WO2018043052A1 - 無段変速機の制御方法及び制御装置 - Google Patents

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variable transmission
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良平 豊田
智普 中野
啓 寺井
亮 高野
耕平 豊原
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Nissan Motor Co Ltd
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    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/0021—Generation or control of line pressure
    • F16H61/0025—Supply of control fluid; Pumps therefor
    • F16H61/0031—Supply of control fluid; Pumps therefor using auxiliary pumps, e.g. pump driven by a different power source than the engine
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2312/00—Driving activities
    • F16H2312/20—Start-up or shut-down

Definitions

  • the present invention relates to control of a continuously variable transmission.
  • JP2008-240894A1 is a hydraulic circuit for a continuously variable transmission, which includes an oil pump for an original pressure that draws oil from an oil pan and generates a line pressure that becomes an original pressure for shifting, and an electric oil pump for shifting.
  • an electric oil pump is interposed in a speed change oil passage that communicates with a primary pulley oil chamber and a secondary pulley oil chamber and is connected to an oil passage that is a line pressure.
  • the shift control is performed by adjusting the oil flow in and out of the primary pulley oil chamber by the electric oil pump.
  • an object of the present invention is to provide a control method capable of suppressing the adverse effects caused by starting the shift control in a state where oil has dropped, such as the generation of abnormal noise due to the air biting described above.
  • hydraulic pressure is supplied to the secondary pulley oil chamber by the primary pressure oil pump, and the primary pulley oil is supplied by the electric oil pump disposed in the oil path between the primary pulley oil chamber and the secondary pulley oil chamber.
  • a control method is provided for controlling the entry and exit of the chamber oil. In this hydraulic pressure control method, the operation of the electric oil pump is restricted until the oil passage on the secondary oil chamber side of the electric oil pump is filled with oil after the main pressure oil pump is started.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a vehicle.
  • FIG. 2 is a schematic configuration diagram of the hydraulic circuit.
  • FIG. 3 is a flowchart showing a control routine of the first embodiment.
  • FIG. 4 is a timing chart when the control routine of FIG. 3 is executed.
  • FIG. 5 is a timing chart when a modification of the control routine of FIG. 3 is executed.
  • FIG. 6 is a flowchart showing a control routine of the second embodiment.
  • FIG. 7 is a correction amount table for the SEC side hydraulic pressure command value.
  • FIG. 8 is a timing chart when the control routine of FIG. 6 is executed.
  • FIG. 9 is a table used to calculate the SEC side hydraulic pressure command value.
  • FIG. 10 is a flowchart showing a control routine of the third embodiment.
  • FIG. 11 is a timing chart when the control routine of FIG. 10 is executed.
  • FIG. 12 is a timing chart in the case of correcting the SEC side hydraulic pressure command value in the third embodiment.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a vehicle.
  • the vehicle includes an engine 1, a torque converter 2 with a lock-up clutch 2 a, a forward / reverse switching mechanism 3, a variator 4, a final reduction mechanism 5, drive wheels 6, and a hydraulic circuit 100.
  • Engine 1 constitutes a drive source for the vehicle.
  • the output of the engine 1 is transmitted to the drive wheels 6 via the torque converter 2, the forward / reverse switching mechanism 3, the variator 4, and the final reduction mechanism 5.
  • the variator 4 is provided in a power transmission path for transmitting power from the engine 1 to the drive wheels 6 together with the torque converter 2, the forward / reverse switching mechanism 3, and the final reduction mechanism 5.
  • the forward / reverse switching mechanism 3 is provided between the torque converter 2 and the variator 4 in the power transmission path described above.
  • the forward / reverse switching mechanism 3 switches the rotation direction of the input rotation between a forward rotation direction corresponding to forward travel and a reverse rotation direction corresponding to reverse travel.
  • the forward / reverse switching mechanism 3 includes a forward clutch 31 and a reverse brake 32.
  • the forward clutch 31 is fastened when the rotation direction is the forward rotation direction.
  • the reverse brake 32 is fastened when the rotation direction is the reverse rotation direction.
  • One of the forward clutch 31 and the reverse brake 32 can be configured as a clutch that intermittently rotates between the engine 1 and the variator 4.
  • the variator 4 includes a primary pulley 41, a secondary pulley 42, and a belt 43 wound around the primary pulley 41 and the secondary pulley 42.
  • the primary is also referred to as PRI
  • the secondary is also referred to as SEC.
  • the variator 4 changes the belt width of the belt 43 by changing the groove width between the PRI pulley 41 and the SEC pulley 42 (hereinafter, also simply referred to as “winding diameter”) to change the belt type continuously variable transmission.
  • the mechanism is configured.
  • the PRI pulley 41 includes a fixed pulley 41a and a movable pulley 41b.
  • the controller 10 controls the amount of oil supplied to the PRI pulley hydraulic chamber 41c, the movable pulley 41b is operated and the groove width of the PRI pulley 41 is changed.
  • the SEC pulley 42 includes a fixed pulley 42a and a movable pulley 42b.
  • the controller 10 controls the SEC pressure, which is the pulley pressure supplied to the SEC pulley hydraulic chamber 42c, the movable pulley 42b is operated, and the groove width of the SEC pulley 42 is changed.
  • the pulley pressure supplied to the PRI pulley hydraulic chamber 41c is referred to as PRI pressure.
  • the belt 43 has a V-shaped sheave surface formed by the fixed pulley 41a and the movable pulley 41b of the PRI pulley 41, and a V-shape formed by the fixed pulley 42a and the movable pulley 42b of the SEC pulley 42. Wound around the sheave surface.
  • the final deceleration mechanism 5 transmits the output rotation from the variator 4 to the drive wheels 6.
  • the final reduction mechanism 5 includes a plurality of gear trains and differential gears. The final reduction mechanism 5 rotates the drive wheels 6 via the axle.
  • the hydraulic circuit 100 supplies hydraulic pressure to the variator 4, specifically, the PRI pulley 41 and the SEC pulley 42.
  • the hydraulic circuit 100 supplies hydraulic pressure to the forward / reverse switching mechanism 3, the lockup clutch 2a, and a lubrication system and a cooling system (not shown).
