JP7114978B2 - Hydraulic controller for vehicle - Google Patents
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Description
本発明は、エンジンと駆動輪との間に並列に設けられた複数の動力伝達経路を備える車両用動力伝達装置の制御装置に関するものである。
BACKGROUND OF THE
エンジンの出力トルクが伝達される入力回転部材と駆動輪へ前記出力トルクを伝達する出力回転部材との間に第１の動力伝達経路と第２の動力伝達経路とが並列に設けられた車両であって、前記第１の動力伝達経路は第１のクラッチおよび噛合クラッチの係合により形成される有段変速機であるギヤ機構を介したものであり、前記第２の動力伝達経路は第２のクラッチの係合によって形成されるプライマリプーリとセカンダリプーリとの間に伝動ベルトが巻き掛けられた無段変速機を介したものである車両用動力伝達装置の、制御装置が知られている。例えば、特許文献１に記載の車両用動力伝達装置の制御装置がそれである。特許文献１に記載の車両用動力伝達装置の制御装置では、エンジンによって回転駆動されるオイルポンプから供給される作動油を用いて、第１のクラッチ、第２のクラッチ、噛合クラッチ、第１のブレーキ、プライマリプーリ、セカンダリプーリ、およびロックアップクラッチを各々作動させる油圧を出力する複数のソレノイドバルブを含む油圧制御回路によって車両用動力伝達装置が制御される。また、上記複数のソレノイドバルブのいずれかに異常が発生した場合、油圧制御回路内に設けられたシーケンスバルブを正常状態からフェールセーフ状態へ切り替えることで油路が切り替えられて、フェールセーフ機能が発揮されるようになっている。
A vehicle in which a first power transmission path and a second power transmission path are provided in parallel between an input rotary member to which engine output torque is transmitted and an output rotary member to transmit the output torque to drive wheels. wherein the first power transmission path is through a gear mechanism that is a stepped transmission formed by engagement of a first clutch and a dog clutch, and the second power transmission path is a second power transmission path. 2. Description of the Related Art There is known a control device for a vehicular power transmission device through a continuously variable transmission in which a transmission belt is wound between a primary pulley and a secondary pulley formed by engagement of a clutch. For example, a control device for a vehicle power transmission device described in
上記車両用動力伝達装置の制御装置では、シーケンスバルブを正常状態とするために作動油のモジュレータ圧および第２のクラッチの作動制御用の油圧が用いられており、シーケンスバルブをフェールセーフ状態とするためにプライマリプーリの作動制御用の油圧が用いられている。このとき、モジュレータ圧が低下すると、シーケンスバルブが意図せずにフェールセーフ状態へ切り替えられてしまう誤切替が発生するおそれがある。シーケンスバルブの誤切替が発生すると、第１のクラッチ、第２のクラッチ、プライマリプーリ、またはロックアップクラッチが運転者の意図と異なる作動をしてしまい、ドライバビリティが悪化する。ここで、エンジンのアイドルアップ制御によりモジュレータ圧が高くされれば誤切替が抑制されるが、この場合燃費が悪化してしまう。また、第２のクラッチの作動制御用の油圧が高くされることで誤切替が抑制されるが、この場合第２のクラッチが解放されにくくなりギヤ機構を介した第1の動力伝達経路を用いた走行が困難となる。また、プライマリプーリの作動制御用の油圧が低くされることで誤切替が抑制されるが、単純に低下させられるとプライマリプーリの作動制御に影響して無段変速機の変速制御に悪影響が出てしまう。そのため、第２のクラッチの作動状態（完全解放、係合過渡、解放過渡、完全係合の各状態）に応じてプライマリプーリの作動制御用の油圧に上限ガード圧を設けることで、無段変速機のプライマリプーリの作動制御への悪影響を抑制しつつ誤切替を抑制する制御装置が考えられる。しかし、例えば上記のようにプライマリプーリの作動制御用の油圧が上限ガード圧によって低く制限され、それと同時に無段変速機のセカンダリプーリの作動制御用の油圧が高く制御されてしまうと、無段変速機の実変速比が最大値付近まで大きくなってダウンシフトとなってしまう。このような状態で第２のクラッチが解放状態から係合状態に遷移すると、タービン回転速度がオーバーレブ状態となるおそれがある。 In the vehicle power transmission device control device described above, the modulator pressure of the working oil and the hydraulic pressure for controlling the operation of the second clutch are used to put the sequence valve in the normal state, and put the sequence valve in the fail-safe state. Therefore, hydraulic pressure is used to control the operation of the primary pulley. At this time, if the modulator pressure drops, there is a risk of erroneous switching in which the sequence valve is unintentionally switched to the fail-safe state. If the erroneous switching of the sequence valve occurs, the first clutch, the second clutch, the primary pulley, or the lockup clutch will operate differently than intended by the driver, degrading drivability. Here, if the modulator pressure is increased by engine idle-up control, erroneous switching can be suppressed, but in this case, fuel efficiency deteriorates. In addition, erroneous switching is suppressed by increasing the hydraulic pressure for controlling the operation of the second clutch, but in this case, the second clutch is less likely to be released, and the first power transmission path via the gear mechanism is used. It becomes difficult to run. In addition, erroneous switching is suppressed by lowering the hydraulic pressure for controlling the operation of the primary pulley, but if it is simply lowered, it affects the operation control of the primary pulley and adversely affects the shift control of the continuously variable transmission. put away. Therefore, by providing an upper limit guard pressure to the hydraulic pressure for controlling the operation of the primary pulley according to the operating state of the second clutch (each state of complete release, engagement transition, release transition, and complete engagement), the stepless speed change is achieved. A control device is conceivable that suppresses erroneous switching while suppressing adverse effects on the operation control of the primary pulley of the machine. However, if, for example, the hydraulic pressure for controlling the operation of the primary pulley is limited by the upper limit guard pressure as described above, and at the same time the hydraulic pressure for controlling the operation of the secondary pulley of the continuously variable transmission is controlled to be high, the continuously variable transmission The actual gear ratio of the gear increases to near the maximum value, resulting in a downshift. If the second clutch transitions from the released state to the engaged state in such a state, there is a possibility that the turbine rotation speed will be in an over-revving state.
本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、第２のクラッチの係合によるタービン回転速度のオーバーレブを抑制した車両用動力伝達装置の制御装置を提供することにある。 SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above circumstances, and its object is to provide a control device for a power transmission system for a vehicle that suppresses over-revving of the turbine rotation speed due to the engagement of the second clutch. to do.
本発明の要旨とするところは、（ａ）トルクコンバータを介してエンジンに連結された入力回転部材と、駆動輪に連結された出力回転部材と、前記入力回転部材と前記出力回転部材とを変速ギヤ機構を経由して前記エンジンの出力トルクを伝達する第１の動力伝達経路と、前記入力回転部材と前記出力回転部材とを無段変速機を経由して前記エンジンの出力トルクを伝達する第２の動力伝達経路と、前記第１の動力伝達経路内に設けられ、前記第１の動力伝達経路を断接する第１のクラッチと、前記第２の動力伝達経路内に設けられ、前記第２の動力伝達経路を断接する第２のクラッチと、前記第１の動力伝達経路上に設けられた噛合クラッチと、後進走行時に係合する第１のブレーキと、を備える車両に関して、（ｂ）前記エンジンにより回転駆動されるオイルポンプと、（ｃ）前記オイルポンプから作動油が供給されてモジュレータ圧を生成するモジュレータバルブと、（ｄ）前記モジュレータ圧に基づいて前進走行操作ポジションの場合には前進油圧を出力し、後進走行操作ポジションの場合には後進油圧を出力するマニュアルバルブと、（ｅ）前記モジュレータ圧に基づいて前記第２のクラッチを作動させる第１の係合圧を供給可能なＣ２用ソレノイドバルブ、前記モジュレータ圧に基づいて前記無段変速機のプライマリプーリを作動させるプライマリ制御圧を調圧可能な第２の係合圧を供給可能なプライマリ用ソレノイドバルブ、および前記モジュレータ圧に基づいて前記無段変速機のセカンダリプーリを作動させるセカンダリ制御圧を調圧可能な第３の係合圧を供給可能なセカンダリ用ソレノイドバルブを含むソレノイドバルブ群と、（ｆ）前記ソレノイドバルブ群に含まれるソレノイドバルブのいずれもが正常の場合には第１の油路が形成される正常位置に切り替えられ、前記プライマリ用ソレノイドバルブから最大の前記第２の係合圧が常時出力されてしまう異常の場合には第２の油路が形成されるフェールセーフ位置に切り替えられ、前記正常位置とする推力として前記モジュレータ圧および前記第１の係合圧が供給され、前記フェールセーフ位置とする推力として前記第２の係合圧が供給されるシーケンスバルブと、（ｇ）非後進状態と後進状態とで油路が切り替え可能であって、前記非後進状態とする推力として前記第３の係合圧が供給され、前記後進状態とする推力として前記後進油圧が供給されるＳ１Ｂ１コントロールバルブと、を備え、（ｈ）前記第２の係合圧が前記シーケンスバルブの前記切り替えの誤作動を抑制するために設定された上限ガード圧によって低くされ、前記第３の係合圧が前記Ｓ１Ｂ１コントロールバルブの前記非後進状態の維持制御によって高くされる車両用油圧制御装置であって、（ｉ）シフトレバーが操作されることにより行なわれる制御指示がＤレンジであって、前記第２のクラッチが解放状態から係合状態へ遷移する際に、前記第２のクラッチの係合時における前記入力回転部材に連結された前記トルクコンバータのタービンのタービン回転速度が、前記出力回転部材の回転速度とオーバレブ状態となるときのタービン回転速度であるオーバレブ判定回転速度との予め記憶された関係から出力回転部材の回転速度に基づいて算出されたオーバーレブ判定回転速度以上になってオーバーレブ状態になると推測すると、前記無段変速機の変速比が前記オーバーレブ状態を回避可能な所定値にアップシフトするまで前記第２のクラッチのガレージ係合制御を待機させることにある。 The gist of the present invention is: (a) an input rotary member connected to an engine via a torque converter; an output rotary member connected to a drive wheel; a first power transmission path that transmits the output torque of the engine via a gear mechanism ; and a second power transmission path that transmits the output torque of the engine via a continuously variable transmission between the input rotary member and the output rotary member. 2 power transmission paths, a first clutch provided in the first power transmission path for connecting and disconnecting the first power transmission path, and a first clutch provided in the second power transmission path, the second (b) a vehicle comprising a second clutch that connects and disconnects the power transmission path of the vehicle, a dog clutch provided on the first power transmission path, and a first brake that is engaged during reverse travel; (c) a modulator valve supplied with hydraulic fluid from the oil pump to generate a modulator pressure; and (d) based on the modulator pressure, in the case of a forward drive operating position, forward travel. (e) a manual valve C2 capable of supplying a first engagement pressure for operating the second clutch based on the modulator pressure; a primary solenoid valve capable of supplying a second engagement pressure capable of adjusting the primary control pressure for operating the primary pulley of the continuously variable transmission based on the modulator pressure; (f) a solenoid valve group including a secondary solenoid valve capable of supplying a third engagement pressure capable of adjusting the secondary control pressure for operating the secondary pulley of the continuously variable transmission; When all of the solenoid valves connected to the engine are normal, they are switched to the normal position where the first oil passage is formed, and the primary solenoid valve always outputs the maximum second engagement pressure. In such a case, it is switched to the fail-safe position where the second oil passage is formed, the modulator pressure and the first engagement pressure are supplied as the thrust for the normal position, and the thrust for the fail-safe position is the a sequence valve to which a second engagement pressure is supplied; and the reverse hydraulic pressure is supplied as a thrust for making the reverse state. (h) the second engagement pressure is lowered by an upper limit guard pressure set to suppress malfunction of the switching of the sequence valve, and the third engagement (i) a control instruction issued by operating a shift lever is a D range ; When the second clutch transitions from the released state to the engaged state, the turbine rotational speed of the turbine of the torque converter connected to the input rotary member when the second clutch is engaged is equal to that of the output rotary member. When the rotational speed exceeds the overrev judgment rotational speed calculated based on the rotational speed of the output rotary member from a pre-stored relationship between the rotational speed and the overrev judgment rotational speed, which is the turbine rotational speed when the overrev state occurs, the overrev state occurs. Presumably, the purpose is to wait the garage engagement control of the second clutch until the transmission gear ratio of the continuously variable transmission is upshifted to a predetermined value capable of avoiding the overrevving state.
本発明の車両用油圧制御装置によれば、シフトレバーが操作されることにより行なわれる制御指示がＤレンジであって、前記第２のクラッチが解放状態から係合状態へ遷移する際に、前記第２のクラッチの係合時における前記入力回転部材に連結された前記トルクコンバータのタービンのタービン回転速度が前記オーバーレブ判定回転速度以上になってオーバーレブ状態になると推測されると、前記無段変速機の変速比が前記オーバーレブ状態を回避可能な所定値にアップシフトするまで前記第２のクラッチのガレージ係合制御が待機させられる。これにより、第２のクラッチの係合によるタービン回転速度のオーバーレブが回避される。また、目的に応じて第２の係合圧および第３の係合圧が高められたり低められたりできる。 According to the vehicle hydraulic control apparatus of the present invention, when the control instruction issued by operating the shift lever is the D range and the second clutch transitions from the released state to the engaged state, the When the turbine rotation speed of the turbine of the torque converter connected to the input rotary member when the second clutch is engaged is estimated to be equal to or higher than the overrev determination rotation speed and an overrev state is assumed, the continuously variable transmission Garage engagement control of the second clutch is put on standby until the transmission gear ratio of the second clutch is upshifted to a predetermined value capable of avoiding the overrev state. This avoids over-revving the turbine rotational speed due to engagement of the second clutch. Also, the second engagement pressure and the third engagement pressure can be increased or decreased depending on the purpose.
