか否かが判定され、必要流量Ｑが正の値であると判定された場合、つまり作動油室２５に対して作動油が供給されると判定された場合には、ステップＳ３１に進み、ライン圧推定値ＰＬｅから実プライマリ圧Ｐｐ’を減算することにより、アップシフト弁４４のバルブ圧力偏差ΔＰが算出される。一方、ステップＳ３０において、必要流量Ｑが負の値であると判定された場合、つまり作動油室２５から作動油が排出されると判定された場合には、前述したステップＳ２６に進み、０から実プライマリ圧Ｐｐ’を減算することにより、ダウンシフト弁４７のバルブ圧力偏差ΔＰが算出される。このように、アップシフト弁４４またはダウンシフト弁４７のバルブ圧力偏差ΔＰが算出された後には、前述したステップＳ２７において、必要流量Ｑとバルブ圧力偏差ΔＰとに基づき所定のデータマップが参照され、パイロット弁５３またはパイロット弁５４に対する制御信号(デューティ比)Ｓ３，Ｓ４が設定されることになる。   On the other hand, if it is determined in step S21 that an abnormality has occurred in the line pressure sensor 63, the process proceeds to step S28, where the required flow rate Q supplied to the hydraulic oil chamber 25 of the primary pulley 20 is calculated and continued. In step S29, the CVT control unit 60 calculates the estimated line pressure value PLe. Subsequently, in step S30, it is determined whether or not the required flow rate Q is 0 or more, and when it is determined that the required flow rate Q is a positive value, that is, hydraulic fluid is supplied to the hydraulic fluid chamber 25. If it is determined, the process proceeds to step S31, and the valve pressure deviation ΔP of the upshift valve 44 is calculated by subtracting the actual primary pressure Pp ′ from the line pressure estimated value PLe. On the other hand, if it is determined in step S30 that the required flow rate Q is a negative value, that is, if it is determined that the hydraulic oil is discharged from the hydraulic oil chamber 25, the process proceeds to step S26 described above, and from 0 By subtracting the actual primary pressure Pp ′, the valve pressure deviation ΔP of the downshift valve 47 is calculated. Thus, after the valve pressure deviation ΔP of the upshift valve 44 or the downshift valve 47 is calculated, a predetermined data map is referred to based on the required flow rate Q and the valve pressure deviation ΔP in step S27 described above, Control signals (duty ratios) S3 and S4 for pilot valve 53 or pilot valve 54 are set.

これまで説明したように、ライン圧センサ６３の故障に伴って正確な実ライン圧ＰＬ’を得ることができない場合であっても、目標モード圧Ｐｍを用いて実ライン圧ＰＬ’に相当するライン圧推定値ＰＬｅを算出することができるため、パイロット弁５３，５４に対する制御信号Ｓ３，Ｓ４を適切に算出することができ、アップシフト弁４４やダウンシフト弁４７を正常に駆動することが可能となる。これにより、無段変速機１０の変速性能を確保することができるため、ライン圧センサ６３が故障した場合であっても、車両の走行性能を確保することができ、車両の安全性や信頼性を向上させることが可能となる。   As described above, even if the actual line pressure PL ′ cannot be obtained accurately due to the failure of the line pressure sensor 63, the line corresponding to the actual line pressure PL ′ using the target mode pressure Pm. Since the estimated pressure value PLe can be calculated, the control signals S3 and S4 for the pilot valves 53 and 54 can be calculated appropriately, and the upshift valve 44 and the downshift valve 47 can be driven normally. Become. Thereby, since the speed change performance of the continuously variable transmission 10 can be ensured, even if the line pressure sensor 63 breaks down, the travel performance of the vehicle can be ensured, and the safety and reliability of the vehicle. Can be improved.

また、図１３に示すフローチャートにあっては、ライン圧センサ６３に異常が発生していると判定されたときに、ライン圧推定値ＰＬｅを算出するフェイルセーフ制御が実行されることになるが、これに限られることはなく、常にライン圧推定値ＰＬｅを算出するようにしても良い。ここで、図１４は本発明の他の実施の形態である変速制御装置によって実行されるフローチャートであり、パイロット弁５３，５４に対する制御信号Ｓ３，Ｓ４を算出する際の手順を示している。なお、図１３のフローチャートに示すステップと同一のステップについては同一の符号を付してその説明を省略する。図１４に示すように、常にライン圧推定値ＰＬｅを算出した場合には、ライン圧センサ６３によって検出される実ライン圧ＰＬ’が不要になるため、油圧制御回路からライン圧センサ６３を削減することができ、無段変速機１０の低コスト化を達成することが可能となる。   Further, in the flowchart shown in FIG. 13, when it is determined that an abnormality has occurred in the line pressure sensor 63, fail-safe control for calculating the line pressure estimated value PLe is executed. However, the present invention is not limited to this, and the line pressure estimated value PLe may always be calculated. Here, FIG. 14 is a flowchart executed by the speed change control apparatus according to another embodiment of the present invention, and shows a procedure for calculating the control signals S3 and S4 for the pilot valves 53 and 54. Note that the same steps as those shown in the flowchart of FIG. 13 are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted. As shown in FIG. 14, when the line pressure estimated value PLe is always calculated, the actual line pressure PL ′ detected by the line pressure sensor 63 becomes unnecessary, and therefore the line pressure sensor 63 is reduced from the hydraulic control circuit. Thus, the cost of the continuously variable transmission 10 can be reduced.