  • the hydraulic circuit 100 is configured as follows.
  • FIG. 2 is a schematic configuration diagram of the hydraulic circuit 100.
  • the hydraulic circuit 100 includes an original pressure oil pump 101, a line pressure adjusting valve 102, a pressure reducing valve 103, a line pressure solenoid valve 104, a forward / reverse switching mechanism solenoid valve 105, a transmission circuit pressure solenoid valve 107, a manual A valve 108, a line pressure oil passage 109, a low pressure system control valve 130, a speed change circuit 110, and a line pressure electric oil pump 111 are provided.
  • the solenoid valve is referred to as SOL.
  • the original pressure oil pump 101 is a mechanical oil pump that is driven by the power of the engine 1.
  • the original pressure oil pump 101 is connected to a line pressure adjusting valve 102, a pressure reducing valve 103, a transmission circuit pressure SOL 107 and a transmission circuit 110 via a line pressure oil passage 109.
  • the line pressure oil passage 109 constitutes a line pressure oil passage.
  • the line pressure is a hydraulic pressure that is a source pressure of the PRI pressure or the SEC pressure.
  • the line pressure electric oil pump 111 is driven by an electric motor 117.
  • the line pressure electric oil pump 111 is operated to supply line pressure when the engine 1 is stopped by, for example, idling / stop control and the main pressure oil pump 101 is stopped accordingly.
  • the line pressure adjusting valve 102 adjusts the hydraulic pressure generated by the oil pump 101 to generate line pressure.
  • the generation of the line pressure by the oil pump 101 includes the generation of the line pressure under the action of the line pressure regulating valve 102 as described above. Oil that is relieved when the line pressure regulating valve 102 regulates pressure is supplied to the lock-up clutch 2a, the lubrication system, and the cooling system via the low-pressure control valve 130.
  • the pressure reducing valve 103 reduces the line pressure.
  • the hydraulic pressure reduced by the pressure reducing valve 103 is supplied to the line pressure SOL 104 and the forward / reverse switching mechanism SOL 105.
  • the line pressure SOL104 is a linear solenoid valve and generates a control hydraulic pressure corresponding to the control current.
  • the control hydraulic pressure generated by the line pressure SOL104 is supplied to the line pressure adjustment valve 102, and the line pressure adjustment valve 102 adjusts the pressure by operating according to the control hydraulic pressure generated by the line pressure SOL104. For this reason, the command value of the line pressure PL can be set by the control current to the line pressure SOL104.
  • the forward / reverse switching mechanism SOL 105 is a linear solenoid valve that generates hydraulic pressure in accordance with the control current.
  • the hydraulic pressure generated by the forward / reverse switching mechanism SOL 105 is supplied to the forward clutch 31 and the reverse brake 32 via a manual valve 108 that operates according to the operation of the driver.
  • the transmission circuit pressure SOL107 is a linear solenoid valve, and generates hydraulic pressure to be supplied to the transmission circuit 110 according to the control current. Therefore, the command value for the transmission circuit pressure can be set by the control current to the transmission circuit pressure SOL107.
  • the transmission circuit pressure generated by the transmission circuit pressure SOL107 is supplied to the transmission oil passage 106.
  • the transmission circuit pressure may be generated by, for example, a SOL that generates a control hydraulic pressure corresponding to the control current and a pressure regulating valve that generates a control circuit pressure from the line pressure PL according to the control hydraulic pressure generated by the SOL.
  • the speed change circuit 110 includes a speed change oil path 106 connected to the line pressure oil path 109 via a speed change circuit pressure SOL107, and a speed change oil pump 112 interposed in the speed change oil path 106.
  • the speed change oil passage 106 communicates the PRI pulley hydraulic chamber 41c and the SEC pulley hydraulic chamber 42c.
  • the shift oil pump 112 is an electric oil pump that is driven by an electric motor 113.
  • the electric motor 113 is controlled by the controller 10 via the inverter 114.
  • the shift oil pump 112 can switch the rotation direction between the forward direction and the reverse direction.
  • the forward direction is the direction in which oil is sent from the SEC pulley hydraulic chamber 42c side to the PRI pulley hydraulic chamber 41c side
  • the reverse direction is the oil from the PRI pulley hydraulic chamber 41c side to the SEC pulley hydraulic chamber 42c side. It is the direction to send.
  • the oil is supplied from the line pressure oil passage 109 to the transmission oil passage 106 so that the SEC-side hydraulic pressure is also not lower than the transmission circuit pressure command value.
  • the command value of the transmission circuit pressure is set in consideration of preventing the belt 43 from slipping.
  • the hydraulic pressure of the transmission oil passage 106 closer to the PRI pulley hydraulic chamber 41 c (hereinafter also referred to as “PRI side”) than the transmission oil pump 112 is also referred to as PRI-side hydraulic pressure.
  • the shifting oil pump 112 controls shifting of oil in and out of the PRI pulley hydraulic chamber 41c.
  • the outline of the shift control will be described later.
  • the vehicle further includes a controller 10.
  • the controller 10 is an electronic control device, and a signal from the sensor / switch group 11 is input to the controller 10.
  • the controller 10 includes a microcomputer that includes a central processing unit (CPU), a read-only memory (ROM), a random access memory (RAM), and an input / output interface (I / O interface). It is also possible to configure the controller 10 with a plurality of microcomputers.
  • the sensor switch group 11 detects, for example, an accelerator opening sensor that detects the accelerator opening of the vehicle, a brake sensor that detects the brake depression force of the vehicle, a vehicle speed sensor that detects the vehicle speed Vsp, and the rotational speed NE of the engine 1.
  • An engine speed sensor detects, for example, an accelerator opening sensor that detects the accelerator opening of the vehicle, a brake sensor that detects the brake depression force of the vehicle, a vehicle speed sensor that detects the vehicle speed Vsp, and the rotational speed NE of the engine 1.