以下、本発明の実施例について図面を参照しつつ詳細に説明する。図１は、本発明が適用される車両用動力伝達装置１６を搭載した車両１０の骨子図であるとともに、車両１０における各種制御の為の電子制御装置１００の制御機能および制御系統の要部を説明する図である。車両１０は、例えば、走行用の駆動力源として用いられるエンジン１２と、エンジン１２の動力を駆動輪１４に伝達する車両用動力伝達装置（以下、動力伝達装置という）１６と、油圧制御回路４６および電子制御装置１００を有する車両用油圧制御装置１５０と、を備える。
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is a schematic diagram of a
動力伝達装置１６は、流体式伝動装置であるトルクコンバータ２０、入力軸２２、前後進切替装置２６、無段変速機２４、ギヤ機構２８、出力軸３０、カウンタ軸３２、出力軸３０およびカウンタ軸３２に各々相対回転不能に設けられて噛み合う一対のギヤから成る減速歯車装置３４、カウンタ軸３２に相対回転不能に設けられたギヤ３６、ギヤ３６に連結されたデフギヤ３８、および車軸４０を含む。エンジン１２で発生させられた動力（トルク）は、トルクコンバータ２０を介して入力軸２２に伝達される。動力伝達装置１６には、入力軸２２から前後進切替装置２６、ギヤ機構２８を経由して出力軸３０に動力を伝達する第１の動力伝達経路ＰＴ１と、入力軸２２から無段変速機２４を経由して出力軸３０に動力を伝達する第２の動力伝達経路ＰＴ２と、のいずれかが選択的に成立可能なように並列に構成されている。出力軸３０は、減速歯車装置３４、カウンタ軸３２、ギヤ３６、デフギヤ３８および車軸４０を介して駆動輪１４に動力を伝達する。車両１０の走行状態に応じて第１の動力伝達経路ＰＴ１と第２の動力伝達経路ＰＴ２とを切り替えるために、動力伝達装置１６は、後述する前進用クラッチとしての第１のクラッチＣ１、後進用ブレーキとしての第１のブレーキＢ１、ベルト走行モード用クラッチとしての第２のクラッチＣ２、および噛合クラッチＤ１を含む複数の係合装置を備えている。なお、入力軸２２は、本発明における「入力回転部材」に相当し、出力軸３０は、本発明における「出力回転部材」に相当する。
The
トルクコンバータ２０は、エンジン１２のクランク軸に連結されたポンプ翼車２０ｐと、トルクコンバータ２０の出力側部材に相当する入力軸２２を介して前後進切替装置２６に連結されたタービン翼車２０ｔと、を備える。ポンプ翼車２０ｐとタービン翼車２０ｔとの間にはロックアップクラッチＬＵが設けられ、このロックアップクラッチＬＵが完全係合させられることでポンプ翼車２０ｐおよびタービン翼車２０ｔが一体的に回転させられる。トルクコンバータ２０は、ロックアップクラッチＬＵを係合する油圧が供給される係合側油室２０ｏｎと、ロックアップクラッチＬＵを解放する油圧が供給される解放側油室２０ｏｆｆと、を備える。なお、「タービン翼車２０ｔ」は本発明における「タービン」に相当し、入力軸２２に連結されている。
The
オイルポンプ４４は、ポンプ翼車２０ｐに連結された機械式オイルポンプである。オイルポンプ４４は、エンジン１２により回転駆動されることによって、無段変速機２４を変速制御したり、無段変速機２４におけるベルト挟圧力を発生させたり、前記複数の係合装置の各々の係合や解放などの作動状態を切り替えたり、ロックアップクラッチＬＵの作動状態を切り替えたりするための作動油を、車両１０に設けられた油圧制御回路４６へ供給する。
The
前後進切替装置２６は、第１のクラッチＣ１と、第１のブレーキＢ１と、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２６ｐと、を主体として構成されている。遊星歯車装置２６ｐは、サンギヤ２６ｓ、キャリア２６ｃ、およびリングギヤ２６ｒを有する。キャリア２６ｃと入力軸２２とは、一体的に回転させられるように連結されている。リングギヤ２６ｒは、第１のブレーキＢ１を介して非回転部材であるケース１８に選択的に連結される。サンギヤ２６ｓとキャリア２６ｃとは、第１のクラッチＣ１を介して選択的に連結される。前後進切替装置２６は、第１のクラッチＣ１を係合状態にすると共に第１のブレーキＢ１を解放状態にして車両１０を前進走行させる前進モードと、第１のクラッチＣ１を解放状態にすると共に第１のブレーキＢ１を係合状態にして車両１０を後進走行させる後進モードと、に切替可能である。第１のクラッチＣ１および第１のブレーキＢ１並びに第２のクラッチＣ２および噛合クラッチＤ１は、いずれも油圧アクチュエータによってその係合状態が制御される油圧式係合装置である。
The forward/
サンギヤ２６ｓは、ギヤ機構２８を構成する小径ギヤ４８に連結されている。ギヤ機構２８は、小径ギヤ４８と、ギヤ機構カウンタ軸５０と、ギヤ機構カウンタ軸５０まわりにそのギヤ機構カウンタ軸５０に対して同軸心で相対回転不能に設けられて小径ギヤ４８と噛み合う大径ギヤ５２と、を備える。大径ギヤ５２は、小径ギヤ４８よりも大径である。ギヤ機構２８は、ギヤ機構カウンタ軸５０まわりにそのギヤ機構カウンタ軸５０に対して同軸心で相対回転可能に設けられたアイドラギヤ５４と、出力軸３０まわりにその出力軸３０に対して同軸心に相対回転不能に設けられてアイドラギヤ５４と噛み合う出力ギヤ４２と、を備える。出力ギヤ４２は、アイドラギヤ５４よりも大径である。従って、ギヤ機構２８は、入力軸２２と出力軸３０との間で形成される第１の動力伝達経路ＰＴ１において、１つのギヤ段を有する有段変速機として機能する。
The
ギヤ機構２８は、ギヤ機構カウンタ軸５０まわりに、大径ギヤ５２とアイドラギヤ５４との間に設けられて、これらの間の動力伝達経路を選択的に接続したり、切断したりする噛合クラッチＤ１を備える。噛合クラッチＤ１は、第１の動力伝達経路ＰＴ１を選択的に接続したり、切断したりする係合装置であって、係合されることで第１の動力伝達経路ＰＴ１を形成する。噛合クラッチＤ１は、第１のクラッチＣ１または第１のブレーキＢ１と共に係合されることで第１の動力伝達経路ＰＴ１を形成する。第１のクラッチＣ１および第１のブレーキＢ１が共に解放されると、または、噛合クラッチＤ１が解放されると、第１の動力伝達経路ＰＴ１は切断される。噛合クラッチＤ１は、係合する際に回転を同期させる同期機構としての公知のシンクロメッシュ機構Ｓ１を備える。噛合クラッチＤ１は、動力伝達装置１６に備えられた油圧アクチュエータ５６の作動によって作動状態が切り替えられる。噛合クラッチＤ１にはスプリング５６ａが設けられており、噛合クラッチＤ１はスプリング５６ａから解放させられる方向の付勢力が付与されている。
The
無段変速機２４は、入力軸２２側に設けられた入力側部材である有効径が可変のプライマリプーリ５８と、出力側部材である有効径が可変のセカンダリプーリ６０と、プライマリプーリ５８とセカンダリプーリ６０との間に巻き掛けられた伝動ベルト６２と、を備える。無段変速機２４は、プライマリプーリ５８およびセカンダリプーリ６０と伝動ベルト６２との間の摩擦力を介して動力伝達を行うベルト式無段変速機である。前記摩擦力は、挟圧力も同意であり、ベルト挟圧力ともいう。プライマリプーリ５８は、入力軸２２に対して同軸に取り付けられた入力側固定回転体としての固定シーブ５８ａと、固定シーブ５８ａに対して軸まわりに相対回転不能且つ軸方向に移動可能に設けられた入力側可動回転体としての可動シーブ５８ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更するために可動シーブ５８ｂを移動させるための推力を発生させる油圧アクチュエータ５８ｃと、を備える。セカンダリプーリ６０は、出力側固定回転体としての固定シーブ６０ａと、固定シーブ６０ａに対して軸まわりに相対回転不能且つ軸方向に移動可能に設けられた出力側可動回転体としての可動シーブ６０ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更するために可動シーブ６０ｂを移動させるための推力を発生させる油圧アクチュエータ６０ｃと、を備える。無段変速機２４においては、プライマリプーリ５８におけるＶ溝幅が変化させられて伝動ベルト６２の掛かり径（有効径）が変更されることで、変速比γｃｖｔ（＝入力軸回転速度Ｎｉｎ／出力軸回転速度Ｎｏｕｔ）が連続的に変更させられる。例えば、プライマリプーリ５８のＶ溝幅が狭くされると、変速比γｃｖｔが小さくなる。すなわち、無段変速機２４がアップシフトされる。プライマリプーリ５８のＶ溝幅が広くされると、変速比γｃｖｔが大きくなる、すなわち無段変速機２４がダウンシフトされる。
The continuously
電子制御装置１００は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両１０の各種制御を実行する。電子制御装置１００は、無段変速機２４の変速制御やベルト挟圧力制御、複数の係合装置（Ｃ１，Ｂ１，Ｃ２，Ｄ１）の各々の作動状態を切り替える油圧制御等を実行する。なお、電子制御装置１００は、本発明における「制御装置」に相当する。
The
電子制御装置１００には、車両１０に備えられた各種センサ等（例えば各種回転速度センサ６４、６６、６８、７０、アクセル操作量センサ７２、スロットル開度センサ７４、シフトポジションセンサ７６など）による各種検出信号等（例えば、エンジン回転速度Ｎｅ（ｒｐｍ）、入力軸回転速度Ｎｉｎ（ｒｐｍ）と同値となるプライマリ回転速度Ｎｐｒｉ（ｒｐｍ）、セカンダリ回転速度Ｎｓｅｃ（ｒｐｍ）、車速Ｖ（ｋｍ／ｈ）に対応する出力軸回転速度Ｎｏｕｔ（ｒｐｍ）、運転者の加速操作の大きさを表すアクセル操作量θａｃｃ（％）、スロットル開度ｔａｐ（％）、車両１０に備えられたシフトレバー９８の操作ポジションＰＯＳｓｈなど）が、それぞれ入力される。電子制御装置１００からは、車両１０に設けられた各装置、例えば油圧制御回路４６などに各種指令信号（例えば、無段変速機２４の変速やベルト挟圧力等を制御する為の油圧制御指令信号Ｓｃｖｔ、複数の係合装置の各々の作動状態を制御する為の油圧制御指令信号Ｓｃｂｄなど）が、それぞれ出力される。なお、入力軸回転速度Ｎｉｎは、タービン翼車２０ｔの回転速度であるタービン回転速度Ｎｔ（ｒｐｍ）およびプライマリプーリ５８の回転速度であるプライマリ回転速度Ｎｐｒｉと同じであり、セカンダリ回転速度Ｎｓｅｃは、セカンダリプーリ６０の回転速度である。電子制御装置１００は、プライマリ回転速度Ｎｐｒｉとセカンダリ回転速度Ｎｓｅｃとに基づいて無段変速機２４の実変速比である変速比γｃｖｔ（＝Ｎｐｒｉ／Ｎｓｅｃ）を算出する。
The
シフトレバー９８の操作ポジションＰＯＳｓｈは、例えばＰ、Ｒ、Ｎ、Ｄ操作ポジションである。Ｐ操作ポジションは、動力伝達装置１６がニュートラル状態とされ、且つ出力軸３０が回転不能に機械的に固定された動力伝達装置１６のＰポジションを選択するパーキング操作ポジションである。動力伝達装置１６のニュートラル状態は、例えば第１のクラッチＣ１、第１のブレーキＢ１、および第２のクラッチＣ２が共に解放されることで実現される。つまり、動力伝達装置１６のニュートラル状態は、第１の動力伝達経路ＰＴ１および第２の動力伝達経路ＰＴ２がいずれも形成されていない状態である。Ｒ操作ポジションは、ギヤ走行モードにて後進走行を可能とする動力伝達装置１６のＲポジションを選択する後進走行操作ポジションである。Ｎ操作ポジションは、動力伝達装置１６をニュートラル状態とする動力伝達装置１６のＮポジションを選択するニュートラル操作ポジションである。Ｄ操作ポジションは、ギヤ走行モードにて前進走行を可能とするか、または、ベルト走行モードにて無段変速機２４の自動変速制御を実行して前進走行を可能とする動力伝達装置１６のＤポジションを選択する前進走行操作ポジションである。電子制御装置１００は、シフトレバー９８がＰ操作ポジションに操作されるとＰレンジの制御指示を行い、シフトレバー９８がＲ操作ポジションに操作されるとＲレンジの制御指示を行う。また、電子制御装置１００は、シフトレバー９８がＮ操作ポジションに操作されるとＮレンジの制御指示を行い、シフトレバー９８がＤ操作ポジションに操作されるとＤレンジの制御指示を行う。
The operating positions POSsh of the
図２は、図１の油圧制御回路４６の構成を説明する図である。なお、本明細書において、「油圧（係合圧、出力圧、および制御圧を含む）を供給する」とは、「そのような油圧となっている作動油を供給する」との意である。
FIG. 2 is a diagram illustrating the configuration of the
油圧制御回路４６は、オイルポンプ４４で発生された油圧を不図示のプライマリレギュレータバルブおよびセカンダリレギュレータバルブにより、それぞれ例えばスロットル開度ｔａｐ等で表されるエンジン１２の負荷に応じて調圧された第１ライン圧ＰＬ１（ＭＰａ）および第２ライン圧ＰＬ２（ＭＰａ）を生成する。
The
油圧制御回路４６は、Ｃ１用ソレノイドバルブＳＬ１、Ｃ２用ソレノイドバルブＳＬ２、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧ、プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰ、セカンダリ用ソレノイドバルブＳＬＳ、およびロックアップ用ソレノイドバルブＳＬＵを備え、これら各ソレノイドバルブは、ソレノイドバルブ群ＳＬｇｒに含まれる。また、油圧制御回路４６は、モジュレータバルブ８０、マニュアルバルブ８２、プライマリ圧コントロールバルブ８４、セカンダリ圧コントロールバルブ８６、シーケンスバルブ８８、Ｃ１コントロールバルブ９０、Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２、ＬＵ圧コントロールバルブ９４、およびアキュムレータ９６を備える。なお、ロックアップ用ソレノイドバルブＳＬＵ、Ｃ１用ソレノイドバルブＳＬ１、Ｃ２用ソレノイドバルブＳＬ２、およびＤ１用ソレノイドバルブＳＬＧは、非通電時（以下、オフともいう）に入力ポートと出力ポートとを遮断し、通電時（以下、オンともいう）に連通する所謂ノーマリークローズ（Ｎ／Ｃ）型のリニアソレノイドバルブである。プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰ、セカンダリ用ソレノイドバルブＳＬＳは、通電時に入力ポートと出力ポートとを遮断し、非通電時に連通する所謂ノーマリーオープン（Ｎ／Ｏ）型のリニアソレノイドバルブである。
The
油圧制御回路４６は、油圧により作動されて第１のクラッチＣ１を断接可能な油圧アクチュエータＣ１ａと、油圧により作動されて第２のクラッチＣ２を断接可能な油圧アクチュエータＣ２ａと、油圧により作動されて噛合クラッチＤ１を断接可能な油圧アクチュエータ５６と、油圧により作動されて第１のブレーキＢ１を断接可能な油圧アクチュエータＢ１ａと、に接続されている。
The
モジュレータバルブ８０は、元圧である第１ライン圧ＰＬ１が一定圧である飽和モジュレータ圧ＰＬＰＭｍａｘ（ＭＰａ）より高い調圧領域では、第１ライン圧ＰＬ１を調圧して第１ライン圧ＰＬ１より低圧の一定のモジュレータ圧ＰＬＰＭ（ＭＰａ）を生成する。しかし、元圧である第１ライン圧ＰＬ１が飽和モジュレータ圧ＰＬＰＭｍａｘより低い非調圧領域では、元圧である第１ライン圧ＰＬ１をそのままモジュレータ圧ＰＬＰＭとして出力する。このため、モジュレータ圧ＰＬＰＭは、エンジン１２のエンジン回転速度Ｎｅの増加と共に上昇し、エンジン回転速度Ｎｅが所定の飽和回転速度Ｎｅｈ（ｒｐｍ）以上になると飽和して一定圧である飽和モジュレータ圧ＰＬＰＭｍａｘとなるようになっている。モジュレータ圧ＰＬＰＭは、後述する各アクチュエータの作動による作動油の流量消費の影響を受け、オイルポンプ４４からの作動油の供給と前記アクチュエータ等による作動油の消費とによる流量収支によって低下したり上昇したりする。
The
マニュアルバルブ８２は、運転者によるシフトレバー９８の切替操作に連動して機械的に油路が切り替えられる。マニュアルバルブ８２は、シフトレバー９８がＤ操作ポジションにあるときには、入力されたモジュレータ圧ＰＬＰＭを前進油圧ＰＤとして出力し、シフトレバー９８がＲ操作ポジションにあるときには、入力されたモジュレータ圧ＰＬＰＭを後進油圧ＰＲとして出力する。マニュアルバルブ８２は、シフトレバー９８がＮ操作ポジション或いはＰ操作ポジションにあるときには、油圧の出力を遮断し、前進油圧ＰＤおよび後進油圧ＰＲはドレイン圧（排出油路ＥＸの油圧）とされる。
The
Ｃ１用ソレノイドバルブＳＬ１は、前進油圧ＰＤを元圧として、第１のクラッチＣ１の油圧アクチュエータＣ１ａへ供給される油圧であるＣ１制御圧Ｐｃ１となり得るＳＬ１出力圧Ｐｓｌ１を出力する。Ｃ２用ソレノイドバルブＳＬ２は、前進油圧ＰＤを元圧として、第２のクラッチＣ２の油圧アクチュエータＣ２ａへ供給される油圧であるＣ２制御圧Ｐｃ２となり得るＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２を出力する。なお、ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２は、「第１の係合圧」に相当する。 The C1 solenoid valve SL1 uses the forward hydraulic pressure PD as a source pressure and outputs an SL1 output pressure Psl1 that can be the C1 control pressure Pc1, which is the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator C1a of the first clutch C1. The C2 solenoid valve SL2 outputs an SL2 output pressure Psl2 that can be the C2 control pressure Pc2, which is the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator C2a of the second clutch C2, using the forward hydraulic pressure PD as a source pressure. Note that the SL2 output pressure Psl2 corresponds to the "first engagement pressure".
Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧは、後述するＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２から出力される出力圧Ｐｓｂｖを元圧として、噛合クラッチＤ１の作動状態を切り替える為に油圧アクチュエータ５６へ供給される油圧であるＤ１制御圧Ｐｄ１となり得るＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇを出力する。なお、ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇは、シフトレバー９８がＲ操作ポジションとされてマニュアルバルブ８２から後進油圧ＰＲが出力される後進走行時には、第１のブレーキＢ１の油圧アクチュエータＢ１ａへ供給される油圧であるＢ１制御圧Ｐｂ１となり得る。
The D1 solenoid valve SLG uses the output pressure Psbv output from the
プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰは、モジュレータ圧ＰＬＰＭを元圧として、プライマリプーリ５８の油圧アクチュエータ５８ｃへ供給される油圧であるプライマリ制御圧Ｐｐｒｉを制御する為のＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐを出力する。セカンダリ用ソレノイドバルブＳＬＳは、モジュレータ圧ＰＬＰＭを元圧として、セカンダリプーリ６０の油圧アクチュエータ６０ｃへ供給される油圧であるセカンダリ制御圧Ｐｓｅｃを制御する為のＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓを出力する。なお、ＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐは、「第２の係合圧」に相当する。
The primary solenoid valve SLP outputs an SLP output pressure Pslp for controlling the primary control pressure Ppri, which is the hydraulic pressure supplied to the
ロックアップ用ソレノイドバルブＳＬＵは、モジュレータ圧ＰＬＰＭを元圧として、ロックアップクラッチＬＵの油圧アクチュエータとして機能するトルクコンバータ２０内の係合側油室２０ｏｎおよび解放側油室２０ｏｆｆへ供給される油圧であるロックアップ制御圧Ｐｌｕを制御する為のＳＬＵ出力圧Ｐｓｌｕを出力する。ロックアップ制御圧Ｐｌｕは、係合側油室２０ｏｎに供給されるオン圧Ｐｏｎと解放側油室２０ｏｆｆに供給されるオフ圧Ｐｏｆｆとの差圧である。
The lockup solenoid valve SLU uses the modulator pressure PLPM as a source pressure and supplies hydraulic pressure to the engagement side oil chamber 20on and the release side oil chamber 20off in the
プライマリ圧コントロールバルブ８４は、第１ライン圧ＰＬ１を元圧としてプライマリ制御圧Ｐｐｒｉを調圧して、そのプライマリ制御圧Ｐｐｒｉをプライマリプーリ５８の油圧アクチュエータ５８ｃに出力する。プライマリ圧コントロールバルブ８４は、全開状態と全閉状態との間で位置が自在に切り替えられるスプール弁子およびそのスプール弁子を全開状態位置方向に付勢するスプリングを備える。プライマリ圧コントロールバルブ８４は、そのスプール弁子の全開位置方向への推力としてＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐが入力され、そのスプール弁子の全閉位置方向への推力として前記プライマリ制御圧Ｐｐｒｉおよび後述のシーケンスバルブ８８から出力される出力圧Ｐｓｅｑ１が入力される。プライマリ圧コントロールバルブ８４は、ＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐ、プライマリ制御圧Ｐｐｒｉ、および出力圧Ｐｓｅｑ１に基づいてプライマリ制御圧Ｐｐｒｉを調圧する。プライマリ圧コントロールバルブ８４では、ＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐが大きくなるとプライマリ制御圧Ｐｐｒｉが大きくされる。
The primary
セカンダリ圧コントロールバルブ８６は、第１ライン圧ＰＬ１を元圧としてセカンダリ制御圧Ｐｓｅｃを調圧して、そのセカンダリ制御圧Ｐｓｅｃをセカンダリプーリ６０の油圧アクチュエータ６０ｃに出力する。セカンダリ圧コントロールバルブ８６は、全開状態と全閉状態との間で位置が自在に切り替えられるスプール弁子およびそのスプール弁子を全開状態位置方向に付勢するスプリングを備える。セカンダリ圧コントロールバルブ８６は、そのスプール弁子の全開位置方向への推力としてＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓが入力され、そのスプール弁子の全閉位置方向への推力として前記セカンダリ制御圧Ｐｓｅｃが入力される。セカンダリ圧コントロールバルブ８６は、ＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓおよびセカンダリ制御圧Ｐｓｅｃに基づいてセカンダリ制御圧Ｐｓｅｃを調圧する。セカンダリ圧コントロールバルブ８６では、ＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓが大きくなるとセカンダリ制御圧Ｐｓｅｃが大きくされる。
The secondary
ＬＵ圧コントロールバルブ９４は、第２ライン圧ＰＬ２が入力される。ＬＵ圧コントロールバルブ９４は、オン圧Ｐｏｎとして第２ライン圧ＰＬ２を係合側油室２０ｏｎへ出力し、且つ不図示の排出油路ＥＸに解放側油室２０ｏｆｆを連通するオン位置と、オフ圧Ｐｏｆｆとして第２ライン圧ＰＬ２を解放側油室２０ｏｆｆへ出力し、且つ不図示の排出油路ＥＸに係合側油室２０ｏｎを連通するオフ位置と、の間で作動させられる不図示のスプール弁子９４ｓｖ、およびスプール弁子９４ｓｖをオフ位置方向に付勢する不図示のスプリング９４ｓｐを備える。ＬＵ圧コントロールバルブ９４は、スプール弁子９４ｓｖのオン位置方向への推力としてオフ圧ＰｏｆｆおよびＳＬＵ出力圧Ｐｓｌｕが入力され、スプール弁子９４ｓｖのオフ位置方向への推力としてオン圧Ｐｏｎおよびシーケンスバルブ８８の出力圧Ｐｓｅｑ１が入力される。ＬＵ圧コントロールバルブ９４は、ＳＬＵ出力圧Ｐｓｌｕに応じて係合側油室２０ｏｎ内のオン圧Ｐｏｎと解放側油室２０ｏｆｆ内のオフ圧Ｐｏｆｆとの差圧であるロックアップ制御圧Ｐｌｕを制御することで、ロックアップクラッチＬＵの断接状態が制御される。ＬＵ圧コントロールバルブ９４は、ＳＬＵ出力圧Ｐｓｌｕが入力されることでスプール弁子９４ｓｖはオン位置側へ切り替えられる。所定圧以上のＳＬＵ出力圧Ｐｓｌｕが入力されると、ロックアップクラッチＬＵは解放状態から係合状態であるロックアップオンへ切り替えられる。
The LU
アキュムレータ９６は、前進油圧ＰＤが流通する油路に接続されている。アキュムレータ９６は、スプリングや作動油の漏れを抑制するシール部材などを備え、油圧の蓄圧と蓄圧した油圧の供給とが可能な公知の蓄圧器である。アキュムレータ９６内の油圧よりも前進油圧ＰＤが流通する油路の油圧が高い場合には、その油路からアキュムレータ９６に油圧が供給され、アキュムレータ９６内の油圧よりも前進油圧ＰＤが流通する油路の油圧が低い場合には、アキュムレータ９６からその油路に油圧が供給される。
The
Ｃ１コントロールバルブ９０は、通常位置とタイアップ防止位置とに択一的に位置が切り替えられる不図示のスプール弁子９０ｓｖおよびスプール弁子９０ｓｖを通常位置方向に付勢するスプリング９０ｓｐを備える。スプール弁子９０ｓｖが通常位置にあるときをＣ１コントロールバルブ９０が通常状態であるといい、スプール弁子９０ｓｖがタイアップ防止位置にあるときをＣ１コントロールバルブ９０がタイアップ防止状態であるということとする。Ｃ１コントロールバルブ９０は、スプール弁子９０ｓｖのタイアップ防止位置方向への推力としてＣ２制御圧Ｐｃ２、ＳＬ１出力圧Ｐｓｌ１、および後進油圧ＰＲが入力され、スプール弁子９０ｓｖの通常位置方向への推力としてシーケンスバルブ８８の出力圧Ｐｓｅｑ２が入力される。Ｃ１コントロールバルブ９０は、ＳＬ１出力圧Ｐｓｌ１、ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇ、および後進油圧ＰＲが切替油路の入力圧として入力される。通常状態では、図２の実線で示されるようにＳＬ１出力圧Ｐｓｌ１がＣ１制御圧Ｐｃ１として出力され、ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇが出力圧Ｐｃ１ｖ１として出力され、後進油圧ＰＲの入力は遮断されていずれにも出力されない。タイアップ防止状態では、図２の破線で示されるようにＣ１制御圧Ｐｃ１はドレイン圧とされ、後進油圧ＰＲが出力圧Ｐｃ１ｖ１および出力圧Ｐｃ１ｖ２として出力され、ＳＬ１出力圧Ｐｓｌ１およびＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇの入力は遮断されていずれにも出力されない。
The
Ｃ１コントロールバルブ９０では、スプール弁子９０ｓｖに推力として作用するＣ２制御圧Ｐｃ２の受圧面積と、スプール弁子９０ｓｖに推力として作用する出力圧Ｐｓｅｑ２の受圧面積と、が同じに設定されている。なお、本明細書では、受圧面積とは、正常位置またはフェールセーフ位置に向かわせる推力に寄与するスプール弁子が油圧を受ける面積のことをいい、同一の作動油室内において正常位置およびフェールセーフ位置の両方向に向かわせる推力が作用する場合にはスプール弁子が油圧を受ける面積において正常位置に向かわせる推力に寄与するものとフェールセーフ位置に向かわせるものとの差分の面積をいう。スプリング９０ｓｐの付勢力は、ＳＬ１出力圧Ｐｓｌ１によるスプール弁子９０ｓｖに対するタイアップ防止位置方向への推力よりも小さくなるように設定されている。これにより、Ｃ１用ソレノイドバルブＳＬ１およびＣ２用ソレノイドバルブＳＬ２が同時に作動して、それぞれＳＬ１出力圧Ｐｓｌ１およびＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２が同時に出力された場合、スプール弁子９０ｓｖに作用する推力はＣ２制御圧Ｐｃ２（すなわち、ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２）と出力圧Ｐｓｅｑ２（すなわち、モジュレータ圧ＰＬＰＭ）とが打ち消し合うと共に、ＳＬ１出力圧Ｐｓｌ１がスプリング９０ｓｐの付勢力に抗して、スプール弁子９０ｓｖがタイアップ防止位置に切り替えられる。
In the
スプリング９０ｓｐの付勢力は、後進油圧ＰＲによるスプール弁子９０ｓｖに対するタイアップ防止位置方向への推力よりも小さくなるように設定されている。これにより、後進走行操作ポジション時にＣ２用ソレノイドバルブＳＬ２が作動して、後進油圧ＰＲおよびＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２が同時に出力された場合、スプール弁子９０ｓｖに作用する推力はＣ２制御圧Ｐｃ２（すなわち、ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２）と出力圧Ｐｓｅｑ２（すなわち、モジュレータ圧ＰＬＰＭ）とが打ち消し合うと共に、後進油圧ＰＲがスプリング９０ｓｐの付勢力に抗してスプール弁子９０ｓｖがタイアップ防止位置に切り替えられる。 The biasing force of the spring 90sp is set to be smaller than the thrust of the reverse hydraulic pressure PR to the spool valve element 90sv toward the tie-up prevention position. As a result, when the C2 solenoid valve SL2 is actuated at the reverse traveling operation position and the reverse hydraulic pressure PR and the SL2 output pressure Psl2 are output at the same time, the thrust acting on the spool valve element 90sv is the C2 control pressure Pc2 (that is, SL2 The output pressure Psl2) and the output pressure Pseq2 (that is, the modulator pressure PLPM) cancel each other out, and the reverse hydraulic pressure PR resists the biasing force of the spring 90sp to switch the spool valve element 90sv to the tie-up prevention position.
従って、Ｃ１用ソレノイドバルブＳＬ１が作動し、且つＣ２用ソレノイドバルブＳＬ２が作動していない場合は、Ｃ１コントロールバルブ９０は通常状態のままで、ＳＬ１出力圧Ｐｓｌ１が油圧アクチュエータＣ１ａに供給される。Ｃ２用ソレノイドバルブＳＬ２が作動してＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２がシーケンスバルブ８８からＣ２制御圧Ｐｃ２として出力され、且つＣ１用ソレノイドバルブＳＬ１が作動していない場合は、Ｃ１コントロールバルブ９０は通常状態のままで、ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２が油圧アクチュエータＣ２ａに供給される。Ｃ２用ソレノイドバルブＳＬ２が作動してＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２がシーケンスバルブ８８からＣ２制御圧Ｐｃ２として出力され、且つＣ１用ソレノイドバルブＳＬ１も作動した場合は、Ｃ１コントロールバルブ９０はタイアップ防止状態に切り替えられ、油圧アクチュエータＣ１ａはドレイン圧とされ、油圧アクチュエータＣ２ａにはＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２が供給される。このように、油圧アクチュエータＣ１ａおよび油圧アクチュエータＣ２ａに同時に係合圧が供給されることが防止されるので、第１のクラッチＣ１および第２のクラッチＣ２の同時係合によるタイアップ状態の発生を防止することができる。Ｃ１コントロールバルブ９０は、Ｃ１制御圧Ｐｃ１としてのＳＬ１出力圧Ｐｓｌ１の油圧アクチュエータＣ１ａへの供給を遮断することで、第１のクラッチＣ１と第２のクラッチＣ２との同時係合によるタイアップ状態を防止するフェールセーフバルブとして機能する。
Therefore, when the C1 solenoid valve SL1 is actuated and the C2 solenoid valve SL2 is not actuated, the
Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２は、非後進位置と後進位置とに択一的に位置が切り替えられる不図示のスプール弁子９２ｓｖおよびスプール弁子９２ｓｖを非後進位置方向に付勢するスプリング９２ｓｐを備える。スプール弁子９２ｓｖが非後進位置のときをＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２が非後進状態であるといい、スプール弁子９２ｓｖが後進位置のときをＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２が後進状態であるということとする。Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２は、スプール弁子９２ｓｖの後進位置方向への推力として後進油圧ＰＲが入力され、スプール弁子９２ｓｖの非後進位置方向への推力としてＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓが入力される。Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２は、Ｃ１コントロールバルブ９０の出力圧Ｐｃ１ｖ１、Ｐｃ１ｖ２、モジュレータ圧ＰＬＰＭ、および後進油圧ＰＲが切替油路の入力圧として入力される。非後進位置では、図２の実線で示されるように出力圧Ｐｃ１ｖ２がＢ１制御圧Ｐｂ１として出力され、出力圧Ｐｃ１ｖ１がＤ１制御圧Ｐｄ１として出力され、モジュレータ圧ＰＬＰＭが出力圧Ｐｓｂｖとして出力され、後進油圧ＰＲの入力は遮断されていずれにも出力されない。後進位置では、図２の破線で示されるように出力圧Ｐｃ１ｖ１がＢ１制御圧Ｐｂ１として出力され、モジュレータ圧ＰＬＰＭがＤ１制御Ｐｄ１として出力され、後進油圧ＰＲが出力圧Ｐｓｂｖとして出力され、出力圧Ｐｃ１ｖ２の入力は遮断されていずれにも出力されない。
The
Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２では、スプール弁子９２ｓｖに推力として作用する後進油圧ＰＲの受圧面積と、スプール弁子９２ｓｖに推力として作用するＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓの受圧面積と、が同じに設定されている。スプリング９２ｓｐの付勢力は、後進油圧ＰＲによるスプール弁子９２ｓｖに対する後進位置方向への推力よりも小さくなるように設定されている。これにより、後進油圧ＰＲが入力されると共にＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓが入力されない場合は、スプール弁子９２ｓｖは後進位置に切り替り、後進油圧ＰＲおよびＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓが同時に入力される場合は、Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２は非後進状態に切り替わる。従って、シフトレバー９８が後進走行操作ポジション以外でマニュアルバルブ８２から後進油圧ＰＲが出力されないか、あるいはシフトレバー９８が後進走行操作ポジションで後進油圧ＰＲが出力されてもＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓが入力される場合は、Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２は非後進状態である。
In the
シーケンスバルブ８８は、正常位置とフェールセーフ位置とに択一的に位置が切り替えられる不図示のスプール弁子８８ｓｖおよびスプール弁子８８ｓｖを正常位置方向に付勢するスプリング８８ｓｐを備える。スプール弁子８８ｓｖが正常位置のときをシーケンスバルブ８８が正常状態であるといい、スプール弁子８８ｓｖがフェールセーフ位置のときをシーケンスバルブ８８がフェールセーフ状態であるということとする。シーケンスバルブ８８は、スプール弁子８８ｓｖのフェールセーフ位置方向への推力としてＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐが入力され、スプール弁子８８ｓｖの正常位置方向への推力としてモジュレータ圧ＰＬＰＭおよびＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２が入力される。シーケンスバルブ８８は、前進油圧ＰＤ、ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２、ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇ、およびモジュレータ圧ＰＬＰＭが切替油路の入力圧として入力される。スプール弁子８８ｓｖが通常位置では、シーケンスバルブ８８は第１の油路を形成し、図２の実線で示されるようにＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２がＣ２制御圧Ｐｃ２として出力され、モジュレータ圧ＰＬＰＭが出力圧Ｐｓｅｑ２として出力され、出力圧Ｐｓｅｑ１はドレイン圧とされ、前進油圧ＰＤおよびＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇの入力は遮断されていずれにも出力されない。スプール弁子８８ｓｖがフェールセーフ位置では、シーケンスバルブ８８は第２の油路を形成し、図２の破線で示されるように前進油圧ＰＤがＣ２制御圧Ｐｃ２として出力され、ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇが出力圧Ｐｓｅｑ１として出力され、出力圧Ｐｓｅｑ２はドレイン圧とされ、ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２およびモジュレータ圧ＰＬＰＭの入力は遮断されていずれにも出力されない。
The
図３は、図２のシーケンスバルブ８８の構成図である。シーケンスバルブ８８は、正常位置（右半位置）とフェールセーフ位置（左半位置）とを切替自在なスプール弁子８８ｓｖと、スプール弁子８８ｓｖを正常位置方向に付勢する圧縮コイルばねから成るスプリング８８ｓｐと、を備える。シーケンスバルブ８８は、スプール弁子８８ｓｖの正常位置方向への推力となるモジュレータ圧ＰＬＰＭが入力される第１の作動油室８８ｃ１と、スプール弁子８８ｓｖの正常位置方向への推力となるＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２が入力される第２の作動油室８８ｃ２と、スプール弁子８８ｓｖのフェールセーフ位置方向への推力となるＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐが入力される第３の作動油室８８ｃ３と、を備える。シーケンスバルブ８８は、ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２が入力される第１の入力ポート８８ｉ１と、前進油圧ＰＤが入力される第２の入力ポート８８ｉ２と、ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇが入力される第３の入力ポート８８ｉ３と、モジュレータ圧ＰＬＰＭが入力される第４の入力ポート８８ｉ４と、を備える。シーケンスバルブ８８は、第２のクラッチＣ２の油圧アクチュエータＣ２ａにＣ２制御圧Ｐｃ２を出力する第１の出力ポート８８ｏ１と、ＬＵ圧コントロールバルブ９４およびプライマリ圧コントロールバルブ８４に出力圧Ｐｓｅｑ１を出力する第２の出力ポート８８ｏ２と、Ｃ１コントロールバルブ９０に出力圧Ｐｓｅｑ２を出力する第３の出力ポート８８ｏ３と、ドレインポート８８ｅｘと、を備える。
FIG. 3 is a configuration diagram of the
次に、油圧制御回路４６の動作について、詳細に説明する。
Next, operation of the
エンジン１２の駆動後、オイルポンプ４４が回転駆動されて第１ライン圧ＰＬ１が生成されると、モジュレータバルブ８０においてモジュレータ圧ＰＬＰＭが生成される。モジュレータ圧ＰＬＰＭによって、シーケンスバルブ８８は正常状態に切り替えられる。モジュレータ圧ＰＬＰＭがシーケンスバルブ８８の出力圧Ｐｓｅｑ２としてＣ１コントロールバルブ９０に入力され、Ｃ１コントロールバルブ９０は通常状態に切り替えられる。これにより、フェールの発生していない通常の走行時では、シーケンスバルブ８８は正常状態となり、Ｃ１コントロールバルブ９０は通常状態となる。
After
車両１０の低速前進走行時には、動力伝達装置１６は前進のギヤ走行モードになる。このとき、第１のクラッチＣ１および噛合クラッチＤ１のみが係合されるように制御される。具体的には、マニュアルバルブ８２から前進油圧ＰＤが出力され、前進油圧ＰＤを元圧としてＣ１用ソレノイドバルブＳＬ１からＳＬ１出力圧Ｐｓｌ１が出力される。ＳＬ１出力圧Ｐｓｌ１は、Ｃ１コントロールバルブ９０を介して油圧アクチュエータＣ１ａに供給される。なお、マニュアルバルブ８２からは後進油圧ＰＲは出力されていないので、Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２は非後進状態である。モジュレータ圧ＰＬＰＭがＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２の出力圧ＰｓｂｖとしてＤ１用ソレノイドバルブＳＬＧに元圧として入力され、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧからＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇが出力される。ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇは、Ｃ１コントロールバルブ９０およびＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２を介して油圧アクチュエータ５６に供給される。
When the
車両１０の中高速前進走行時には、動力伝達装置１６は前進のベルト走行モードになる。このとき、第２のクラッチＣ２および車速Ｖに応じて噛合クラッチＤ１が係合されるように制御される。具体的には、前進油圧ＰＤを元圧としてＣ２用ソレノイドバルブＳＬ２からＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２が出力される。ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２は、シーケンスバルブ８８を介して油圧アクチュエータＣ２ａに供給される。
When the
車両１０の後進走行時には、動力伝達装置１６は後進のギヤ走行モードになる。このとき、第１のブレーキＢ１および噛合クラッチＤ１のみが係合されるように制御される。具体的には、マニュアルバルブ８２から後進油圧ＰＲが出力されることで、Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２は後進状態に切り替えられる。後進油圧ＰＲがＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２の出力圧ＰｓｂｖとしてＤ１用ソレノイドバルブＳＬＧに元圧として供給され、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧからＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇが出力される。ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇは、Ｃ１コントロールバルブ９０およびＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２を介して油圧アクチュエータＢ１ａに供給される。また、モジュレータ圧ＰＬＰＭがＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２を介して油圧アクチュエータ５６に供給される。
When the
次に、プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰ、ロックアップ用ソレノイドバルブＳＬＵ、およびＤ１用ソレノイドバルブＳＬＧのいずれかに異常が発生した場合の作動について説明する。 Next, the operation when an abnormality occurs in any of the primary solenoid valve SLP, the lockup solenoid valve SLU, and the D1 solenoid valve SLG will be described.