本発明は前記実施の形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能であることはいうまでもない。たとえば、図示する場合には、プライマリ圧Ｐｐを調圧することによって変速比を制御し、セカンダリ圧Ｐｓを調圧することによって駆動ベルト２２の張力を制御しているが、これに限られることはなく、プライマリ圧Ｐｐを調圧することによって駆動ベルト２２の張力を制御し、セカンダリ圧Ｐｓを調圧することによって変速比を制御しても良い。   It goes without saying that the present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications can be made without departing from the scope of the invention. For example, in the illustrated case, the transmission ratio is controlled by adjusting the primary pressure Pp, and the tension of the drive belt 22 is controlled by adjusting the secondary pressure Ps. However, the present invention is not limited to this. The tension of the drive belt 22 may be controlled by adjusting the primary pressure Pp, and the speed ratio may be controlled by adjusting the secondary pressure Ps.

また、パイロット弁５１としてリニアソレノイドバルブを採用し、パイロット弁５２としてデューティソレノイドバルブを採用しているが、これに限られることはなく、パイロット弁５１としてデューティソレノイドバルブを採用し、パイロット弁５２としてリニアレノイドバルブを採用しても良い。   In addition, a linear solenoid valve is employed as the pilot valve 51 and a duty solenoid valve is employed as the pilot valve 52. However, the present invention is not limited to this, and a duty solenoid valve is employed as the pilot valve 51. A linear renoid valve may be adopted.

さらに、アップシフト弁４４やダウンシフト弁４７は、一義的に作動油の流量を制御することによってプライマリ圧Ｐｐを制御するようにした流量制御弁であるが、これに限られることはなく、一義的に作動油の圧力を制御するようにした圧力制御弁を採用しても良い。   Further, the upshift valve 44 and the downshift valve 47 are flow rate control valves that control the primary pressure Pp by uniquely controlling the flow rate of the hydraulic oil, but the present invention is not limited to this. Alternatively, a pressure control valve that controls the pressure of the hydraulic oil may be employed.

本発明の一実施の形態である変速制御装置によって制御される無段変速機を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the continuously variable transmission controlled by the transmission control apparatus which is one embodiment of this invention. 無段変速機の油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。It is the schematic which shows the hydraulic control system and electronic control system of a continuously variable transmission. ＣＶＴ制御ユニットの変速制御系を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the transmission control system of a CVT control unit. 目標プライマリ回転数を算出する際に参照される変速特性マップの一例を示す線図である。It is a diagram which shows an example of the speed change characteristic map referred when calculating a target primary rotation speed. 油圧制御回路の一部を示す回路図である。It is a circuit diagram which shows a part of hydraulic control circuit. (Ａ)および(Ｂ)はローモードに切り換えられたライン圧制御弁の作動状態を示す説明図である。(A) And (B) is explanatory drawing which shows the operating state of the line pressure control valve switched to low mode. (Ａ)および(Ｂ)はハイモードに切り換えられたライン圧制御弁の作動状態を示す説明図である。(A) And (B) is explanatory drawing which shows the operating state of the line pressure control valve switched to the high mode. ライン圧制御弁によって調圧されるライン圧の調圧領域を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the pressure regulation area | region of the line pressure regulated by a line pressure control valve. ライン圧制御弁をローモードからハイモードに切り換える際におけるライン圧、セカンダリ圧、パイロット圧の各調圧状況を示す線図である。It is a diagram which shows each pressure regulation condition of the line pressure, secondary pressure, and pilot pressure at the time of switching a line pressure control valve from low mode to high mode. アップシフト変速におけるライン圧、プライマリ圧、セカンダリ圧の各調圧状況を示す線図である。It is a diagram which shows each pressure regulation situation of the line pressure, primary pressure, and secondary pressure in an upshift. プライマリプーリの作動油室に流れ込む必要流量を算出する際の手順を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the procedure at the time of calculating the required flow volume which flows in into the hydraulic oil chamber of a primary pulley. ライン圧推定値を算出する際の手順を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the procedure at the time of calculating a line pressure estimated value. パイロット弁に対する制御信号を算出する際の手順を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the procedure at the time of calculating the control signal with respect to a pilot valve. 本発明の他の実施の形態である変速制御装置によって実行されるフローチャートであり、パイロット弁に対する制御信号を算出する際の手順を示している。It is a flowchart performed by the transmission control apparatus which is other embodiment of this invention, and has shown the procedure at the time of calculating the control signal with respect to a pilot valve.