  • the sensor switch group 11 further includes, for example, a PRI pressure sensor 115 that detects the PRI pressure, a SEC pressure sensor 116 that detects the SEC pressure, a PRI rotation speed sensor 120 that detects the input side rotation speed of the PRI pulley 41, and a SEC pulley 42. It includes a SEC rotation speed sensor 121 that detects the output side rotation speed, a pump rotation speed sensor 118 that detects the rotation speed of the shifting oil pump 112, and an oil temperature sensor 119 that detects the temperature of the oil.
  • a signal from the sensor / switch group 11 may be input to the controller 10 via another controller, for example. The same applies to signals such as information generated by other controllers based on signals from the sensor / switch group 11.
  • the controller 10 controls the hydraulic circuit 100 based on signals from the sensor / switch group 11. Specifically, the controller 10 controls the line pressure SOL 104 and the shift circuit 110 shown in FIG. The controller 10 is further configured to control the forward / reverse switching mechanism SOL 105 and the transmission circuit pressure SOL 107.
  • the controller 10 In controlling the line pressure SOL104, the controller 10 energizes the line pressure SOL104 with a control current corresponding to the command value of the line pressure PL.
  • the controller 10 sets a target gear ratio based on a signal from the sensor / switch group 11.
  • the winding diameter (target winding diameter) of each of the pulleys 41 and 42 for realizing the target gear ratio is determined.
  • the groove widths (target groove widths) of the pulleys 41 and 42 for realizing the target winding diameter are determined.
  • the movable pulley 41b of the PRI pulley 41 moves in response to the oil being taken in and out from the PRI pulley hydraulic chamber 41c by the speed change oil pump, and the movable pulley 42b of the SEC pulley 42 is also moved accordingly. To do. That is, there is a correlation between the amount of movement of the movable pulley 41b of the PRI pulley 41 and the amount of movement of the movable pulley 42b of the SEC pulley 42.
  • the controller 10 operates the shift oil pump 112 so that the position of the movable pulley 41b of the PRI pulley 41 becomes a position corresponding to the target gear ratio. Whether or not the movable pulley 41b is at a desired position is calculated by calculating the actual gear ratio from the detection values of the PRI rotational speed sensor 120 and the SEC rotational speed sensor 121, and whether the actual gear ratio matches the target gear ratio. Judgment by whether or not.
  • the operation of the speed change oil pump 112 by the controller 10 is not limited to the speed change. Even when the target speed ratio does not change, the controller 10 operates the speed change oil pump 112 when oil leaks from the pulley hydraulic chambers 41c and 42c and the actual speed ratio changes. In the present embodiment, control for maintaining such a target gear ratio is also included in the shift control.
  • the shift control of the present embodiment is feedback control for converging the position of the movable pulley 41b of the PRI pulley 41 to the target position.
  • the control target of the feedback control is not the hydraulic pressure of each of the pulley hydraulic chambers 41c and 42c but the groove width of the PRI pulley 41, in other words, the position of the movable pulley 41b.
  • a sensor that detects the position of the movable pulley 41b may be provided to determine whether or not the movable pulley 41b is at a position corresponding to the target gear ratio.
  • the source pressure oil pump 101 and the line pressure electric oil pump 111 both stop, so that no oil pressure is supplied to the line pressure oil passage 109 and the SEC pulley hydraulic chamber 42c. For this reason, for example, when a long time has elapsed since the end of the operation of the vehicle, a so-called oil spilling state in which oil has dropped from the oil passage of the hydraulic circuit may occur. If the shift control is started immediately when the engine 1 is started in this oil drop state, the shift oil pump 112 is operated in a state where the line pressure oil passage 109 and the shift oil passage 106 are not filled with oil. become.
  • the shifting oil pump 112 performs so-called idle driving, and the above-described abnormal noise is generated due to the air biting.
  • the shifting oil pump 112 is operated in a state where oil has dropped, the bearing portion may be insufficiently lubricated, and the shifting oil pump 112 may be deteriorated.
  • the controller 10 executes the control described below in order to suppress the adverse effects of starting the shift control in the oil drop state.
  • FIG. 3 is a flowchart showing a control routine of the hydraulic circuit 100 executed by the controller 10 when the engine is started.
  • the control routine is executed when the engine 1 is started.
  • step S100 the controller 10 determines whether or not the oil in the speed change oil passage 106 is filled with a method described later.
  • the controller 10 repeats the determination in step S100 until the SEC-side shifting oil passage 106 is filled with oil, and when it is filled, starts the shifting oil pump 112 in step S110. That is, in step S100, the controller 10 limits the operation of the transmission oil pump 112 by not permitting the operation of the transmission oil pump 112 until the SEC-side transmission oil passage 106 is filled with oil. .
  • step S100 Specific examples of the determination method in step S100 include the following two.
  • Threshold value 1 is set to a value that can be recognized that the gear shift oil pump 112 is clearly rotating, for example, several [rpm]. Theoretically, since it is only necessary to detect that the rotating shaft of the transmission oil pump 112 has started to rotate, a smaller value may be set. The axis of rotation may move. Therefore, the above-described threshold value 1 is set in order to prevent erroneous determination due to detection of such movement caused by vehicle body vibration or the like.
  • FIG. 4 is a timing chart when the determination of the first example is performed.
  • the SEC-side hydraulic pressure (SEC-side actual hydraulic pressure) starts to rise.
  • the shifting oil pump 112 starts to rotate.
  • the controller 10 operates the electric motor 113 in order to operate the transmission oil pump 112.
  • the SEC-side actual hydraulic pressure and the PRI-side actual hydraulic pressure increase as the rotation of the main pressure oil pump 101 and the speed change oil pump 112 increases.
  • Threshold value 2 is set to a value at which it can be recognized that the actual SEC-side hydraulic pressure has risen. Similarly to the threshold value 1, the threshold value 2 is set to a size having a margin in order to prevent erroneous determination.
  • FIG. 5 is a timing chart when the determination of the second example is performed.
  • the shifting oil pump 112 does not rotate in a state where oil has dropped, and it is possible to suppress the occurrence of abnormal noise due to air biting and the deterioration of the shifting oil pump 112 due to rotation in a non-lubricated state. .