前進走行操作ポジション時にプライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰにオフフェール異常が発生した場合について説明する。この場合、プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰから最大のＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐが常時出力されてしまい、プライマリ圧コントロールバルブ８４からは最大のプライマリ制御圧Ｐｐｒｉが常時出力されてしまうと、無段変速機２４を利用した走行が困難になる。しかし、プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰから出力された最大のＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐは、シーケンスバルブ８８をフェールセーフ状態に切り替える。その結果、モジュレータ圧ＰＬＰＭが非後進状態のＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２の出力圧ＰｓｂｖとしてＤ１用ソレノイドバルブＳＬＧに元圧として入力され、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧからＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇが出力される。ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇは、フェールセーフ状態のシーケンスバルブ８８の出力圧Ｐｓｅｑ１としてプライマリ圧コントロールバルブ８４に入力される。従って、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧから出力されるＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇを制御することでプライマリ圧コントロールバルブ８４から出力されるプライマリ制御圧Ｐｐｒｉが制御可能となり、異常発生時でも安全を保障可能なフェールセーフ機能が発揮される。
A case where an off-fail abnormality occurs in the primary solenoid valve SLP at the forward travel operating position will be described. In this case, if the maximum SLP output pressure Pslp is always output from the primary solenoid valve SLP and the maximum primary control pressure Ppri is always output from the primary
前進走行操作ポジション時にプライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰにオンフェール異常が発生した場合について説明する。この場合、プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰからＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐが出力されなくなり、プライマリ圧コントロールバルブ８４からは最小のプライマリ制御圧Ｐｐｒｉが常時出力されてしまうと、無段変速機２４の変速比γｃｖｔが最大になって急減速してしまうおそれがある。電子制御装置１００は、プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰのオンフェール異常を検知したときには、Ｃ２用ソレノイドバルブＳＬ２からのＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２の出力を停止し、油圧アクチュエータＣ２ａへのＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２の供給を停止する。この結果、第２のクラッチＣ２が解放され、ニュートラルレンジになって急減速が回避される。電子制御装置１００は、車速Ｖが安定した後に、Ｃ１用ソレノイドバルブＳＬ１から出力したＳＬ１出力圧Ｐｓｌ１により第１のクラッチＣ１を係合してギヤ走行モードで前進走行させることができ、フェールセーフ機能が発揮される。
A case where an on-fail abnormality occurs in the primary solenoid valve SLP at the forward traveling operation position will be described. In this case, when the SLP output pressure Pslp is no longer output from the primary solenoid valve SLP, and the primary
前進走行操作ポジション時にロックアップ用ソレノイドバルブＳＬＵにオンフェール異常が発生した場合について説明する。この場合、ロックアップクラッチＬＵを解放できなくなってしまう。電子制御装置１００は、ロックアップ用ソレノイドバルブＳＬＵのオンフェール異常を検知したときには、プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰから最大のＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐを出力し、シーケンスバルブ８８をフェールセーフ状態に切り替える。その結果、モジュレータ圧ＰＬＰＭが非後進状態のＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２の出力圧ＰｓｂｖとしてＤ１用ソレノイドバルブＳＬＧに元圧として入力され、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧからＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇが出力される。ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇは、フェールセーフ状態のシーケンスバルブ８８の出力圧Ｐｓｅｑ１としてＬＵ圧コントロールバルブ９４に入力されることで、ロックアップクラッチＬＵは解放され、フェールセーフ機能が発揮される。
A case where an on-fail abnormality occurs in the lockup solenoid valve SLU at the forward travel operation position will be described. In this case, the lockup clutch LU cannot be released. When the
前進走行操作ポジション時にＤ１用ソレノイドバルブＳＬＧにオンフェール異常が発生した場合について説明する。この場合、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧからＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇが常時出力されてしまうと、噛合クラッチＤ１が係合されたままとなってしまう。電子制御装置１００は、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧのオンフェール異常を検知したときには、プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰから最大のＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐを出力し、シーケンスバルブ８８をフェールセーフ状態に切り替える。その結果、ドレイン圧とされたシーケンスバルブ８８の出力圧Ｐｓｅｑ２および前進油圧ＰＤとされたＣ２制御圧Ｐｃ２がＣ１コントロールバルブ９０に入力されてＣ１コントロールバルブ９０はタイアップ防止状態に切り替えられる。前進油圧ＰＤとされたＣ２制御圧Ｐｃ２は、油圧アクチュエータＣ２ａに供給される。Ｃ１コントロールバルブ９０がタイアップ防止状態に切り替えられることで、ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇの入力は遮断されていずれにも出力されず、油圧アクチュエータＣ１ａはドレインン圧とされる。Ｃ１コントロールバルブ９０の出力圧Ｐｃ１ｖ１はＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇから遮断され、出力圧Ｐｃ１ｖ１には後進油圧ＰＲが出力されるが、前進走行操作ポジション時には後進油圧ＰＲは排出油路ＥＸに連通している。そのため、排出油路ＥＸに連通した出力圧Ｐｃ１ｖ１が非後進状態のＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２を介して油圧アクチュエータ５６に供給されるため、噛合クラッチＤ１は係合状態から解放状態に切り替えられ、フェールセーフ機能が発揮される。
A case where an on-fail abnormality occurs in the solenoid valve SLG for D1 at the forward traveling operation position will be described. In this case, if the SLG output pressure Pslg is constantly output from the solenoid valve SLG for D1, the dog clutch D1 remains engaged. When the
後進走行操作ポジション時にＤ１用ソレノイドバルブＳＬＧにオフフェール異常が発生した場合について説明する。この場合、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧからＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇが出力されなくなると、第１のブレーキＢ１が解放されてニュートラル状態になってしまう。電子制御装置１００は、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧのオフフェール異常を検知したときには、プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰから最大のＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐを出力し、シーケンスバルブ８８をフェールセーフ状態に切り替える。その結果、ドレイン圧とされたシーケンスバルブ８８の出力圧Ｐｓｅｑ２および前進油圧ＰＤとされたＣ２制御圧Ｐｃ２がＣ１コントロールバルブ９０に入力されてＣ１コントロールバルブ９０はタイアップ防止状態に切り替えられる。後進油圧ＰＲは、Ｃ１コントロールバルブ９０の出力圧Ｐｃ１ｖ１としてＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２を介して、第１のブレーキＢ１の油圧アクチュエータＢ１ａに供給される。モジュレータ圧ＰＬＰＭは、Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２を介して、噛合クラッチＤ１の油圧アクチュエータ５６に供給される。これにより、第１のブレーキＢ１および噛合クラッチＤ１が係合されて後進走行が可能となり、フェールセーフ機能が発揮される。
A case where an off-fail abnormality occurs in the solenoid valve SLG for D1 when the vehicle is in the reverse traveling operation position will be described. In this case, when the SLG output pressure Pslg is no longer output from the solenoid valve SLG for D1, the first brake B1 is released to enter the neutral state. When the
ここで、シーケンスバルブ８８において、モジュレータ圧ＰＬＰＭ（ＭＰａ）が入力される第１の作動油室８８ｃ１は受圧面積ＡＬ１（ｍｍ２）となっており、ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２（ＭＰａ）が入力される第２の作動油室８８ｃ２は受圧面積ＡＬ２（ｍｍ２）となっており、ＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐ（ＭＰａ）が入力される第３の作動油室８８ｃ３は受圧面積ＡＬ３（ｍｍ２）となっているとする。シーケンスバルブ８８のスプリング８８ｓｐがスプール弁子８８ｓｖを正常位置に向かわせる付勢力の大きさをスプリング荷重ＳＰ（Ｎ）とする。よって、シーケンスバルブ８８のスプール弁子８８ｓｖを正常位置に向かわせる推力ＤＦｎ（Ｎ）は下式（１）で表され、シーケンスバルブ８８のスプール弁子８８ｓｖをフェールセーフ位置に向かわせる推力ＤＦｆ（Ｎ）は下式（２）で表される。推力ＤＦｎが推力ＤＦｆよりも大きい場合にはシーケンスバルブ８８は正常状態に切り替えられ、推力ＤＦｎが推力ＤＦｆよりも小さい場合にはシーケンスバルブ８８はフェールセーフ状態に切り替えられる。
ＤＦｎ＝ＳＰ＋ＰＬＰＭ×ＡＬ１＋Ｐｓｌ２×ＡＬ２・・・（１）
ＤＦｆ＝Ｐｓｌｐ×ＡＬ３ ・・・（２）
Here, in the
DFn=SP+PLPM×AL1+Psl2×AL2 (1)
DFf=Pslp×AL3 (2)
上式（１）および上式（２）において、スプリング荷重ＳＰはモジュレータ圧ＰＬＰＭに依存せず一定である。ＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐはモジュレータ圧ＰＬＰＭを元圧としており、ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２は前進油圧ＰＤを元圧とするが前進油圧ＰＤはモジュレータ圧ＰＬＰＭと同じ圧力であるため、ＳＬＰ出力圧ＰｓｌｐおよびＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２のいずれもモジュレータ圧ＰＬＰＭの増減に伴ってそれぞれ増減する。 In the above equations (1) and (2), the spring load SP is constant independent of the modulator pressure PLPM. The SLP output pressure Pslp is based on the modulator pressure PLPM, and the SL2 output pressure Psl2 is based on the forward hydraulic pressure PD. Both Psl2 increase and decrease as the modulator pressure PLPM increases and decreases.
図４は、図２の油圧制御回路４６において第２のクラッチＣ２が解放状態のときのシーケンスバルブ８８の切替作動を説明する図である。前述したように、モジュレータ圧ＰＬＰＭは、エンジン回転速度Ｎｅが高くなるにしたがって大きくなるが、エンジン回転速度Ｎｅが所定の飽和回転速度Ｎｅｈ以上である高回転状態になると、モジュレータ圧ＰＬＰＭは飽和して一定値になる。本実施例ではエンジン回転速度Ｎｅが所定の飽和回転速度Ｎｅｈ以上である高回転状態の場合、モジュレータ圧ＰＬＰＭは１．８（ＭＰａ）で飽和する。第２のクラッチＣ２が解放状態のときには、ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２はモジュレータ圧ＰＬＰＭに関係なく０（ＭＰａ）であるため、ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２による推力は零である。モジュレータ圧ＰＬＰＭによる正常状態方向への推力は、モジュレータ圧ＰＬＰＭに比例する。スプリング８８ｓｐによる正常状態方向への推力は、モジュレータ圧ＰＬＰＭに関係なく一定である。ＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐによるフェールセーフ状態方向への推力は、モジュレータ圧ＰＬＰＭの増減に伴って増減し、例えば図４のように比例する。図４では、ＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐによる推力、すなわち推力ＤＦｆは、プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰによる最大のＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐが出力されている場合を表示している。図４に示すように、エンジン回転速度Ｎｅが所定の飽和回転速度Ｎｅｈ未満である低回転状態であるときに、推力ＤＦｆが推力ＤＦｎよりも大きくなって意図せずにシーケンスバルブ８８がフェールセーフ状態となる誤切替領域が存在する。図４において斜線で網掛けしている部分が、誤切替領域である。本実施例の場合、モジュレータ圧ＰＬＰＭが０．８（ＭＰａ）を超過し、最大のＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐが出力されると、シーケンスバルブ８８で誤切替が発生する。
FIG. 4 is a diagram for explaining the switching operation of the
シーケンスバルブ８８で誤切替が発生すると、例えば以下に記載する状況が起きドライバビリティが悪化する。前進油圧ＰＤがシーケンスバルブ８８を介して第２のクラッチＣ２の油圧アクチュエータＣ２ａに供給されてしまうことで、第２のクラッチＣ２が急係合となってしまうおそれがある。また、第１のクラッチＣ１の油圧アクチュエータＣ１ａに供給されているＣ１制御圧Ｐｃ１がドレイン圧とされてしまうことで、第１のクラッチＣ１が解放状態となってしまうおそれがある。また、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧから出力されたＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇがシーケンスバルブ８８の出力圧Ｐｓｅｑ１としてプライマリ圧コントロールバルブ８４およびＬＵ圧コントロールバルブ９４に入力されることで、プライマリ制御圧Ｐｐｒｉが減圧されたりロックアップクラッチＬＵが解放されたりしてしまうおそれがある。
If erroneous switching occurs in the
図５は、図２の油圧制御回路４６において第２のクラッチＣ２が係合状態のときのシーケンスバルブ８８の切替作動を説明する図である。図５は、図４と略同じであるが、ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２による正常状態方向の推力が作用している点が異なる。そのため、異なる部分を中心に説明し、図４と共通する部分は説明を適宜省略する。第２のクラッチＣ２が係合状態のときには、ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２は、例えばモジュレータ圧ＰＬＰＭに比例したものとなるが、燃費悪化を抑制するためにＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２は第２のクラッチＣ２の飽和係合圧よりは大きくならないように制御される。本実施例では、モジュレータ圧ＰＬＰＭが１．３（ＭＰａ）のときにＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２は第２のクラッチＣ２の飽和係合圧となり、モジュレータ圧ＰＬＰＭがそれ以上大きくなってもＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２は飽和係合圧が維持される。図５に示すように、推力ＤＦｆが推力ＤＦｎよりも大きくなる誤切替領域は存在しない。したがって、プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰによって最大のＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐが出力されたとしても、シーケンスバルブ８８が意図せずにフェールセーフ状態となる誤切替は発生しない。図５において、図４における推力ＤＦｎとモジュレータ圧ＰＬＰＭとの関係が、参考のために一点鎖線で示されている。
FIG. 5 is a diagram for explaining the switching operation of the
図６は、図２の油圧制御回路４６において第２のクラッチＣ２の作動状態に応じたＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐの上限ガード圧Ｐｓｌｐｇの設定方法の一例である。
FIG. 6 shows an example of a method of setting the upper limit guard pressure Pslpg of the SLP output pressure Pslp according to the operating state of the second clutch C2 in the
図６に示されるように、エンジン回転速度Ｎｅが所定の飽和回転速度Ｎｅｈ以上である高回転状態であってモジュレータ圧ＰＬＰＭが飽和している領域では、第２のクラッチＣ２の作動状態にかかわらず、ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２が０（ＭＰａ）であってもシーケンスバルブ８８で誤切替が発生しないように、ＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐは第１の所定値Ｐｓｌｐｇ１（ＭＰａ）が一律に上限ガード圧Ｐｓｌｐｇとして設定されてその上限ガード圧Ｐｓｌｐｇ以上とはならないように制御される。例えば本実施例では、図４においてエンジン回転速度Ｎｅが飽和回転速度Ｎｅｈ以上となる高回転状態であることにより、モジュレータ圧ＰＬＰＭが飽和モジュレータ圧ＰＬＰＭｍａｘ（＝１．８（ＭＰａ））を確保可能である場合には、スプリング荷重ＳＰと、飽和モジュレータ圧ＰＬＰＭｍａｘのときのモジュレータ圧ＰＬＰＭによる推力と、の合計値ＤＦｓによる正常状態方向への推力よりも、上限ガード圧Ｐｓｌｐｇによるフェールセーフ状態方向への推力が小さくなるように設定される。すなわち、第１の所定値Ｐｓｌｐｇ１は、スプリング荷重圧ＳＰｌｄ（＝スプリング荷重ＳＰ／受圧面積ＡＬ３）と面積比モジュレータ圧ＰＬＰＭｒ（ＭＰａ）（＝モジュレータ圧ＰＬＰＭ×受圧面積ＡＬ１／受圧面積ＡＬ３）との和に設定される。エンジン回転速度Ｎｅが飽和回転速度Ｎｅｈ以上でモジュレータ圧ＰＬＰＭが飽和モジュレータ圧ＰＬＰＭｍａｘの場合には、面積比モジュレータ圧ＰＬＰＭｒは、飽和モジュレータ圧ＰＬＰＭｍａｘに受圧面積の比である受圧面積ＡＬ１／受圧面積ＡＬ３を乗じたものとなる。これにより、第２のクラッチＣ２の作動状態にかかわらず、シーケンスバルブ８８が意図せずにフェールセーフ状態となる誤切替は発生しなくなる。なお、受圧面積ＡＬ１と受圧面積ＡＬ３とが同じ場合には、面積比モジュレータ圧ＰＬＰＭｒは飽和モジュレータ圧ＰＬＰＭｍａｘと同じである。
As shown in FIG. 6, in a region where the engine rotation speed Ne is a high rotation speed equal to or higher than a predetermined saturation rotation speed Neh and the modulator pressure PLPM is saturated, regardless of the operating state of the second clutch C2, , SL2 output pressure Psl2 is 0 (MPa), the first predetermined value Pslpg1 (MPa) is uniformly set as the upper limit guard pressure Pslpg so that the