符号の説明Explanation of symbols

１０ 無段変速機
２０ プライマリプーリ(変速プーリ)
２１ セカンダリプーリ(締付プーリ)
２２ 駆動ベルト
４０ オイルポンプ(油圧供給源)
４２ ライン圧制御弁
４３ セカンダリ圧制御弁(クランプ圧制御弁)
５１ パイロット弁(第１パイロット弁)
５２ パイロット弁(第２パイロット弁)
６０ ＣＶＴ制御ユニット(ライン圧推定手段)
６５ セカンダリ圧センサ(クランプ圧センサ)
ＰＬ ライン圧
ＰＬｔ 目標ライン圧
Ｐｓ セカンダリ圧(クランプ圧)
Ｐｓｔ 目標セカンダリ圧(目標クランプ圧)
Ｐ１ パイロット圧(第１パイロット圧)
Ｐ２ パイロット圧(第２パイロット圧) 10 continuously variable transmission 20 primary pulley (transmission pulley)
21 Secondary pulley (clamping pulley)
22 Drive belt 40 Oil pump (hydraulic supply source)
42 Line pressure control valve 43 Secondary pressure control valve (clamp pressure control valve)
51 Pilot valve (first pilot valve)
52 Pilot valve (second pilot valve)
60 CVT control unit (line pressure estimation means)
65 Secondary pressure sensor (Clamp pressure sensor)
PL Line pressure PLt Target line pressure Ps Secondary pressure (clamping pressure)
Pst Target secondary pressure (Target clamp pressure)
P1 Pilot pressure (first pilot pressure)
P2 Pilot pressure (second pilot pressure)

Claims (3)

駆動ベルトが巻き付けられる変速プーリと締付プーリとを備え、前記変速プーリを用いて前記駆動ベルトの巻き付け径を制御する一方、前記締付プーリを用いて前駆駆動ベルトの張力を制御する無段変速機の変速制御装置であって、
油圧供給源から吐出される作動油をライン圧に調圧するライン圧制御弁と、
前記ライン圧制御弁と前記締付プーリとの間に設けられ、ライン圧を前記締付プーリのクランプ圧に調圧するクランプ圧制御弁と、
前記ライン圧制御弁および前記クランプ圧制御弁に対して第１パイロット圧を供給し、ライン圧とクランプ圧とを増減させる第１パイロット弁と、
前記ライン圧制御弁に対して第２パイロット圧を供給し、クランプ圧に対してライン圧を増加させる第２パイロット弁と、
前記第２パイロット弁の駆動状態に基づいてライン圧推定値を算出するライン圧推定手段とを有することを特徴とする無段変速機の変速制御装置。 A continuously variable transmission that includes a transmission pulley and a tightening pulley around which the drive belt is wound, and that controls the winding diameter of the drive belt using the transmission pulley and controls the tension of the precursor drive belt using the tightening pulley. A shift control device for a machine,
A line pressure control valve that regulates hydraulic oil discharged from a hydraulic supply source to a line pressure;
A clamp pressure control valve that is provided between the line pressure control valve and the tightening pulley and adjusts the line pressure to the clamp pressure of the tightening pulley;
A first pilot valve that supplies a first pilot pressure to the line pressure control valve and the clamp pressure control valve to increase or decrease the line pressure and the clamp pressure;
A second pilot valve for supplying a second pilot pressure to the line pressure control valve and increasing the line pressure with respect to the clamp pressure;
A transmission control device for a continuously variable transmission, comprising: a line pressure estimation unit that calculates a line pressure estimation value based on a driving state of the second pilot valve. 請求項１記載の無段変速機の変速制御装置において、クランプ圧を検出するクランプ圧センサを有し、前記ライン圧推定手段はクランプ圧センサからのクランプ圧と前記第２パイロット弁の駆動状態とに基づいてライン圧推定値を算出することを特徴とする無段変速機の変速制御装置。   2. The transmission control device for a continuously variable transmission according to claim 1, further comprising a clamp pressure sensor for detecting a clamp pressure, wherein the line pressure estimating means includes a clamp pressure from the clamp pressure sensor and a driving state of the second pilot valve. A shift control device for a continuously variable transmission, wherein an estimated line pressure value is calculated based on 請求項１または２記載の無段変速機の変速制御装置において、前記第２パイロット弁の駆動状態は目標ライン圧と目標クランプ圧とに基づいて算出されることを特徴とする無段変速機の変速制御装置。   The continuously variable transmission control apparatus according to claim 1 or 2, wherein the driving state of the second pilot valve is calculated based on a target line pressure and a target clamp pressure. Shift control device.
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