  • the operation of the transmission oil pump 112 is permitted. That is, it is determined based on the rotational speed of the shifting oil pump 112 whether or not the shifting oil path 106 on the SEC pulley hydraulic chamber 42c side of the shifting oil pump 112 is filled with oil. Thereby, even if the hydraulic circuit 100 does not include the SEC pressure sensor 116, it is possible to make an appropriate determination.
  • This embodiment is the same as the first embodiment in that the operation of the speed change oil pump 112 is limited until oil is filled in the speed change oil passage 106 on the SEC side. However, it differs from the first embodiment in that the SEC-side hydraulic command value is corrected while the operation of the shifting oil pump 112 is limited. Hereinafter, this difference will be mainly described.
  • the controller 10 sets a target gear ratio based on a signal from the sensor / switch group 11, and sets a SEC-side hydraulic command value corresponding to the target gear ratio.
  • the SEC side oil pressure command value increases, the amount of oil flowing into the speed change oil passage 106 via the speed change circuit pressure solenoid valve 107 increases, and the time until oil is filled in the SEC side speed change oil passage 106 is increased. Shorter. Therefore, in the present embodiment, the time for limiting the operation of the speed change oil pump 112 is shortened by making the SEC side oil pressure command value larger than the value set according to the target speed ratio.
  • FIG. 6 is a flowchart showing a control routine of the hydraulic circuit 100 executed by the controller 10 in this embodiment.
  • step S200 the controller 10 calculates a basic SEC side hydraulic pressure command value.
  • the basic SEC side hydraulic pressure command value is a SEC side hydraulic pressure command value corresponding to the target gear ratio.
  • step S210 the controller 10 determines whether or not the SEC side oil passage 106 is filled with oil.
  • the contents and method of determination are the same as in step S100 of FIG.
  • the controller 10 executes the process of step S210 when the SEC-side shifting oil passage 106 is filled with oil, and executes the process of step S220 when the oil is not filled.
  • step S220 the controller 10 corrects the basic SEC side hydraulic pressure command value to be large, and sets the corrected value as the SEC side hydraulic pressure command value.
  • a table in which a larger correction amount is set as the oil temperature is lower as shown in FIG. 7 is created in advance and stored in the controller 10, and the controller 10 determines the correction amount determined based on the table. Add to the basic SEC hydraulic pressure command value.
  • step S230 the SEC-side hydraulic command value calculated in step S200 is the basic SEC-side hydraulic command value.
  • the controller 10 starts the shift oil pump 112 in step S240.
  • FIG. 8 is a timing chart when the above-described control is executed.
  • the movements of the source pressure oil pump 101 and the transmission oil pump 112 and the changes in the SEC side actual hydraulic pressure and the PRI side actual hydraulic pressure are all the same as in FIG.
  • P1 is a basic SEC side hydraulic pressure command value
  • P2 is a PRI side hydraulic pressure command value.
  • the SEC-side hydraulic command value is from the timing T1 at which the source pressure oil pump 101 starts to the timing T2 at which the SEC-side transmission oil passage 106 is filled with oil. It gradually increases by repeating the correction. As a result, the interval from the timing T1 to the timing T2 becomes shorter than when the basic SEC side hydraulic pressure command value is not corrected for increase.
  • the SEC side hydraulic pressure command value returns to the basic SEC side hydraulic pressure command value at timing T2.
  • step S220 in FIG. 6 the SEC-side hydraulic command value from timing T1 to timing T2 is set by correcting the basic SEC-side hydraulic command value.
  • the present invention is not limited to this.
  • a table in which the SEC side oil pressure command value corresponding to the oil temperature is set is created and stored in the controller 10, and the controller 10 directly inputs the SEC side oil pressure command value from the table. You may make it calculate.
  • the SEC side hydraulic pressure command value gradually increases from the timing T1 to the timing T2 has been described.
  • the present invention is not limited to this. For example, at the timing T1, the SEC-side hydraulic pressure command value at the timing T2 in FIG. 8 may be set and maintained until the timing T2.
  • the target hydraulic pressure of the shift oil passage 106 on the SEC pulley hydraulic chamber 42c side of the shift oil pump 112 is changed to the gear for shift. It is set higher than when the operation of the oil pump 112 is not restricted. As a result, the rate of increase of the SEC pressure is increased, so that the time during which the operation of the shift oil pump 112 is restricted is shortened compared to the case where the target oil pressure is not increased. As a result, it is possible to shorten the time required for shifting to a shiftable state as compared with the case where the target hydraulic pressure is not increased.
  • the target oil pressure while the operation of the shifting oil pump 112 is restricted is set higher as the oil temperature is lower.
  • the friction of the pumps 101 and 112 increases as the temperature decreases, according to the present embodiment, the source pressure increases as the friction increases, so the target hydraulic pressure is not increased for the time required for shifting. It can be made shorter than the case.
  • the operation of the speed change oil pump 112 is limited until oil is filled in the speed change oil passage 106 on the SEC side.
  • the transmission oil pump 112 is operated until the hydraulic pressure in the PRI-side transmission oil passage 106 reaches a predetermined pressure. Limit.
  • FIG. 10 is a flowchart showing the control routine of the present embodiment described above.
  • step S300 the controller 10 determines whether or not the actual oil pressure of the PRI-side transmission oil passage 106 has become higher than the threshold value 3.
  • the threshold 3 is a PRI pressure determined based on the target gear ratio.
  • the controller 10 starts the shift oil pump 112 in step S310.
  • FIG. 11 is a timing chart when the control routine of FIG. 10 is executed.
  • the transmission oil pump 112 starts to rotate due to the differential pressure between the SEC side and the PRI side. Since the transmission oil pump 112 rotates due to the above-described differential pressure, if the SEC-side actual hydraulic pressure continues to increase, the rotational speed of the transmission oil pump 112 also increases.
  • the PRI-side actual hydraulic pressure reaches the PRI pressure (threshold 3) determined based on the target gear ratio at timing T3, the controller 10 starts the transmission oil pump 112.
  • the speed change is performed until the PRI pressure is increased to the pressure determined based on the target speed ratio.
  • the power consumed by the oil pump 112 can be reduced. That is, the power consumption of the shifting oil pump 112 can be reduced as compared with the first and second embodiments.