図６に示されるように、エンジン回転速度Ｎｅが所定の飽和回転速度Ｎｅｈ未満である低回転状態であってモジュレータ圧ＰＬＰＭが飽和していない領域では、第２のクラッチＣ２の作動状態に応じてＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐの上限ガード圧Ｐｓｌｐｇが設定される。第２のクラッチＣ２の作動状態が、完全解放、係合過渡、および解放過渡の場合には、上限ガード圧Ｐｓｌｐｇは、スプリング８８ｓｐによるスプリング荷重圧ＳＰｌｄ（＝スプリング荷重ＳＰ／受圧面積ＡＬ３）とＰＬＰＭ圧マップで算出される油圧との和に設定される。このように、スプリング荷重圧ＳＰｌｄとＰＬＰＭ圧マップで算出された油圧との和による正常状態方向への推力よりも、上限ガード圧Ｐｓｌｐｇによって制限されたＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐによるフェールセーフ状態方向への推力が小さくなるようにされる。なお、ＰＬＰＭ圧マップは、エンジン回転速度Ｎｅおよび作動油の油温Ｔｈｏと、モジュレータ圧ＰＬＰＭに受圧面積の比である受圧面積ＡＬ１／受圧面積ＡＬ３を乗じた面積比モジュレータ圧ＰＬＰＭｒと、の関係を表したものである。エンジン回転速度Ｎｅが低回転であり、且つ作動油の油温Ｔｈｏが高油温であるほど、作動油の流量収支の悪化によりモジュレータ圧ＰＬＰＭは低下する。そのため、エンジン回転速度Ｎｅおよび作動油の油温Ｔｈｏをパラメータとして予め規定されたＰＬＰＭ圧マップから面積比モジュレータ圧ＰＬＰＭｒを算出することで流量収支の悪化時でもシーケンスバルブ８８の誤切替が発生しないようにしたものである。第２のクラッチＣ２の作動状態が完全係合の場合には、ＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２が０（ＭＰａ）であってもシーケンスバルブ８８で誤切替が発生しないように、ＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐは第２の所定値Ｐｓｌｐｇ２（ＭＰａ）が一律に上限ガード圧Ｐｓｌｐｇとして設定されてその上限ガード圧Ｐｓｌｐｇ以上とはならないように制御される。例えば本実施例では、第２の所定値Ｐｓｌｐｇ２は前述の第１の所定値Ｐｓｌｐｇ１と同じ値とすることができる。
As shown in FIG. 6, in a region where the engine rotation speed Ne is less than the predetermined saturated rotation speed Neh and the modulator pressure PLPM is not saturated, the engine rotation speed Ne is reduced according to the operating state of the second clutch C2. An upper limit guard pressure Pslpg of the SLP output pressure Pslp is set. When the operating state of the second clutch C2 is complete disengagement, transitional engagement, or transitional disengagement, the upper limit guard pressure Pslpg is the spring load pressure SPld (=spring load SP/pressure receiving area AL3) by the spring 88sp and PLPM It is set to the sum of the hydraulic pressure calculated by the pressure map. In this way, the thrust in the direction of the fail-safe state due to the SLP output pressure Pslp limited by the upper guard pressure Pslpg is greater than the thrust in the direction of the normal state due to the sum of the spring load pressure SPld and the hydraulic pressure calculated from the PLPM pressure map. is made smaller. The PLPM pressure map shows the relationship between the engine rotation speed Ne, the hydraulic oil temperature Tho, and the area ratio modulator pressure PLPMr obtained by multiplying the modulator pressure PLPM by the pressure receiving area AL1/pressure receiving area AL3, which is the ratio of the pressure receiving areas. It is represented. The lower the engine rotation speed Ne and the higher the hydraulic oil temperature Tho, the lower the modulator pressure PLPM due to the worsening of the flow rate balance of the hydraulic oil. Therefore, by calculating the area ratio modulator pressure PLPMr from a PLPM pressure map that is defined in advance using the engine rotation speed Ne and the hydraulic oil temperature Tho as parameters, it is possible to prevent erroneous switching of the
図７は、図２の油圧制御回路４６において第２のクラッチＣ２の作動状態に応じたＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐの上限ガード圧Ｐｓｌｐｇを設定する場合のタイムチャートである。時刻ｔ０から時刻ｔ１までは、第２のクラッチＣ２の作動状態は完全解放であり、例えば車両１０は低速前進走行の状態である。時刻ｔ１から時刻ｔ２までは、第２のクラッチＣ２の作動状態は係合過渡であり、例えば車両１０は低速前進走行から中高速前進走行への遷移状態である。時刻ｔ２から時刻ｔ３までは、第２のクラッチＣ２の作動状態は完全係合であり、例えば車両１０は中高速前進走行の状態である。時刻ｔ３から時刻ｔ４までは、第２のクラッチＣ２の作動状態は解放過渡であり、例えば車両１０は中高速前進走行から低速前進走行への遷移状態である。時刻ｔ４以降は、第２のクラッチＣ２の作動状態は完全解放である。Ｃ１用ソレノイドバルブＳＬ１のＳＬ１出力圧Ｐｓｌ１が、電子制御装置１００の指示圧であるＣ１指示油圧Ｐｃ１ｒｅｑになるようにＣ１用ソレノイドバルブＳＬ１が制御されることでＣ１制御圧Ｐｃ１が調圧され、その結果、第１のクラッチＣ１はその断接状態が制御される。Ｃ２用ソレノイドバルブＳＬ２のＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２が、電子制御装置１００の指示圧であるＣ２指示油圧Ｐｃ２ｒｅｑになるようにＣ２用ソレノイドバルブＳＬ２が制御されることでＣ２制御圧Ｐｃ２が調圧され、その結果、第２のクラッチＣ２はその断接状態が制御される。また、上限ガード圧Ｐｓｌｐｇは、前述の図６で説明したように第２のクラッチＣ２の作動状態、エンジン回転速度Ｎｅ、および作動油の油温Ｔｈｏに応じて設定される。
FIG. 7 is a time chart for setting the upper limit guard pressure Pslpg of the SLP output pressure Pslp according to the operating state of the second clutch C2 in the
ここで、車両１０における各種制御の為の電子制御装置１００の制御機能および制御系統の要部を図１に基づいて説明する。電子制御装置１００は、切替防止判定部１０２、回転速度判定部１０４、作動状態判定部１０６、ガード圧設定部１１０、ガード圧実行部１２０、データ取得部１３０、回転速度推定部１３２、判定回転速度算出部１３４、待機条件判定部１３６、およびＣ２係合実行部１３８を備える。
Here, control functions of the
切替防止判定部１０２は、シーケンスバルブ８８のフェールセーフ状態への誤切替防止の要求がなされているか否かを判定する。例えば、無段変速機２４のアップシフトの変速作動と第２のクラッチＣ２の係合作動とが重なる場合には、プライマリプーリ５８の油圧アクチュエータ５８ｃへの作動油の供給と第２のクラッチＣ２の係合作動とが重なって作動油の流量収支が悪化しやすい状態である。また、シフトレバー９８がＮ操作ポジションからＤ操作ポジションへ操作され、且つ第１のクラッチＣ１が解放状態から係合状態へ切り替えられる場合には、アキュムレータ９６の蓄圧作動と第１のクラッチＣ１の係合作動とが重なって作動油の流量収支が悪化しやすい状態である。このように、作動油の流量収支が悪化しやすい状態である場合には、切替防止判定部１０２は、シーケンスバルブ８８のフェールセーフ状態への誤切替防止の要求がなされていると判定する。切替防止判定部１０２は、誤切替防止の要求がなされていると判定すると指令信号を回転速度判定部１０４へ出力し、誤切替防止の要求がなされていないと判定すると指令信号をガード圧設定部１１０へ出力する。
The switching
回転速度判定部１０４は、切替防止判定部１０２から指令信号が入力されると、回転速度センサ６４から入力されたエンジン回転速度Ｎｅおよび油温センサ７８から入力された作動油の油温Ｔｈｏに基づいて、エンジン回転速度Ｎｅが作動油の油温Ｔｈｏをパラメータとする予め設定されたマップを参照することで決められた回転速度、例えば所定の飽和回転速度Ｎｅｈ以上であるか否かを判定する。エンジン回転速度Ｎｅが、所定の飽和回転速度Ｎｅｈ以上である場合、モジュレータ圧ＰＬＰＭは飽和状態となっている。回転速度判定部１０４は、エンジン回転速度Ｎｅがマップで決められた飽和回転速度Ｎｅｈ以上であると判定すると指令信号をガード圧設定部１１０へ出力し、エンジン回転速度Ｎｅがマップで決められた飽和回転速度Ｎｅｈ未満であると判定すると指令信号を作動状態判定部１０６へ出力する。
When the command signal is input from the switching
作動状態判定部１０６は、回転速度判定部１０４から指令信号が入力されると、第２のクラッチＣ２の作動状態（完全解放、係合過渡、解放過渡、完全係合の各状態）を判定する。作動状態判定部１０６は、第２のクラッチＣ２の作動状態を判定した後、指令信号をガード圧設定部１１０へ出力する。
When the command signal is input from the rotation
ここで、作動状態判定部１０６の制御機能を図８に基づいて詳細に説明する。図８は、完全解放、完全係合、解放過渡、および係合過渡の４つの状態で表される第２のクラッチＣ２の作動状態と、その作動状態の切替えを判定する遷移条件との関係を示す状態遷移図である。
Here, the control function of the operating
作動状態判定部１０６は、第２のクラッチＣ２に対する油圧制御の状態と第２のクラッチＣ２における後述する差回転速度ΔＮｃ２（ｒｐｍ）の状態とに基づいて、完全解放、完全係合、解放過渡、及び係合過渡の４つの状態で表される第２のクラッチＣ２の作動状態の遷移条件が成立したか否かを判定する。作動状態判定部１０６は、その遷移条件が成立したか否かの判定結果に基づいて第２のクラッチＣ２の作動状態を判定する。作動状態判定部１０６は、第２のクラッチＣ２に対する油圧制御の状態を油圧制御指令信号Ｓｃｂｄに基づいて取得する。作動状態判定部１０６は、セカンダリ回転速度Ｎｓｅｃと出力軸回転速度Ｎｏｕｔとに基づいて第２のクラッチＣ２における差回転速度ΔＮｃ２（＝Ｎｓｅｃ－Ｎｏｕｔ）を算出する。
Based on the state of hydraulic control for the second clutch C2 and the state of a differential rotation speed ΔNc2 (rpm) of the second clutch C2, which will be described later, the operation
第２のクラッチＣ２に対する油圧制御の状態は、第２のクラッチＣ２の油圧アクチュエータＣ２ａに供給される油圧が上げられているのか下げられているのかの傾向、及び／又は、第２のクラッチＣ２に対する油圧制御における指示圧の状態である。差回転速度ΔＮｃ２の状態は、第２のクラッチＣ２が実際にどのよう作動しているのかの実状態である。 The state of the hydraulic control for the second clutch C2 is the tendency of whether the hydraulic pressure supplied to the hydraulic actuator C2a of the second clutch C2 is being increased or decreased, and/or the This is the state of the indicated pressure in hydraulic control. The state of the differential rotational speed ΔNc2 is the actual state of how the second clutch C2 actually operates.
上述した第２のクラッチＣ２に対する油圧制御は、第２のクラッチＣ２を係合する係合制御、または、第２のクラッチＣ２を解放する解放制御である。本実施例では、第２のクラッチＣ２を係合する油圧制御をＣ２係合油圧制御といい、第２のクラッチＣ２を解放する油圧制御をＣ２解放油圧制御という。本実施例では、第２のクラッチＣ２に対する油圧制御における指示圧である油圧制御指令信号ＳｃｂｄをＣ２指示油圧という。 The hydraulic control for the second clutch C2 described above is engagement control for engaging the second clutch C2 or release control for releasing the second clutch C2. In this embodiment, hydraulic control for engaging the second clutch C2 is referred to as C2 engaging hydraulic control, and hydraulic control for disengaging the second clutch C2 is referred to as C2 disengaging hydraulic control. In this embodiment, the hydraulic control command signal Scbd, which is the command pressure in hydraulic control for the second clutch C2, is referred to as the C2 command hydraulic pressure.
Ｃ２係合油圧制御は、第１の動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態から第２の動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態へ切り替える制御におけるＣ２係合油圧制御が想定される。第１の動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態から第２の動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態へ切り替える制御は、第１のクラッチＣ１を解放して第２のクラッチＣ２を係合するクラッチツゥクラッチ掛け替え制御にて実行される、走行モードをギヤ走行モードからベルト走行モードへ切り替える切替制御である。または、Ｃ２係合油圧制御は、動力伝達装置１６のニュートラル状態から第２の動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態へ切り替える制御におけるＣ２係合油圧制御が想定される。動力伝達装置１６のニュートラル状態から第２の動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態へ切り替える制御は、ベルト走行モードにおいてシフトレバー９８がＮ操作ポジションからＤ操作ポジションへ操作されるガレージ操作に伴って第２のクラッチＣ２を係合するガレージ係合制御である。
C2 engagement hydraulic control is assumed to be C2 engagement hydraulic control in control for switching from a state in which the first power transmission path PT1 is formed to a state in which the second power transmission path PT2 is formed. The control for switching from the state in which the first power transmission path PT1 is formed to the state in which the second power transmission path PT2 is formed is a clutch-to-engagement control that disengages the first clutch C1 and engages the second clutch C2. This is switching control for switching the running mode from the gear running mode to the belt running mode, which is executed in clutch change control. Alternatively, the C2 engagement hydraulic control is assumed to be C2 engagement hydraulic control in control for switching from the neutral state of the
Ｃ２解放油圧制御は、第２の動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態から第１の動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態へ切り替える制御におけるＣ２解放油圧制御が想定される。第２の動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態から第１の動力伝達経路ＰＴ１が形成された状態へ切り替える制御は、第２のクラッチＣ２を解放して第１のクラッチＣ１を係合するクラッチツゥクラッチ掛け替え制御にて実行される、走行モードをベルト走行モードからギヤ走行モードへ切り替える切替制御である。または、Ｃ２解放油圧制御は、第２の動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態から動力伝達装置１６のニュートラル状態へ切り替える制御におけるＣ２解放油圧制御が想定される。第２の動力伝達経路ＰＴ２が形成された状態から動力伝達装置１６のニュートラル状態へ切り替える制御は、ベルト走行モードにおいてシフトレバー９８がＤ操作ポジションからＮ操作ポジションへ操作されるガレージ操作に伴って第２のクラッチＣ２を解放するガレージ解放制御である。
The C2 disengagement hydraulic control is assumed to be the C2 disengagement hydraulic control in control for switching from the state in which the second power transmission path PT2 is formed to the state in which the first power transmission path PT1 is formed. The control for switching from the state in which the second power transmission path PT2 is formed to the state in which the first power transmission path PT1 is formed is a clutch-to-turn control that disengages the second clutch C2 and engages the first clutch C1. This is switching control for switching the running mode from the belt running mode to the gear running mode, which is executed in the clutch change control. Alternatively, the C2 disengagement hydraulic control is assumed to be the C2 disengagement hydraulic control in the control of switching from the state in which the second power transmission path PT2 is formed to the neutral state of the
第２のクラッチＣ２が完全解放の状態又は解放過渡の状態であるときに、遷移条件としての［条件１］が成立させられると、第２のクラッチＣ２が係合過渡の状態へ切り替えられたと判定される。Ｃ２制御圧Ｐｃ２による第２のクラッチＣ２の係合過程では、Ｃ２制御圧Ｐｃ２への指示油圧（以下、Ｃ２指示油圧という）に対してＣ２制御圧Ｐｃ２の実圧（以下、Ｃ２実圧という）の出力に応答遅れが発生する。そのため、この応答遅れの期間は「Ｃ２指示油圧＞Ｃ２実圧」の関係が保証可能である。 When [Condition 1] as a transition condition is satisfied when the second clutch C2 is in the completely released state or in the transitional disengagement state, it is determined that the second clutch C2 has been switched to the transitional engagement state. be done. In the engagement process of the second clutch C2 by the C2 control pressure Pc2, the actual pressure of the C2 control pressure Pc2 (hereinafter referred to as the C2 actual pressure) relative to the command hydraulic pressure for the C2 control pressure Pc2 (hereinafter referred to as the C2 command hydraulic pressure) response delay occurs in the output of Therefore, it is possible to guarantee the relationship of "C2 indicated oil pressure>C2 actual pressure" during the response delay period.
従って、前記［条件１］は、Ｃ２係合油圧制御が作動していること、すなわちＣ２係合油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓｃｂｄが出力されていることである。 Therefore, [Condition 1] is that the C2 engagement hydraulic control is in operation, that is, the hydraulic control command signal Scbd for the C2 engagement hydraulic control is output.
作動状態判定部１０６は、第２のクラッチＣ２が完全解放の状態又は解放過渡の状態であるときに上記［条件１］が成立した場合には、第２のクラッチＣ２が係合過渡の状態へ切り替えられたと判定する。
If the above [Condition 1] is satisfied while the second clutch C2 is in the completely released state or in the transitional disengagement state, the operating
第２のクラッチＣ２が完全係合の状態又は解放過渡の状態又は係合過渡の状態であるときに、遷移条件としての［条件２］が成立させられると、第２のクラッチＣ２が完全解放の状態へ切り替えられたと判定される。Ｃ２解放油圧制御が作動させられていることに加え、Ｃ２解放油圧制御におけるＣ２指示油圧が第２のクラッチＣ２を完全解放させる値以下となり、且つ差回転速度ΔＮｃ２が大きくなっていれば、第２のクラッチＣ２が完全解放の状態へ切り替えられたと判定されても問題が生じ難い。但し、この判定方法は、無段変速機２４の入力回転速度である入力軸回転速度Ｎｉｎ（＝プライマリ回転速度Ｎｐｒｉ＝タービン回転速度Ｎｔ）が高い領域において有効である。入力軸回転速度Ｎｉｎが低い領域では、差回転速度ΔＮｃ２が検出し難くなるおそれがある。例えば、車両１０の停止状態におけるベルト走行モードからギヤ走行モードへの切替制御では、第２のクラッチＣ２の解放後に第１のクラッチＣ１が係合されて入力軸回転速度Ｎｉｎが上昇させられないため、差回転速度ΔＮｃ２を検出することができない。入力軸回転速度Ｎｉｎが低い領域では、Ｃ２解放油圧制御におけるＣ２指示油圧が第２のクラッチＣ２の完全解放を保証できる値まで低下したことによって、第２のクラッチＣ２が完全解放の状態へ切り替えられたと判定される。また、上記判定方法に加え、動力伝達装置１６のニュートラル状態が確定していることによって、第２のクラッチＣ２が完全解放の状態へ切り替えられたと判定されても良い。例えば、シフトレバー９８のＮ操作ポジションへの操作に伴って、第２のクラッチＣ２に供給されるクラッチ油圧の元圧がマニュアルバルブ８２から供給されなくなり、第２のクラッチＣ２のクラッチ油圧が低下させられて第２のクラッチＣ２が解放させられる。なお、シフトレバー９８がＮ操作ポジションへ操作されたことでＣ２解放油圧制御が作動させられる場合には、例えば上述したＣ２解放油圧制御が作動させられているときの遷移条件が用いられる。
When [Condition 2] as a transition condition is established when the second clutch C2 is in the fully engaged state, the disengaged state, or the engaged transient state, the second clutch C2 is completely disengaged. state is determined to have been switched. In addition to the fact that the C2 disengagement hydraulic control is being operated, if the C2 indicated hydraulic pressure in the C2 disengagement hydraulic control is equal to or lower than the value for completely disengaging the second clutch C2, and if the differential rotation speed ΔNc2 is large, the second Even if it is determined that the clutch C2 has been switched to the completely released state, no problem is likely to occur. However, this determination method is effective in a region where the input shaft rotation speed Nin (=primary rotation speed Npri=turbine rotation speed Nt), which is the input rotation speed of the continuously
従って、前記［条件２］は、Ｃ２解放油圧制御が作動していること、すなわちＣ２解放油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓｃｂｄが出力されていることに加えて、入力軸回転速度Ｎｉｎが所定回転速度Ｎｉｎｆ（ｒｐｍ）以上、Ｃ２解放油圧制御におけるＣ２指示油圧が第１所定指示圧以下、および差回転速度ΔＮｃ２が第１所定差回転速度ΔＮｃ２ｆ１（ｒｐｍ）よりも大きいという各条件のいずれもが所定時間ＴＭ１以上成立したことである。或いは、前記［条件２］は、Ｃ２解放油圧制御が作動していることに加えて、入力軸回転速度Ｎｉｎが所定回転速度Ｎｉｎｆ未満、およびＣ２解放油圧制御におけるＣ２指示油圧が第２所定指示圧以下という各条件のいずれもが所定時間ＴＭ２以上成立したことである。或いは、前記［条件２］は、動力伝達装置１６のニュートラル状態が確定していること、例えばシフトレバー９８がＮ操作ポジションへ操作されてから所定時間ＴＭ３以上経過していることである。
Therefore, [Condition 2] requires that the C2 disengagement hydraulic control is in operation, that is, that the hydraulic control command signal Scbd for the C2 disengagement hydraulic control is output, and that the input shaft rotation speed Nin is set to a predetermined value. Any of the conditions that the rotation speed Ninf (rpm) or more, the C2 indicated hydraulic pressure in the C2 disengagement hydraulic pressure control is equal to or lower than the first predetermined indicated pressure, and the differential rotation speed ΔNc2 is greater than the first predetermined differential rotation speed ΔNc2f1 (rpm) are satisfied. It means that the condition is established for a predetermined time TM1 or longer. Alternatively, [Condition 2] is that the C2 release hydraulic pressure control is operating, the input shaft rotation speed Nin is less than the predetermined rotation speed Ninf, and the C2 command hydraulic pressure in the C2 release hydraulic control is the second predetermined command pressure. All of the following conditions have been established for a predetermined time TM2 or longer. Alternatively, [Condition 2] is that the neutral state of the
前記所定回転速度Ｎｉｎｆは、例えば第２のクラッチＣ２の完全解放の判定に用いる為の差回転速度ΔＮｃ２を検出することができる、予め定められた入力軸回転速度Ｎｉｎの領域の下限回転速度である。前述した、第１所定指示圧、第２所定指示圧、第１所定差回転速度ΔＮｃ２ｆ１、所定時間ＴＭ１、所定時間ＴＭ２、及び所定時間ＴＭ３は、各々、例えば第２のクラッチＣ２が完全解放の状態であることを判定する為の予め定められた閾値である。特に、第２所定指示圧は、第１所定指示圧よりも低い値であって、例えば第２のクラッチＣ２が完全解放の状態であることを保証できる、予め定められたＣ２指示油圧領域の上限値である。 The predetermined rotation speed Ninf is the lower limit rotation speed in the region of the predetermined input shaft rotation speed Nin, at which the differential rotation speed ΔNc2 for use in determining whether the second clutch C2 is completely released, for example, can be detected. . The first predetermined command pressure, the second predetermined command pressure, the first predetermined rotational speed difference ΔNc2f1, the predetermined time TM1, the predetermined time TM2, and the predetermined time TM3 described above are each, for example, a state in which the second clutch C2 is completely released. It is a predetermined threshold value for determining that. In particular, the second predetermined command pressure is a value lower than the first predetermined command pressure, and is the upper limit of the predetermined C2 command hydraulic pressure region that can ensure, for example, that the second clutch C2 is in a completely released state. is a value.
作動状態判定部１０６は、第２のクラッチＣ２が完全係合の状態又は解放過渡の状態又は係合過渡の状態であるときに上記［条件２］のうちのいずれかが成立した場合には、第２のクラッチＣ２が完全解放の状態へ切り替えられたと判定する。
If any of [Condition 2] is satisfied while the second clutch C2 is in the fully engaged state, the disengaged state, or the engaged state, the operating
第２のクラッチＣ２が完全解放の状態又は解放過渡の状態又は係合過渡の状態であるときに、遷移条件としての［条件３］が成立させられると、第２のクラッチＣ２が完全係合の状態へ切り替えられたと判定される。Ｃ２係合油圧制御が作動させられていることに加え、Ｃ２係合油圧制御におけるＣ２指示油圧が第２のクラッチＣ２の係合に必要な値以上となり、および差回転速度ΔＮｃ２が小さくなっていれば、第２のクラッチＣ２が完全係合の状態へ切り替えられたと判定されても問題が生じ難い。つまり、第２のクラッチＣ２に対する油圧制御におけるＣ２指示油圧の変化方向が第２のクラッチＣ２を係合する方向であり、且つ第２のクラッチＣ２の実状態として完全係合の状態とみなせる場合は、第２のクラッチＣ２が完全係合の状態へ切り替えられたと判定される。また、上記判定方法に加え、第２のクラッチＣ２に対する油圧制御が、Ｃ２係合油圧制御から第２のクラッチＣ２を完全係合の状態に維持する油圧制御であるＣ２定常油圧制御へ移行させられた時点で、第２のクラッチＣ２が完全係合の状態へ切り替えられたと判定されても良い。 When [Condition 3] as a transition condition is established when the second clutch C2 is in the completely released state, the disengaged state, or the engaged state, the second clutch C2 is completely engaged. state is determined to have been switched. In addition to operating the C2 engagement hydraulic pressure control, the C2 command hydraulic pressure in the C2 engagement hydraulic control must be equal to or higher than the value required for engagement of the second clutch C2, and the differential rotation speed ΔNc2 must be small. For example, even if it is determined that the second clutch C2 has been switched to the fully engaged state, no problem is likely to occur. That is, when the change direction of the C2 instruction hydraulic pressure in the hydraulic control for the second clutch C2 is the direction to engage the second clutch C2, and the actual state of the second clutch C2 can be regarded as the fully engaged state. , it is determined that the second clutch C2 has been switched to the fully engaged state. In addition to the determination method described above, the hydraulic control for the second clutch C2 is shifted from the C2 engagement hydraulic control to the C2 steady hydraulic control that maintains the second clutch C2 in a fully engaged state. At that time, it may be determined that the second clutch C2 has been switched to the fully engaged state.
従って、前記［条件３］は、Ｃ２係合油圧制御が作動していることに加えて、Ｃ２係合油圧制御におけるＣ２指示油圧が第３所定指示圧以上、および差回転速度ΔＮｃ２が第２所定差回転速度ΔＮｃ２ｆ２（ｒｐｍ）よりも小さいという各条件のいずれもが所定時間ＴＭ４以上成立したことである。或いは、前記［条件３］は、第２のクラッチＣ２に対する油圧制御がＣ２係合油圧制御からＣ２定常油圧制御へ移行させられたことである。第３所定指示圧、第２所定差回転速度ΔＮｃ２ｆ２、および所定時間ＴＭ４は、各々、例えば第２のクラッチＣ２が完全係合の状態であることを判定する為の予め定められた閾値である。 Therefore, [Condition 3] is that the C2 engagement hydraulic pressure control is in operation, the C2 indicated hydraulic pressure in the C2 engagement hydraulic control is equal to or higher than the third predetermined indicated pressure, and the differential rotation speed ΔNc2 is the second predetermined value. All of the conditions that the rotational speed difference is smaller than the rotational speed difference ΔNc2f2 (rpm) have been satisfied for a predetermined time TM4 or more. Alternatively, [Condition 3] is that the hydraulic control for the second clutch C2 is shifted from the C2 engagement hydraulic control to the C2 steady-state hydraulic control. The third predetermined command pressure, the second predetermined rotational speed difference ΔNc2f2, and the predetermined time TM4 are predetermined threshold values for determining, for example, that the second clutch C2 is in a fully engaged state.
作動状態判定部１０６は、第２のクラッチＣ２が完全解放の状態又は解放過渡の状態又は係合過渡の状態であるときに上記［条件３］のうちのいずれかがが成立した場合には、第２のクラッチＣ２が完全係合の状態へ切り替えられたと判定する。
If any of the above [Condition 3] is established when the second clutch C2 is in the completely released state, the disengaged state, or the engaged state, the operation
第２のクラッチＣ２が完全係合の状態であるときに、遷移条件としての［条件４］が成立させられると、第２のクラッチＣ２が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定される。Ｃ２解放油圧制御が作動させられていることに加え、差回転速度ΔＮｃ２が増加していれば、第２のクラッチＣ２が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定されても問題が生じ難い。差回転速度ΔＮｃ２の増加を条件としているのは、例えば第２のクラッチＣ２の油圧アクチュエータＣ２ａに供給されるＣ２制御圧Ｐｃ２を調圧するＣ２用ソレノイドバルブＳＬ２等の故障などで第２のクラッチＣ２の実態が完全係合のままの場合があるからである。 When [Condition 4] as a transition condition is established when the second clutch C2 is in the fully engaged state, it is determined that the second clutch C2 has been switched to the disengagement transient state. If the differential rotation speed ΔNc2 increases in addition to the fact that the C2 disengagement hydraulic pressure control is being operated, no problem will occur even if it is determined that the second clutch C2 has been switched to the disengagement transient state. The reason why the differential rotation speed ΔNc2 is increased is that the second clutch C2 is not operated due to, for example, failure of the C2 solenoid valve SL2 for regulating the C2 control pressure Pc2 supplied to the hydraulic actuator C2a of the second clutch C2. This is because there are cases where the actual state remains completely engaged.
従って、前記［条件４］は、Ｃ２解放油圧制御が作動していることに加えて、差回転速度ΔＮｃ２が第３所定差回転速度ΔＮｃ２ｆ３（ｒｐｍ）以上という条件が所定時間ＴＭ５以上成立したことである。第３所定差回転速度ΔＮｃ２ｆ３および所定時間ＴＭ５は、各々、例えば第２のクラッチＣ２が解放過渡の状態であることを判定する為の予め定められた閾値である。 Therefore, [Condition 4] is that the C2 disengagement oil pressure control is operating and the condition that the rotational speed difference ΔNc2 is equal to or greater than the third predetermined rotational speed difference ΔNc2f3 (rpm) is satisfied for a predetermined time TM5 or longer. be. The third predetermined rotational speed difference ΔNc2f3 and the predetermined time TM5 are predetermined threshold values for determining, for example, that the second clutch C2 is in a state of transition to release.
作動状態判定部１０６は、第２のクラッチＣ２が完全係合の状態であるときに上記［条件４］が成立した場合には、第２のクラッチＣ２が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定する。
The operating
第２のクラッチＣ２が係合過渡の状態であるときに、遷移条件としての［条件５］が成立させられると、第２のクラッチＣ２が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定される。Ｃ２係合油圧制御からＣ２解放油圧制御へ移行させられた場合に、第２のクラッチＣ２が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定されても問題が生じ難い。 If [Condition 5] as a transition condition is established while the second clutch C2 is in the transitional engagement state, it is determined that the second clutch C2 has been switched to the transitional disengagement state. If it is determined that the second clutch C2 has been switched to the disengagement transient state when the C2 engagement hydraulic control is shifted to the C2 disengagement hydraulic control, no problem will occur.
従って、前記［条件５］は、Ｃ２解放油圧制御が作動していることである。 Therefore, [Condition 5] is that the C2 release hydraulic control is operating.