  • the SEC-side command hydraulic pressure may be corrected in the same manner as in the second embodiment. In this case, as shown in FIG. 12, the correction of the SEC-side command hydraulic pressure is continued until timing T3.
  • the PRI pulley hydraulic chamber 41c side relative to the transmission oil pump 112 is present.
  • the operation of the shifting oil pump 112 is limited until the actual hydraulic pressure in the shifting oil passage 106 reaches the command hydraulic pressure. Thereby, it is possible to reduce the power consumed by the speed change oil pump 112 until the PRI pressure is increased to a pressure determined based on the target speed ratio.

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Abstract

元圧用オイルポンプによりセカンダリプーリ油室に油圧を供給し、プライマリプーリ油室とセカンダリプーリ油室との間の油路に配置された電動オイルポンプによりプライマリプーリ油室のオイルの出入りを制御する無段変速機の制御方法において、元圧用オイルポンプの始動後は、電動オイルポンプよりもセカンダリ油室側の油路にオイルが充填されるまで、電動オイルポンプの稼働を制限する。

Description

無段変速機の制御方法及び制御装置
　本発明は、無段変速機の制御に関する。
　無段変速機の油圧回路として、オイルパンからオイルを汲み上げて変速用の元圧となるライン圧を発生させる元圧用のオイルポンプと、変速用の電動オイルポンプと、を備えるものがＪＰ２００８－２４０８９４Ａ１に開示されている。上記文献に記載の油圧回路では、プライマリプーリ油室とセカンダリプーリ油室とを連通し、かつライン圧となる油路と接続される変速用油路に電動オイルポンプが介装されている。そして、上記文献に記載の油圧回路においては、電動オイルポンプによってプライマリプーリ油室のオイルの出入りを調整することで、変速制御を行う。
　ところで、上記文献に記載の油圧回路を備える無段変速機では、変速制御を行うためには変速用油路にオイルが充填されていることが必要となる。このため、油圧回路が、オイルが抜け落ちたいわゆる油落ちした状態にあるときに、エンジンが始動されて変速制御を開始すると、変速用油路にオイルが充填されるまでは電動オイルポンプがいわゆるエア噛みを起こし、異音が発生する。
　しかしながら、上記文献には油落ちした状態でエンジンが始動された場合における制御について記載されていない。
　そこで本発明では、上述したエア噛みによる異音発生のような、油落ちした状態で変速制御を開始することによる弊害を抑制し得る制御方法を提供することを目的とする。
　本発明のある態様によれば、元圧用オイルポンプによりセカンダリプーリ油室に油圧を供給し、プライマリプーリ油室とセカンダリプーリ油室との間の油路に配置された電動オイルポンプによりプライマリプーリ油室のオイルの出入りを制御する制御方法が提供される。この油圧制御方法においては、元圧用オイルポンプを始動した後、電動オイルポンプよりもセカンダリ油室側の油路にオイルが充填されるまで、電動オイルポンプの稼働が制限される。
図１は、車両の概略構成図である。 図２は、油圧回路の概略構成図である。 図３は、第１実施形態の制御ルーチンを示すフローチャートである。 図４は、図３の制御ルーチンを実行した場合のタイミングチャートである。 図５は、図３の制御ルーチンの変形例を実行した場合のタイミングチャートである。 図６は、第２実施形態の制御ルーチンを示すフローチャートである。 図７は、ＳＥＣ側油圧指令値の補正量テーブルである。 図８は、図６の制御ルーチンを実行した場合のタイミングチャートである。 図９は、ＳＥＣ側油圧指令値の算出に用いるテーブルである。 図１０は、第３実施形態の制御ルーチンを示すフローチャートである。 図１１は、図１０の制御ルーチンを実行した場合のタイミングチャートである。 図１２は、第３実施形態においてＳＥＣ側油圧指令値を補正する場合のタイミングチャートである。
　以下、添付図面を参照しながら本発明の実施形態について説明する。
　（第１実施形態）
　図１は、車両の概略構成図である。車両は、エンジン１と、ロックアップクラッチ２ａ付きトルクコンバータ２と、前後進切替機構３と、バリエータ４と、終減速機構５と、駆動輪６と、油圧回路１００と、を備える。
　エンジン１は、車両の駆動源を構成する。エンジン１の出力は、トルクコンバータ２、前後進切替機構３、バリエータ４、及び終減速機構５を介して駆動輪６へと伝達される。したがって、バリエータ４は、トルクコンバータ２や前後進切替機構３や終減速機構５とともに、エンジン１から駆動輪６に動力を伝達する動力伝達経路に設けられる。
　前後進切替機構３は、上述の動力伝達経路においてトルクコンバータ２とバリエータ４との間に設けられる。前後進切替機構３は、前進走行に対応する正転方向と後退走行に対応する逆転方向との間で、入力される回転の回転方向を切り替える。