作動状態判定部１０６は、第２のクラッチＣ２が係合過渡の状態であるときに上記［条件５］が成立した場合には、第２のクラッチＣ２が解放過渡の状態へ切り替えられたと判定する。
The operation
ガード圧設定部１１０は、切替防止判定部１０２から指令信号が入力されると、上限ガード圧Ｐｓｌｐｇをガード無効値、例えば最大のＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐを超える値に設定する。ガード圧設定部１１０は、回転速度判定部１０４から指令信号が入力されると、上限ガード圧Ｐｓｌｐｇを前述の図６で説明した第１の所定値Ｐｓｌｐｇ１に設定する。ガード圧設定部１１０は、作動状態判定部１０６から指令信号が入力されると、前述の図６で説明したように第２のクラッチＣ２の作動状態に応じて上限ガード圧Ｐｓｌｐｇを設定する。ガード圧設定部１１０は、上限ガード圧Ｐｓｌｐｇを設定した後、指令信号をガード圧実行部１２０へ出力する。
When the command signal is input from the switching
ガード圧実行部１２０は、ガード圧設定部１１０から指令信号が入力されると、ガード圧設定部１１０で設定した上限ガード圧Ｐｓｌｐｇを有効にし、ＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐが上限ガード圧Ｐｓｌｐｇ以上とはならないように制御する。ガード圧実行部１２０は、上限ガード圧Ｐｓｌｐｇを有効にした後、指令信号をデータ取得部１３０へ出力する。
When the command signal is input from the guard
ここで、無段変速機２４の変速制御について説明する。図９は、無段変速機２４の変速制御において目標入力軸回転速度Ｎｉｎｔｇｔ（ｒｐｍ）を求める際に用いられる変速マップの一例を示す図である。図９において、後述する無段変速機２４の最終目標変速比γｃｖｔｔｇｔｌの最小値が値γｍｉｎであり、最大値が値γｍａｘである。例えば、図９に示すようなアクセル操作量θａｃｃをパラメータとして出力軸回転速度Ｎｏｕｔ（車速Ｖ）と目標入力軸回転速度Ｎｉｎｔｇｔとの予め求められて記憶された関係（変速マップ）から現在の出力軸回転速度Ｎｏｕｔおよびアクセル操作量θａｃｃで示される車両状態に基づいて最終目標入力軸回転速度Ｎｉｎｔｇｔｌ（ｒｐｍ）が設定される。そして、最終目標入力軸回転速度Ｎｉｎｔｇｔｌに基づいて、無段変速機２４の変速後に達成すべき変速比である最終目標変速比γｃｖｔｔｇｔｌ（＝Ｎｉｎｔｇｔｌ／Ｎｏｕｔ）が算出される。例えば、本実施例では図９の変速マップに基づいて最終目標変速比γｃｖｔｔｇｔｌが値γ１と設定され、そのときの最終目標入力軸回転速度Ｎｉｎｔｇｔｌは値Ｎ１（ｒｐｍ）となる。しかし、後述するＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２の非後進状態の維持制御が行われていると、最終目標変速比γｃｖｔｔｇｔｌが値γ１と設定されているにもかかわらず、無段変速機２４の変速比γｃｖｔが値γ２と高くなってしまう、すなわち入力軸回転速度Ｎｉｎが値Ｎ２（ｒｐｍ）となってしまうおそれがある。
Now, the shift control of the continuously
Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２の非後進状態の維持制御とは、図２の油圧制御回路４６において非後進状態から後進状態へ切り替えられる場合に、Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２を非後進状態に維持する制御である。図１０は、図２の油圧制御回路４６において非後進状態から後進状態へ切り替えられる場合のタイムチャートである。図１０において、Ｐｓｌｓｒｅｑは、電子制御装置１００からのＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓへの指示圧であり、ＰｓｌｓはＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓの実圧である。また、図１０において、Ｐｓｌｇｒｅｑは、電子制御装置１００からのＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇへの指示圧であり、ＰＲ、Ｐｄ１、Ｐｂ１はそれぞれ、後進油圧ＰＲ、Ｄ１制御圧Ｐｄ１、Ｂ１制御圧Ｐｂ１の実圧である。
Control to maintain the non-reverse drive state of the
シフトレバー９８がＤ操作ポジションからＲ操作ポジションに切り替えられる場合、Ｎ操作ポジションを経由する。シフトレバー９８がＮ操作ポジションからＲ操作ポジションへ切り替えられる間である時刻ｔ１０から時刻ｔ１２までの間は、電子制御装置１００は、センサ７６から操作ポジションＰＯＳｓｈが入力されない。時刻ｔ１０と時刻ｔ１２との間にある時刻ｔ１１において、マニュアルバルブ８２から後進油圧ＰＲが出力される。
When the
シフトレバー９８がＲ操作ポジションに切り替えられると、電子制御装置１００は、シフトポジションセンサ７６から入力された操作ポジションＰＯＳｓｈによりシフトレバー９８がＲ操作ポジションにあることを時刻ｔ１２において検出する。電子制御装置１００は、時刻ｔ１２において昇圧タイマを開始し、第１の設定時間Ｔ１の間、待機する。第１の設定時間Ｔ１の間に、ＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓが十分に昇圧される。
When the
電子制御装置１００は、昇圧タイマの終了後の時刻ｔ１３において、ＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓをドレイン圧とし、ＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓを対抗圧Ｐｂからほぼ無くなるまで減圧する指令を出力する。これにより、ＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓは対抗圧Ｐｂからほぼ無くなるまで減圧し、Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２に供給されるＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓを減圧することで、後進油圧ＰＲによるＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２の後進状態への切り替りが開始される。
At time t13 after the end of the boost timer, the
電子制御装置１００は、昇圧タイマの終了後の時刻ｔ１３において、切替タイマを開始する。この切替タイマは、開始してから第２の設定時間Ｔ２を経過するまでに、Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２を切り替えるためのものである。また、電子制御装置１００は、昇圧タイマの終了後の時刻ｔ１３において、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧを制御して、ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇへの指示圧を最大圧から噛合クラッチＤ１の最低保持圧Ｐｃにまで減圧する指令を出力する。ここでの最低保持圧Ｐｃは、スプリング５６ａの付勢力より大きく、且つ第１のブレーキＢ１が係合を開始する油圧より小さい範囲において、最低限の大きさで噛合クラッチＤ１の係合状態を保持する油圧である。これにより、第２の設定時間Ｔ２の間、噛合クラッチＤ１は係合状態が保持される。ここでは電子制御装置１００は、昇圧タイマの終了後、ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇを最大圧から噛合クラッチＤ１の最低保持圧Ｐｃにまで減圧する指令を出力しているが、これには限られず、最低保持圧Ｐｃよりも大きい油圧にまで減圧する指令を出力するようにしてもよい。なお、本実施例では、昇圧タイマの終了後、ＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓの減圧と、ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇの減圧と、切替タイマの開始とを、順に実行しているが、これには限られず、他の順序で実行したり、あるいは並行して実行したりしてもよい。
The
切替タイマを開始してから第２の設定時間Ｔ２を経過するまでに、後進油圧ＰＲによるＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２の後進状態への切り替りが完了する。これにより、時刻ｔ１４において噛合クラッチＤ１の油圧アクチュエータ５６に、モジュレータ圧ＰＬＰＭが供給され、噛合クラッチＤ１の係合状態が維持される。また、Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２の後進状態への切り替りにより、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧに後進油圧ＰＲが供給され、ドレインされていた第１のブレーキＢ１の油圧アクチュエータＢ１ａには、ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇが供給される。ここで、切替タイマの作動中は、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧからは最低保持圧ＰｃがＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇとして出力されているため、Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ９２が後進状態に切り替わることにより、最低保持圧Ｐｃが第１のブレーキＢ１の油圧アクチュエータＢ１ａに供給されるが、最低保持圧Ｐｃは第１のブレーキＢ１を係合状態とする係合圧に比べて小さいため、第１のブレーキＢ１が急係合されることはない。
The switching of the
その後、電子制御装置１００は、切替タイマを開始してから第２の設定時間Ｔ２が経過した時刻ｔ１５の時点で、切替タイマを終了する。電子制御装置１００は、切替タイマの終了後、セカンダリ用ソレノイドバルブＳＬＳに対し、ＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓを待機圧Ｐａにまで増圧する指令を出力する。これにより、ＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓは待機圧Ｐａにまで増圧され、伝動ベルト６２（図１参照）の滑りが防止される。電子制御装置１００は、切替タイマの終了後の時刻ｔ１５において、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧのＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇをドレイン圧にしてＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇを最低保持圧Ｐｃからほぼ無くなるまで減圧する指令を出力する。さらに、電子制御装置１００は、時刻ｔ１６以降において、Ｄ１用ソレノイドバルブＳＬＧを制御してＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇを増圧し、第１のブレーキＢ１を係合する。なお、本実施例では、切替タイマの終了後、ＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓの増圧と、ＳＬＧ出力圧Ｐｓｌｇの減圧とを、順に実行しているが、これには限られず、反対の順序としたり、あるいは並行して実行したりしてもよい。
After that, the
以上のようなＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２の非後進状態の維持制御が実行されることで、非後進状態から後進状態へ切り替えられる場合に、第１のブレーキＢ１を解放状態から係合状態へ緩やかに切り替えられることで変速ショックが抑制される。
By executing the control for maintaining the non-reverse drive state of the
上述のようにＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐが上限ガード圧Ｐｓｌｐｇによって制限されて低く制御され、同時にＳ１Ｂ１コントロールバルブ９２の非後進状態の維持制御の実行によりＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓが高く制御されると、図９で説明したように無段変速機２４の変速比γｃｖｔが値γ１とされるべきところ値γ２とされてしまう。この状態で第２のクラッチＣ２が係合されると、タービン回転速度Ｎｔ（＝入力軸回転速度Ｎｉｎ）が値Ｎ１になるべきところ値Ｎ２となってオーバーレブ判定回転速度Ｎｏｖｅｒ以上となってしまう。トルクコンバータ２０のタービン翼車２０ｔには許容回転速度が設定されており、タービン回転速度Ｎｔがこの許容回転速度以上なることをオーバーレブ状態というが、オーバーレブ状態は好ましくない。オーバーレブ判定回転速度Ｎｏｖｅｒは、オーバーレブ状態となるときのタービン翼車２０ｔの回転速度であるタービン回転速度Ｎｔである。そのため、以下で説明するデータ取得部１３０、回転速度推定部１３２、判定回転速度算出部１３４、待機条件判定部１３６、およびＣ２係合実行部１３８によってオーバーレブ状態の発生を抑制する制御が実施される。
As described above, when the SLP output pressure Pslp is controlled to be low by being limited by the upper guard pressure Pslpg, and at the same time the SLS output pressure Psls is controlled to be high by executing the control to maintain the non-reversing state of the
データ取得部１３０は、ガード圧実行部１２０から指令信号が入力されると、現在の無段変速機２４の変速比γｃｖｔおよび現在の出力軸回転速度Ｎｏｕｔのデータを取得する。データ取得部１３０は、データの取得後、指令信号を回転速度推定部１３２へ出力する。
When the command signal is input from the guard
回転速度推定部１３２は、データ取得部１３０から指令信号が入力されると、第２のクラッチＣ２が係合された場合におけるタービン翼車２０ｔの回転速度と推定される推定タービン回転速度Ｎｔｅｓｔｉ（ｒｐｍ）を算出する。例えば、タービン回転速度Ｎｔは入力軸回転速度Ｎｉｎと同じであるから、現在の無段変速機２４の変速比γｃｖｔに現在の出力軸回転速度Ｎｏｕｔを乗ずることで推定タービン回転速度Ｎｔｅｓｔｉが算出される。回転速度推定部１３２は、推定タービン回転速度Ｎｔｅｓｔｉの算出後、指令信号を判定回転速度算出部１３４へ出力する。
When the command signal is input from the
判定回転速度算出部１３４は、回転速度推定部１３２から指令信号が入力されると、後述の待機条件判定部１３６で前記推定タービン回転速度Ｎｔｅｓｔｉがオーバーレブ状態となる回転速度であるかどうか判定する際の判定値であるオーバーレブ判定回転速度Ｎｏｖｅｒを算出する。例えば、出力軸回転速度Ｎｏｕｔをパラメータとして、出力軸回転速度Ｎｏｕｔと、オーバーレブ状態となるときのタービン回転速度Ｎｔであるオーバーレブ判定回転速度Ｎｏｖｅｒと、の予め求められて記憶された関係（オーバーレブマップ）からオーバーレブ判定回転速度Ｎｏｖｅｒが算出される。判定回転速度算出部１３４は、オーバーレブ判定回転速度Ｎｏｖｅｒの算出後、指令信号を待機条件判定部１３６へ出力する。
When a command signal is input from the rotation
待機条件判定部１３６は、判定回転速度算出部１３４から指令信号が入力されると、第２のクラッチＣ２のガレージ係合制御を待機させる［待機条件］が成立しているか否かを判定する。なお、ガレージ係合制御とは、アクセル操作量θａｃｃが零、すなわちアクセルペダルの踏み込み操作がされていない状態でシフトレバー９８が、例えばＤ操作ポジションへ操作される場合をいう。［待機条件］が成立する場合とは、例えば（i）Ｎレンジの制御指示以外の制御指示（例えば、Ｄレンジの制御指示やＲレンジの制御指示）であること、（ii）第２のクラッチＣ２の作動状態が解放状態から係合状態への遷移であること、（iii）推定タービン回転速度Ｎｔｅｓｔｉがオーバーレブ判定回転速度Ｎｏｖｅｒ以上であること、の上記（i）～（iii）の全ての条件を満たしている場合である。上記（iii）の条件を満たしている場合とは、具体的には図９において、目標入力軸回転速度Ｎｉｎｔｇｔ（＝推定タービン回転速度Ｎｔｅｓｔｉ）がオーバーレブ判定回転速度Ｎｏｖｅｒ以上となっている「Ｃ２ガレージ係合待機領域」であって、斜線で網掛け表示がなされている領域である。上記（i）を満足しない場合、すなわちＮ操作ポジションでは、第２のクラッチＣ２が係合されないためオーバーレブ状態が発生することが無いため、Ｎ操作ポジション以外に基づくものであることが成立条件の１つになっている。上記（ii）を成立条件の１つとしたのは、この場合にＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐが上限ガード圧Ｐｓｌｐｇによって低めに抑えられ、且つＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓが非後進状態から後進状態へ切り替えられる際の第２のクラッチＣ２の作動状態が解放状態から係合状態への遷移であるときに、無段変速機２４の変速比γｃｖｔが最大値である値γｍａｘ方向に上昇し、第２のクラッチＣ２をガレージ係合するとオーバーレブ状態が発生する可能性があるからである。上記（iii）を満足しない場合、すなわち推定タービン回転速度Ｎｔｅｓｔｉがオーバーレブ判定回転速度Ｎｏｖｅｒ未満である場合にはオーバーレブ状態が発生しないため、推定タービン回転速度Ｎｔｅｓｔｉがオーバーレブ判定回転速度Ｎｏｖｅｒ以上であることが成立条件の１つになっている。待機条件判定部１３６は、待機条件が成立していると判定すると指令信号をＣ２係合実行部１３８へ出力する。
When the command signal is input from the determination rotation
Ｃ２係合実行部１３８は、待機条件判定部１３６から指令信号が入力されると、第２のクラッチＣ２のガレージ係合制御を待機させる。
When the command signal is input from the standby
図１１は、図２の油圧制御回路４６において第２のクラッチＣ２の作動状態に応じたＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐの上限ガード圧Ｐｓｌｐｇの設定の制御作動を説明するフローチャートである。図１１のフローチャートは、例えば、電子制御装置１００において所定の時間（例えば、数ｍｓ）毎にスタートを繰り返して実行される。
FIG. 11 is a flowchart for explaining the control operation for setting the upper limit guard pressure Pslpg of the SLP output pressure Pslp according to the operating state of the second clutch C2 in the
まず、切替防止判定部１０２に対応するステップＳ１０において、シーケンスバルブ８８のフェールセーフ位置への誤切替防止の要求がなされているか否かが判定される。ステップＳ１０の判定が否定される場合はステップＳ２０が実行される。ステップＳ１０の判定が肯定される場合はステップＳ３０が実行される。
First, in step S10 corresponding to the switching
ガード圧設定部１１０に対応するステップＳ２０において、上限ガード圧Ｐｓｌｐｇがガード無効値に設定される。そしてステップＳ１５０が実行される。
At step S20 corresponding to the guard
回転速度判定部１０４に対応するステップＳ３０において、エンジン回転速度Ｎｅが所定の飽和回転速度Ｎｅｈ以上であるか否かが判定される。ステップＳ３０の判定が肯定される場合はステップＳ４０が実行される。ステップＳ３０の判定が否定される場合はステップＳ５０が実行される。
In step S30 corresponding to the rotation
ガード圧設定部１１０に対応するステップＳ４０において、上限ガード圧Ｐｓｌｐｇが第１の所定値Ｐｓｌｐｇ１に設定される。そしてステップＳ１５０が実行される。
In step S40 corresponding to guard
作動状態判定部１０６に対応するステップＳ５０において、第２のクラッチＣ２の作動状態が判定される。そしてステップＳ６０乃至ステップＳ１００が実行される。
In step S50 corresponding to the operating
ガード圧設定部１１０に対応するステップＳ６０乃至ステップＳ１００において、前述の図６で説明したように第２のクラッチＣ２の作動状態に応じて上限ガード圧Ｐｓｌｐｇが設定される。第２のクラッチＣ２の作動状態が完全解放の場合には、ステップＳ７０において上限ガード圧Ｐｓｌｐｇが設定され、そしてステップＳ１５０が実行される。第２のクラッチＣ２の作動状態が係合過渡の場合には、ステップＳ８０において上限ガード圧Ｐｓｌｐｇが設定され、そしてステップＳ１５０が実行される。第２のクラッチＣ２の作動状態が解放過渡の場合には、ステップＳ９０において上限ガード圧Ｐｓｌｐｇが設定され、そしてステップＳ１５０が実行される。第２のクラッチＣ２の作動状態が完全係合の場合には、ステップＳ１００において上限ガード圧Ｐｓｌｐｇが設定され、そしてステップＳ１５０が実行される。
In steps S60 to S100 corresponding to the guard
ガード圧実行部１２０に対応するステップＳ１５０において、ステップＳ２０、Ｓ４０、Ｓ７０、Ｓ８０、Ｓ９０、およびＳ１００のいずれかのステップで設定された上限ガード圧Ｐｓｌｐｇが有効にされ、ＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐが上限ガード圧Ｐｓｌｐｇ以上とはならないように制御される。そしてステップＳ２００が実行される。
In step S150 corresponding to guard
データ取得部１３０、回転速度推定部１３２、判定回転速度算出部１３４、待機条件判定部１３６、およびＣ２係合実行部１３８に対応するステップＳ２００において、第２のクラッチＣ２の係合制御が実行される。そしてリターンとなる。
In step S200 corresponding to
図１２は、図１１のフローチャートのステップＳ５０における第２のクラッチＣ２の作動状態の判定の制御作動を説明する部分フローチャートの一例である。 FIG. 12 is an example of a partial flow chart illustrating the control operation for determining the operating state of the second clutch C2 in step S50 of the flow chart of FIG.
作動状態判定部１０６に対応するステップＳ５２において、第２のクラッチＣ２に対する油圧制御状態（係合制御／解放制御、Ｃ２指示油圧）、入力軸回転速度Ｎｉｎ、セカンダリ回転速度Ｎｓｅｃ、出力軸回転速度Ｎｏｕｔ、および操作ポジションＰＯＳｓｈが取得され、また、差回転速度ΔＮｃ２が算出される。そしてステップＳ５４が実行される。
In step S52 corresponding to the operation
作動状態判定部１０６に対応するステップＳ５４において、第２のクラッチＣ２の作動状態が判定される。すなわち、第２のクラッチＣ２の作動状態が、完全解放、係合過渡、解放過渡、および完全係合で表される４つの状態のいずれであるかが、前述の図８で説明したように判定される。そしてステップＳ５０が終了となる。
In step S54 corresponding to the operating
図１３は、図１１のフローチャートのステップＳ２００における第２クラッチＣ２の係合制御の制御作動を説明する部分フローチャートの一例である。 FIG. 13 is an example of a partial flow chart explaining the control operation of the engagement control of the second clutch C2 in step S200 of the flow chart of FIG.