　前後進切替機構３は具体的には、前進クラッチ３１と、後退ブレーキ３２と、を備える。前進クラッチ３１は、回転方向を正転方向とする場合に締結される。後退ブレーキ３２は、回転方向を逆転方向とする場合に締結される。前進クラッチ３１及び後退ブレーキ３２の一方は、エンジン１とバリエータ４と間の回転を断続するクラッチとして構成することができる。
　バリエータ４は、プライマリプーリ４１と、セカンダリプーリ４２と、プライマリプーリ４１及びセカンダリプーリ４２に巻き掛けられたベルト４３と、を有する。以下では、プライマリをＰＲＩとも称し、セカンダリをＳＥＣとも称す。バリエータ４は、ＰＲＩプーリ４１とＳＥＣプーリ４２との溝幅を変更することでベルト４３の巻掛け径（以下、単に「巻掛け径」ともいう）を変更し、変速を行うベルト式無段変速機構を構成している。
　ＰＲＩプーリ４１は、固定プーリ４１ａと、可動プーリ４１ｂと、を備える。コントローラ１０がＰＲＩプーリ油圧室４１ｃに供給されるオイル量を制御することにより、可動プーリ４１ｂが作動し、ＰＲＩプーリ４１の溝幅が変更される。
　ＳＥＣプーリ４２は、固定プーリ４２ａと、可動プーリ４２ｂと、を備える。コントローラ１０がＳＥＣプーリ油圧室４２ｃに供給されるプーリ圧であるＳＥＣ圧を制御することにより、可動プーリ４２ｂが作動し、ＳＥＣプーリ４２の溝幅が変更される。なお、ＰＲＩプーリ油圧室４１ｃに供給されるプーリ圧を、ＰＲＩ圧とする。
　ベルト４３は、ＰＲＩプーリ４１の固定プーリ４１ａと可動プーリ４１ｂとにより形成されるＶ字形状をなすシーブ面と、ＳＥＣプーリ４２の固定プーリ４２ａと可動プーリ４２ｂとにより形成されるＶ字形状をなすシーブ面に巻き掛けられる。
　終減速機構５は、バリエータ４からの出力回転を駆動輪６に伝達する。終減速機構５は、複数の歯車列やディファレンシャルギアを有して構成される。終減速機構５は、車軸を介して駆動輪６を回転する。
　油圧回路１００は、バリエータ４、具体的にはＰＲＩプーリ４１及びＳＥＣプーリ４２に油圧を供給する。油圧回路１００は、前後進切替機構３やロックアップクラッチ２ａ、及び図示しない潤滑系や冷却系にも油圧を供給する。油圧回路１００は具体的には、次のように構成される。
　図２は、油圧回路１００の概略構成図である。油圧回路１００は、元圧用オイルポンプ１０１と、ライン圧調整弁１０２と、減圧弁１０３と、ライン圧ソレノイドバルブ１０４と、前後進切替機構用ソレノイドバルブ１０５と、変速回路圧ソレノイドバルブ１０７と、マニュアルバルブ１０８と、ライン圧油路１０９と、低圧系制御弁１３０と、変速用回路１１０と、ライン圧用電動オイルポンプ１１１と、を備える。以下では、ソレノイドバルブをＳＯＬと称す。
　元圧用オイルポンプ１０１は、エンジン１の動力によって駆動する機械式のオイルポンプである。元圧用オイルポンプ１０１は、ライン圧油路１０９を介して、ライン圧調整弁１０２と、減圧弁１０３と、変速回路圧ＳＯＬ１０７及び変速用回路１１０と、に接続される。ライン圧油路１０９はライン圧の油路を構成する。ライン圧は、ＰＲＩ圧やＳＥＣ圧の元圧となる油圧である。
　ライン圧用電動オイルポンプ１１１は、電動モータ１１７によって駆動する。ライン圧用電動オイルポンプ１１１は、例えばアイドリング・ストップ制御によりエンジン１が停止し、これに伴い元圧用オイルポンプ１０１が停止した場合に、ライン圧を供給するために稼働する。
　ライン圧調整弁１０２は、オイルポンプ１０１が発生させる油圧を調整してライン圧を生成する。オイルポンプ１０１がライン圧を発生させることは、このようなライン圧調整弁１０２の作用のもと、ライン圧を発生させることを含む。ライン圧調整弁１０２が調圧時にリリーフするオイルは、低圧系制御弁１３０を介してロックアップクラッチ２ａ、潤滑系、冷却系に供給される。
　減圧弁１０３は、ライン圧を減圧する。減圧弁１０３によって減圧された油圧は、ライン圧ＳＯＬ１０４や前後進切替機構用ＳＯＬ１０５に供給される。
　ライン圧ＳＯＬ１０４は、リニアソレノイドバルブであり、制御電流に応じた制御油圧を生成する。ライン圧ＳＯＬ１０４が生成した制御油圧は、ライン圧調整弁１０２に供給され、ライン圧調整弁１０２は、ライン圧ＳＯＬ１０４が生成した制御油圧に応じて作動することで調圧を行う。このため、ライン圧ＳＯＬ１０４への制御電流によってライン圧ＰＬの指令値を設定することができる。
　前後進切替機構用ＳＯＬ１０５は、リニアソレノイドバルブであり、制御電流に応じた油圧を生成する。前後進切替機構用ＳＯＬ１０５が生成した油圧は、運転者の操作に応じて作動するマニュアルバルブ１０８を介して前進クラッチ３１や後退ブレーキ３２に供給される。
　変速回路圧ＳＯＬ１０７は、リニアソレノイドバルブであり、制御電流に応じて変速用回路１１０に供給する油圧を生成する。このため、変速回路圧ＳＯＬ１０７への制御電流によって変速回路圧の指令値を設定することができる。変速回路圧ＳＯＬ１０７が生成した変速回路圧は変速用油路１０６に供給される。変速回路圧は例えば、制御電流に応じた制御油圧を生成するＳＯＬと、当該ＳＯＬが生成した制御油圧に応じてライン圧ＰＬから制御回路圧を生成する調圧弁とによって生成されてもよい。
　変速用回路１１０は、変速回路圧ＳＯＬ１０７を介してライン圧油路１０９と接続される変速用油路１０６と、変速用油路１０６に介装される変速用オイルポンプ１１２と、を備える。変速用油路１０６はＰＲＩプーリ油圧室４１ｃとＳＥＣプーリ油圧室４２ｃとを連通する。