データ取得部１３０に対応するステップＳ２０２において、現在の無段変速機２４の変速比γｃｖｔおよび現在の出力軸回転速度Ｎｏｕｔのデータが取得される。そしてステップＳ２０４が実行される。
In step S202 corresponding to the
回転速度推定部１３２に対応するステップＳ２０４において、第２のクラッチＣ２を係合した場合のタービン翼車２０ｔの回転速度と推定される推定タービン回転速度Ｎｔｅｓｔｉが算出される。そしてステップＳ２０６が実行される。
In step S204 corresponding to the
判定回転速度算出部１３４に対応するステップＳ２０６において、推定タービン回転速度Ｎｔｅｓｔｉがオーバーレブ状態を発生させる回転速度であるかどうか判定する際の判定値であるオーバーレブ判定回転速度Ｎｏｖｅｒが算出される。そしてステップＳ２０８が実行される。
In step S206 corresponding to the determination
待機条件判定部１３６に対応するステップＳ２０８において、第２のクラッチＣ２のガレージ係合制御を待機させる［待機条件］が成立しているか否かが判定される。ステップＳ２０８の判定が肯定される場合はステップＳ２１０が実行される。ステップＳ２０８の判定が否定される場合はステップＳ２１２が実行される。なお、図１１のフローチャートが繰り返し実行される間に、ＳＬＰ出力圧ＰｓｌｐやＳＬＳ出力圧Ｐｓｌｓが変更されることで、推定タービン回転速度Ｎｔｅｓｔｉがオーバーレブ判定回転速度Ｎｏｖｅｒ未満となって［待機条件］を満足しないようになると、後述のＣ２係合実行部１３８に対応するステップＳ２１２において、第２のクラッチＣ２のガレージ係合制御が実行される。
In step S208 corresponding to the standby
Ｃ２係合実行部１３８に対応するステップＳ２１０において、第２のクラッチＣ２のガレージ係合制御を待機させる。そしてステップＳ２００が終了となる。
In step S210 corresponding to the C2
Ｃ２係合実行部１３８に対応するステップＳ２１２において、第２のクラッチＣ２の係合や解放の制御である係合制御が待機させられることなく実行される。そしてステップＳ２００が終了となる。
In step S212 corresponding to the C2
本実施例の動力伝達装置１６の電子制御装置１００によれば、エンジン１２に連結された入力軸２２と、駆動輪１４に連結された出力軸３０と、入力軸２２と出力軸３０とを有段変速機であるギヤ機構２８を経由してエンジン１２の出力トルクを伝達する第１の動力伝達経路ＰＴ１と、入力軸２２と出力軸３０とを無段変速機２４を経由してエンジン１２の出力トルクを伝達する第２の動力伝達経路ＰＴ２と、第１の動力伝達経路ＰＴ１内に設けられ、第１の動力伝達経路ＰＴ１を接続および遮断する第１のクラッチＣ１と、第２の動力伝達経路ＰＴ２内に設けられ、第２の動力伝達経路ＰＴ２を接続および遮断する第２のクラッチＣ２と、第１の動力伝達経路ＰＴ１上に設けられた噛合クラッチＤ１と、後進走行時に係合する第１のブレーキＢ１と、を備える動力伝達装置１６において、第２のクラッチＣ２への制御指示がＮレンジ以外であり、第２のクラッチＣ２が解放状態から係合状態へ遷移する際に、第２のクラッチＣ２の係合時における入力軸２２に連結されたタービン翼車２０ｔのタービン回転速度Ｎｔが許容回転速度以上であるオーバーレブ状態になると推測すると、無段変速機２４の変速比γｃｖｔがオーバーレブ状態を回避可能な所定値にアップシフトするまで、すなわち変速比γｃｖｔが低められるまで第２のクラッチＣ２のガレージ係合制御が待機させられる。これにより、第２のクラッチＣ２の係合によるタービン回転速度Ｎｔのオーバーレブが回避される。
According to the
本実施例の車両用油圧制御装置１５０によれば、ソレノイドバルブ群ＳＬｇｒは、プライマリ用ソレノイドバルブＳＬＰ、ロックアップ用ソレノイドバルブＳＬＵ、およびＤ１用ソレノイドバルブＳＬＧを含み、ソレノイドバルブ群ＳＬｇｒに含まれるソレノイドバルブのいずれかが異常の場合には油路を切り替えてフェールセーフ機能を発揮するシーケンスバルブ８８が備えられる。シーケンスバルブ８８は、正常状態とする推力としてモジュレータ圧ＰＬＰＭおよびＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２が供給され、フェールセーフ状態とする推力としてＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐが供給されている。エンジン回転速度Ｎｅが所定の飽和回転速度Ｎｅｈ未満である場合、第２のクラッチＣ２の作動状態に応じてＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐの上限ガード圧Ｐｓｌｐｇはシーケンスバルブ８８が誤作動によりフェールセーフ状態に切り替わらないように予め定められた油圧にされる。このようにエンジン１２のエンジン回転速度Ｎｅと第２のクラッチＣ２の作動状態とに応じてＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐの上限ガード圧Ｐｓｌｐｇが設けられることから、ＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐによる無段変速機２４のプライマリプーリ５８の制御への影響の抑制とシーケンスバルブ８８の誤切替の発生の抑制とが両立させられる。また、シーケンスバルブ８８の誤切替の発生の抑制方法として本実施例の制御装置が実施される際、エンジン１２のアイドルアップ制御によりモジュレータ圧ＰＬＰＭが高くされる制御装置が採用されない場合には燃費の悪化が回避される。
According to the vehicle
本実施例の車両用油圧制御装置１５０によれば、エンジン１２のエンジン回転速度Ｎｅが所定の飽和回転速度Ｎｅｈ未満である場合に第２のクラッチＣ２の作動状態に応じて設定されるＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐの上限ガード圧Ｐｓｌｐｇは、エンジン１２のエンジン回転速度Ｎｅおよび作動油の油温Ｔｈｏに応じて定められる。このようにシーケンスバルブ８８を正常状態とする推力として作用するモジュレータ圧ＰＬＰＭはエンジン回転速度Ｎｅと作動油の油温Ｔｈｏに依存するため、フェールセーフ状態とする推力として作用するＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐもこれらエンジン回転速度Ｎｅと作動油の油温Ｔｈｏに応じた上限ガード圧Ｐｓｌｐｇに設定される。これにより、モジュレータ圧ＰＬＰＭが低下しても上限ガード圧Ｐｓｌｐｇもそれに応じて低下させられるため、シーケンスバルブ８８の誤切替が抑制される。
According to the vehicle
本実施例の車両用油圧制御装置１５０によれば、シーケンスバルブ８８のスプール弁子８８ｓｖを正常位置とする推力としてスプリング８８ｓｐの付勢力が付与されている。ＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐの上限ガード圧Ｐｓｌｐｇとして設定される予め定められた油圧は、エンジン回転速度Ｎｅおよび作動油の油温Ｔｈｏに応じて定められる、スプリング８８ｓｐの付勢力のスプリング荷重圧ＳＰｌｄとモジュレータ圧ＰＬＰＭとの和とされる。モジュレータ圧ＰＬＰＭをそれほど大きくしなくともスプリング８８ｓｐの付勢力があるためシーケンスバルブ８８は正常状態となるため、モジュレータ圧ＰＬＰＭの低圧化によって燃費の向上が図られつつ、シーケンスバルブ８８の誤切替の発生の抑制とが両立させられる。
According to the vehicle
本実施例の車両用油圧制御装置１５０によれば、エンジン１２のエンジン回転速度Ｎｅが所定の飽和回転速度Ｎｅｈ以上である場合、上限ガード圧Ｐｓｌｐｇは、第２のクラッチＣ２の解放状態でもシーケンスバルブ８８が誤作動によりフェールセーフ状態に切り替わらないように予め定められた一定圧である第１の所定値Ｐｓｌｐｇ１とされる。第２のクラッチＣ２が係合状態から解放状態へ急激に切り替えられた場合、シーケンスバルブ８８を正常状態とする推力として作用するＳＬ２出力圧Ｐｓｌ２も急激に低下する。このとき、無段変速機２４のプライマリプーリ５８の作動制御のためのＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐに応答遅れがあったとしても、ＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐの上限ガード圧Ｐｓｌｐｇは第２のクラッチＣ２が解放状態でもシーケンスバルブ８８が誤作動によりフェールセーフ状態に切り替わらないように一定圧である第１の所定値Ｐｓｌｐｇ１とされているため、シーケンスバルブ８８の誤作動が抑制される。
According to the vehicle
以上、本発明の実施例を図面に基づいて説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。 Although the embodiments of the present invention have been described above with reference to the drawings, the present invention is also applicable to other aspects.
前述の実施例では、図１１のフローチャートのステップＳ３０において、エンジン回転速度Ｎｅが作動油の油温Ｔｈｏに応じて設定された所定の飽和回転速度Ｎｅｈ以上であるか否かに基づいて、モジュレータ圧ＰＬＰＭが飽和しているか否かが判定されたが、これに限らない。例えば、作動油の油温Ｔｈｏに関係なく、所定の飽和回転速度Ｎｅｈが予め一定値に設定されても良い。 In the above-described embodiment, in step S30 of the flowchart of FIG. 11, the modulator pressure is adjusted based on whether or not the engine rotation speed Ne is equal to or higher than a predetermined saturation rotation speed Neh set according to the oil temperature Tho of the hydraulic oil. Although it was determined whether the PLPM was saturated, it is not limited to this. For example, the predetermined saturated rotation speed Neh may be set to a constant value in advance regardless of the oil temperature Tho of the hydraulic oil.
前述の実施例では、図１１のフローチャートのステップＳ３０でエンジン回転速度Ｎｅが所定の飽和回転速度Ｎｅｈ以上であるか否かの判定を行ったが、これに限らない。例えば、ステップＳ３０の判定を行わず、エンジン１２が高回転状態であったとしてもステップＳ５０乃至ステップＳ１００において上限ガード圧Ｐｓｌｐｇが設定されても良い。
In the above-described embodiment, it is determined whether or not the engine rotation speed Ne is equal to or higher than the predetermined saturated rotation speed Neh in step S30 of the flowchart of FIG. 11, but the present invention is not limited to this. For example, the upper guard pressure Pslpg may be set in steps S50 to S100 even if the
前述の実施例では、シーケンスバルブ８８のスプール弁子８８ｓｖを正常位置方向に付勢するスプリング８８ｓｐが備えられていたが、スプリング８８ｓｐは無くても良い。スプリング８８ｓｐが無い場合には、図６においてスプリング８８ｓｐの付勢力を零としてＳＬＰ出力圧Ｐｓｌｐの上限ガード圧Ｐｓｌｐｇが設定されれば良い。
In the above embodiment, the spring 88sp was provided to bias the spool valve element 88sv of the
前述の実施例では、エンジン回転速度Ｎｅが所定の飽和回転速度Ｎｅｈ以上である場合に上限ガード圧Ｐｓｌｐｇとして設定される第１の所定値Ｐｓｌｐｇ１と、エンジン回転速度Ｎｅが所定の飽和回転速度Ｎｅｈ未満である場合において第２のクラッチＣ２の作動状態が完全係合であるときに上限ガード圧Ｐｓｌｐｇとして設定される第２の所定値Ｐｓｌｐｇ２と、が同じ値であったが、これに限らない。第１の所定値Ｐｓｌｐｇ１と第２の所定値Ｐｓｌｐｇ２とが異なる値とされても良い。 In the above-described embodiment, the first predetermined value Pslpg1 is set as the upper guard pressure Pslpg when the engine speed Ne is equal to or higher than the predetermined saturation speed Neh, and the first predetermined value Pslpg1 is set when the engine speed Ne is less than the predetermined saturation speed Neh. is the same value as the second predetermined value Pslpg2 that is set as the upper guard pressure Pslpg when the operating state of the second clutch C2 is fully engaged, but the present invention is not limited to this. The first predetermined value Pslpg1 and the second predetermined value Pslpg2 may be different values.
なお、上述したのはあくまでも本発明の実施例であり、本発明はその趣旨を逸脱しない範囲において当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。 It should be noted that what has been described above is merely an embodiment of the present invention, and the present invention can be implemented in a mode with various modifications and improvements based on the knowledge of those skilled in the art without departing from the scope of the invention.
１０：車両
１２：エンジン
１４：駆動輪
２０：トルクコンバータ
２０ｔ：タービン翼車（タービン）
２２：入力軸（入力回転部材）
２４：無段変速機
２８：ギヤ機構
３０：出力軸（出力回転部材）
４４：オイルポンプ
４６：油圧制御回路
５８：プライマリプーリ
６０：セカンダリプーリ
８０：モジュレータバルブ
８４：プライマリ圧コントロールバルブ
８６：セカンダリ圧コントロールバルブ
８８：シーケンスバルブ
９０：Ｃ１コントロールバルブ
９２：Ｓ１Ｂ１コントロールバルブ
９４：ＬＵ圧コントロールバルブ
１００：電子制御装置（制御装置）
１５０：車両用油圧制御装置
Ｂ１：第１のブレーキ
Ｃ１：第１のクラッチ
Ｃ２：第２のクラッチ
ＬＵ：ロックアップクラッチ
Ｎｅ：エンジン回転速度
Ｎｉｎ：入力軸回転速度
Ｎｔ：タービン回転速度
Ｎｔｅｓｔｉ：推定タービン回転速度
Ｎｏｖｅｒ：オーバーレブ判定回転速度
Ｐｌｕ：ロックアップ制御圧
ＰＬＰＭ：モジュレータ圧
Ｐｏｆｆ：オフ圧
Ｐｏｎ：オン圧
Ｐｐｒｉ：プライマリ制御圧
Ｐｓｅｃ：セカンダリ制御圧
Ｐｓｌ２：ＳＬ２出力圧
Ｐｓｌｐ：ＳＬＰ出力圧
Ｐｓｌｐｇ：上限ガード圧
Ｐｓｌｓ：ＳＬＳ出力圧
ＰＴ１：第１の動力伝達経路
ＰＴ２：第２の動力伝達経路
ＳＬ１：Ｃ１用ソレノイドバルブ
ＳＬ２：Ｃ２用ソレノイドバルブ
ＳＬＧ：Ｄ１用ソレノイドバルブ
ＳＬｇｒ：ソレノイドバルブ群
ＳＬＰ：プライマリ用ソレノイドバルブ
ＳＬＳ：セカンダリ用ソレノイドバルブ
ＳＬＵ：ロックアップ用ソレノイドバルブ
Ｔｈｏ：油温
γｃｖｔ：変速比
10: Vehicle 12: Engine 14: Drive wheel 20:
22: Input shaft (input rotating member)
24: Continuously variable transmission 28: Gear mechanism 30: Output shaft (output rotary member)
44: Oil pump 46: Hydraulic control circuit 58: Primary pulley 60: Secondary pulley 80: Modulator valve 84: Primary pressure control valve 86: Secondary pressure control valve 88: Sequence valve 90: C1 control valve 92: S1B1 control valve 94: LU Pressure control valve 100: Electronic control device (control device)
150: Vehicle hydraulic control device B1: First brake C1: First clutch C2: Second clutch LU: Lockup clutch Ne: Engine rotation speed Nin: Input shaft rotation speed Nt: Turbine rotation speed Ntesti: Estimated turbine Rotation speed Nover: Overrev determination rotation speed Plu: Lockup control pressure PLPM: Modulator pressure Poff: Off pressure Pon: On pressure Ppri: Primary control pressure Psec: Secondary control pressure Psl2: SL2 output pressure Pslp: SLP output pressure Pslpg: Upper limit guard Pressure Psls: SLS output pressure PT1: First power transmission path PT2: Second power transmission path SL1: Solenoid valve for C1 SL2: Solenoid valve for C2 SLG: Solenoid valve for D1 SLgr: Solenoid valve group SLP: Primary solenoid Valve SLS: Secondary solenoid valve SLU: Lockup solenoid valve Tho: Oil temperature γcvt: Gear ratio
Claims (1)
前記エンジンにより回転駆動されるオイルポンプと、
前記オイルポンプから作動油が供給されてモジュレータ圧を生成するモジュレータバルブと、
前記モジュレータ圧に基づいて前進走行操作ポジションの場合には前進油圧を出力し、後進走行操作ポジションの場合には後進油圧を出力するマニュアルバルブと、
前記モジュレータ圧に基づいて前記第２のクラッチを作動させる第１の係合圧を供給可能なＣ２用ソレノイドバルブ、前記モジュレータ圧に基づいて前記無段変速機のプライマリプーリを作動させるプライマリ制御圧を調圧可能な第２の係合圧を供給可能なプライマリ用ソレノイドバルブ、および前記モジュレータ圧に基づいて前記無段変速機のセカンダリプーリを作動させるセカンダリ制御圧を調圧可能な第３の係合圧を供給可能なセカンダリ用ソレノイドバルブを含むソレノイドバルブ群と、
前記ソレノイドバルブ群に含まれるソレノイドバルブのいずれもが正常の場合には第１の油路が形成される正常位置に切り替えられ、前記プライマリ用ソレノイドバルブから最大の前記第２の係合圧が常時出力されてしまう異常の場合には第２の油路が形成されるフェールセーフ位置に切り替えられ、前記正常位置とする推力として前記モジュレータ圧および前記第１の係合圧が供給され、前記フェールセーフ位置とする推力として前記第２の係合圧が供給されるシーケンスバルブと、
非後進状態と後進状態とで油路が切り替え可能であって、前記非後進状態とする推力として前記第３の係合圧が供給され、前記後進状態とする推力として前記後進油圧が供給されるＳ１Ｂ１コントロールバルブと、を備え、
前記第２の係合圧が前記シーケンスバルブの前記切り替えの誤作動を抑制するために設定された上限ガード圧によって低くされ、前記第３の係合圧が前記Ｓ１Ｂ１コントロールバルブの前記非後進状態の維持制御によって高くされる車両用油圧制御装置であって、
シフトレバーが操作されることにより行なわれる制御指示がＤレンジであって、前記第２のクラッチが解放状態から係合状態へ遷移する際に、前記第２のクラッチの係合時における前記入力回転部材に連結された前記トルクコンバータのタービンのタービン回転速度が、前記出力回転部材の回転速度とオーバレブ状態となるときのタービン回転速度であるオーバレブ判定回転速度との予め記憶された関係から出力回転部材の回転速度に基づいて算出されたオーバーレブ判定回転速度以上になってオーバーレブ状態になると推測すると、
前記無段変速機の変速比が前記オーバーレブ状態を回避可能な所定値にアップシフトするまで前記第２のクラッチのガレージ係合制御を待機させる
ことを特徴とする車両用油圧制御装置。 An input rotary member connected to an engine via a torque converter, an output rotary member connected to a driving wheel, and an output torque of the engine via a transmission gear mechanism between the input rotary member and the output rotary member. a first power transmission path for transmitting power, a second power transmission path for transmitting the output torque of the engine between the input rotary member and the output rotary member via a continuously variable transmission, and the first power A first clutch provided in a transmission path for connecting and disconnecting the first power transmission path, and a second clutch provided in the second power transmission path for connecting and disconnecting the second power transmission path. , a dog clutch provided on the first power transmission path, and a first brake that is engaged during reverse travel ,
an oil pump rotationally driven by the engine;
a modulator valve to which hydraulic oil is supplied from the oil pump to generate modulator pressure;
a manual valve for outputting forward hydraulic pressure in the case of the forward travel operating position and outputting reverse hydraulic pressure in the case of the reverse travel operating position based on the modulator pressure;
a C2 solenoid valve capable of supplying a first engagement pressure for operating the second clutch based on the modulator pressure; and a primary control pressure for operating a primary pulley of the continuously variable transmission based on the modulator pressure. A primary solenoid valve capable of supplying an adjustable second engagement pressure, and a third engagement capable of adjusting a secondary control pressure for operating a secondary pulley of the continuously variable transmission based on the modulator pressure. a group of solenoid valves including a secondary solenoid valve capable of supplying pressure;
When all of the solenoid valves included in the solenoid valve group are normal, they are switched to the normal position where the first oil passage is formed, and the maximum second engagement pressure is constantly applied from the primary solenoid valve. In the case of an abnormality that is output, it is switched to a fail-safe position where a second oil passage is formed, and the modulator pressure and the first engagement pressure are supplied as a thrust force to the normal position, and the fail-safe a sequence valve to which the second engagement pressure is supplied as a thrust for positioning;
An oil passage can be switched between a non-reverse state and a reverse state, the third engaging pressure is supplied as a thrust for the non-reverse state, and the reverse oil pressure is supplied as a thrust for the reverse state. an S1B1 control valve,
The second engagement pressure is lowered by an upper limit guard pressure set to suppress malfunction of the switching of the sequence valve, and the third engagement pressure is set to the non-reverse state of the S1B1 control valve. A hydraulic control device for a vehicle elevated by maintenance control , comprising:
The control instruction issued by operating the shift lever is the D range , and when the second clutch transitions from the released state to the engaged state, the input rotation when the second clutch is engaged. The turbine rotation speed of the turbine of the torque converter connected to the member is determined based on a pre-stored relationship between the rotation speed of the output rotation member and the overrev determination rotation speed, which is the turbine rotation speed when an overrev state occurs. Assuming that it will be in an over-rev state when it exceeds the over-rev judgment rotation speed calculated based on the rotation speed of
A hydraulic control device for a vehicle, characterized in that the garage engagement control of the second clutch is put on standby until the gear ratio of the continuously variable transmission is upshifted to a predetermined value capable of avoiding the overrev state.
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