　変速用オイルポンプ１１２は、電動モータ１１３によって駆動する電動式のオイルポンプである。電動モータ１１３はインバータ１１４を介してコントローラ１０に制御される。変速用オイルポンプ１１２は、回転方向を正方向と逆方向に切り替え可能である。ここでいう正方向とは、オイルをＳＥＣプーリ油圧室４２ｃ側からＰＲＩプーリ油圧室４１ｃ側へ送る方向であり、逆方向とは、オイルをＰＲＩプーリ油圧室４１ｃ側からＳＥＣプーリ油圧室４２ｃ側へ送る方向である。
　変速用オイルポンプ１１２が正方向に回転すると、変速用油路１０６及びＳＥＣプーリ油圧室４２ｃにあるオイルがＰＲＩプーリ油圧室４１ｃに供給される。これによりＰＲＩプーリ４１の可動プーリ４１ｂが固定プーリ４１ａに近づく方向に移動し、ＰＲＩプーリ４１の溝幅が減少する。一方、ＳＥＣプーリ４２の可動プーリ４２ｂは固定プーリ４２ａから遠ざかる方向に移動し、ＳＥＣプーリ４２の溝幅が増大する。なお、変速用オイルポンプ１１２が正回転する際には、変速用オイルポンプ１１２よりもＳＥＣプーリ油圧室４２ｃ側（以下、「ＳＥＣ側」とも称する）の変速用油路１０６の油圧（以下、「ＳＥＣ側油圧」とも称する）が変速回路圧の指令値を下回らないように、ライン圧油路１０９から変速用油路１０６へオイルが供給される。変速回路圧の指令値は、ベルト４３の滑りを防止すること等を考慮して設定される。なお、変速用オイルポンプ１１２よりもＰＲＩプーリ油圧室４１ｃ側（以下、「ＰＲＩ側」とも称する）の変速用油路１０６の油圧を、ＰＲＩ側油圧とも称する。
　また、変速用オイルポンプ１１２が逆方向に回転すると、ＰＲＩプーリ油圧室４１ｃからオイルが流出する。これによりＰＲＩプーリ４１の可動プーリ４１ｂが固定プーリ４１ａから離れる方向に移動し、ＰＲＩプーリ４１の溝幅が増大する。一方、ＳＥＣプーリ４２の可動プーリ４２ｂは固定プーリ４２ａに近づく方向に移動し、ＳＥＣプーリ４２の溝幅が減少する。ＰＲＩプーリ油圧室４１ｃから流出したオイルが流入することでＳＥＣ側油圧は上昇するが、変速回路圧ＳＯＬ１０７によりＳＥＣ側油圧が指令値を超えないように制御される。すなわち、ＳＥＣ側油圧が指令値を超える場合には、変速回路圧ＳＯＬ１０７を介して変速用油路１０６からオイルが排出される。一方、ＳＥＣ側油圧が指令値未満の場合には、変速回路圧ＳＯＬ１０７を介してライン圧油路１０９からオイルが流入する。
　上記の通り、本実施形態の無段変速機では、変速用オイルポンプ１１２によりＰＲＩプーリ油圧室４１ｃのオイルの出入りを制御することによって変速を行う。変速制御の概要については後述する。
　図１に戻り、車両はコントローラ１０をさらに備える。コントローラ１０は電子制御装置であり、コントローラ１０には、センサ・スイッチ群１１からの信号が入力される。なお、コントローラ１０は、中央演算装置（ＣＰＵ）、読み出し専用メモリ（ＲＯＭ）、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）及び入出力インタフェース（Ｉ／Ｏインタフェース）を備えたマイクロコンピュータで構成される。コントローラ１０を複数のマイクロコンピュータで構成することも可能である。
　センサ・スイッチ群１１は例えば、車両のアクセル開度を検出するアクセル開度センサや、車両のブレーキ踏力を検出するブレーキセンサや、車速Ｖｓｐを検出する車速センサや、エンジン１の回転速度ＮＥを検出するエンジン回転速度センサを含む。
　センサ・スイッチ群１１はさらに例えば、ＰＲＩ圧を検出するＰＲＩ圧センサ１１５、ＳＥＣ圧を検出するＳＥＣ圧センサ１１６、ＰＲＩプーリ４１の入力側回転速度を検出するＰＲＩ回転速度センサ１２０、ＳＥＣプーリ４２の出力側回転速度を検出するＳＥＣ回転速度センサ１２１、変速用オイルポンプ１１２の回転速度を検出するポンプ回転速度センサ１１８、及びオイルの温度を検出する油温センサ１１９を含む。センサ・スイッチ群１１からの信号は例えば、他のコントローラを介してコントローラ１０に入力されてもよい。センサ・スイッチ群１１からの信号に基づき他のコントローラで生成された情報等の信号についても同様である。
　コントローラ１０は、センサ・スイッチ群１１からの信号に基づき油圧回路１００を制御する。具体的には、コントローラ１０は、図２に示すライン圧ＳＯＬ１０４や変速用回路１１０を制御する。コントローラ１０はさらに、前後進切替機構用ＳＯＬ１０５や変速回路圧ＳＯＬ１０７を制御するように構成される。
　ライン圧ＳＯＬ１０４を制御するにあたり、コントローラ１０は、ライン圧ＰＬの指令値に応じた制御電流をライン圧ＳＯＬ１０４に通電する。
　変速制御を実行するにあたり、コントローラ１０はセンサ・スイッチ群１１からの信号に基づいて目標変速比を設定する。目標変速比が定まれば、当該目標変速比を実現するための各プーリ４１、４２の巻掛け径（目標巻掛け径）が定まる。目標巻掛け径が定まれば、目標巻掛け径を実現するための各プーリ４１、４２の溝幅（目標溝幅）が定まる。
　また、変速用回路１１０では、変速用オイルポンプによるＰＲＩプーリ油圧室４１ｃからのオイルの出し入れに応じてＰＲＩプーリ４１の可動プーリ４１ｂが移動し、これに応じてＳＥＣプーリ４２の可動プーリ４２ｂも移動する。つまり、ＰＲＩプーリ４１の可動プーリ４１ｂの移動量とＳＥＣプーリ４２の可動プーリ４２ｂの移動量とには相関がある。
　そこでコントローラ１０は、ＰＲＩプーリ４１の可動プーリ４１ｂの位置が目標変速比に応じた位置になるよう変速用オイルポンプ１１２を稼働させる。可動プーリ４１ｂが所望の位置にあるか否かは、ＰＲＩ回転速度センサ１２０及びＳＥＣ回転速度センサ１２１の検出値から実変速比を算出し、この実変速比と目標変速比とが一致しているか否かによって判断する。
　また、コントローラ１０が変速用オイルポンプ１１２を稼働させるのは、変速時に限られるわけではない。目標変速比が変化しない場合でも、各プーリ油圧室４１ｃ、４２ｃからオイルがリークして実変速比が変化した場合には、コントローラ１０は変速用オイルポンプ１１２を稼働させる。本実施形態においては、このような目標変速比を維持するための制御も、変速制御に含めることとする。
　すなわち、本実施形態の変速制御は、ＰＲＩプーリ４１の可動プーリ４１ｂの位置を目標位置に収束させるフィードバック制御である。そして、当該フィードバック制御の制御対象は、各プーリ油圧室４１ｃ、４２ｃの油圧ではなく、ＰＲＩプーリ４１の溝幅、換言すると可動プーリ４１ｂの位置である。
　なお、可動プーリ４１ｂの位置を検出するセンサを設けて、可動プーリ４１ｂが目標変速比に応じた位置にあるか否かを判断してもよい。
　ところで、いわゆるイグニッションＯＦＦの状態では、元圧用オイルポンプ１０１及びライン圧用電動オイルポンプ１１１はいずれも停止するので、ライン圧油路１０９及びＳＥＣプーリ油圧室４２ｃには油圧が供給されなくなる。このため、例えば車両の運転終了から長時間が経過した場合には、油圧回路の油路からオイルが抜け落ちた、いわゆる油落ち状態となることがある。この油落ち状態でエンジン１が始動されたときに、変速制御をただちに開始すると、ライン圧油路１０９及び変速用油路１０６にオイルが充填されていない状態で変速用オイルポンプ１１２を稼働させることになる。そうすると、変速用オイルポンプ１１２がいわゆる空打ちをすることになり、上述したエア噛みによる異音が発生する。また、油落ち状態で変速用オイルポンプ１１２を稼働させると、軸受け部の潤滑が不十分となって変速用オイルポンプ１１２の劣化を招くおそれもある。
　そこで本実施形態では、油落ち状態で変速制御を開始することの弊害を抑制するために、コントローラ１０は以下に説明する制御を実行する。
　図３は、コントローラ１０がエンジン始動時に実行する、油圧回路１００の制御ルーチンを示すフローチャートである。当該制御ルーチンは、エンジン１が始動したときに実行される。
　ステップＳ１００で、コントローラ１０はＳＥＣ側の変速用油路１０６にオイルが充填されているか否かを後述する方法により判定する。コントローラ１０は、ＳＥＣ側の変速用油路１０６にオイルが充填されるまでステップＳ１００の判定を繰り返し、充填されたらステップＳ１１０で変速用オイルポンプ１１２を始動する。すなわち、ステップＳ１００では、コントローラ１０はＳＥＣ側の変速用油路１０６にオイルが充填されるまで、変速用オイルポンプ１１２の稼働を許可しないことにより、変速用オイルポンプ１１２の稼働を制限している。
　ステップＳ１００の判定方法の具体例としては、次の２つが挙げられる。
　（第１例）
　ＳＥＣ側の変速用油路１０６にオイルが充填されれば、変速用オイルポンプ１１２は、電動モータ１１３で駆動しなくても、ＳＥＣ側とＰＲＩ側との油圧差によって回転する。そこで、ポンプ回転速度センサ１１８により検出した変速用オイルポンプ１１２の回転速度が、所定の回転速度（閾値１）よりも高くなったら、コントローラ１０はＳＥＣ側の変速用油路１０６にオイルが充填されたと判定する。
　閾値１は、変速用オイルポンプ１１２が明らかに回転していると認識できる値、例えば数[ｒｐｍ]に設定する。理論上は、変速用オイルポンプ１１２の回転軸が回転し始めたことが検知されればよいので、さらに小さい値を設定してもよいが、実際には、車両振動等によって変速用オイルポンプ１１２の回転軸が動くこともある。そこで、このような車体振動等による動きを検出することによる誤判定を防止するために、上述した大きさの閾値１を設定する。
　図４は、第１例の判定を行った場合のタイミングチャートである。
　タイミングＴ１において元圧用オイルポンプ１０１が稼働開始すると、やがてＳＥＣ側の油圧（ＳＥＣ側実油圧）が上昇し始める。これに伴い変速用オイルポンプ１１２が回転し始める。そして、変速用オイルポンプ１１２の回転速度が閾値１を超えたタイミングＴ２において、コントローラ１０が変速用オイルポンプ１１２を稼働させるために電動モータ１１３を稼働させる。その後は、元圧用オイルポンプ１０１及び変速用オイルポンプ１１２の回転上昇に伴って、ＳＥＣ側実油圧及びＰＲＩ側実油圧は上昇する。
　（第２例）
　ＳＥＣ側の変速用油路１０６にオイルが充填されれば、ＳＥＣ側実油圧が上昇する。そこで、ＳＥＣ圧センサ１１６でＳＥＣ側実油圧の上昇を検知したら、つまりＳＥＣ側実油圧が所定の油圧（閾値２）を超えたら、コントローラ１０はＳＥＣ側の変速用油路１０６にオイルが充填されたと判定する。
　閾値２は、ＳＥＣ側実油圧が明らかに上昇していると認識できる値に設定する。閾値２も閾値１と同様に誤判定を防止するために、余裕をもった大きさに設定する。
　図５は、第２例の判定を行った場合のタイミングチャートである。
　元圧用オイルポンプ１０１及び変速用オイルポンプ１１２の動きと、ＳＥＣ側実油圧及びＰＲＩ側実油圧の変化は、いずれも図４と同様である。ただし、変速用オイルポンプ１１２の稼働開始を決定する根拠が、タイミングＴ２においてＳＥＣ側実油圧が閾値２より高くなったことである。
　以上のように本実施形態では、元圧用オイルポンプ１０１が始動した後は、変速用オイルポンプ（電動オイルポンプ）１１２よりもＳＥＣプーリ油圧室４２ｃ側の変速用油路１０６にオイルが充填されるまで、変速用オイルポンプ１１２の稼働を制限する。これにより、油落ちした状態で変速用オイルポンプ１１２が回転することがなくなり、エア噛みによる異音の発生や、無潤滑状態で回転することによる変速用オイルポンプ１１２の劣化を抑制することができる。
　本実施形態では、一例として、変速用オイルポンプ１１２の回転速度が所定回転速度に達したら、変速用オイルポンプ１１２の稼働を許可する。つまり、変速用オイルポンプ１１２よりもＳＥＣプーリ油圧室４２ｃ側の変速用油路１０６にオイルが充填されたか否かを、変速用オイルポンプ１１２の回転速度に基づいて判定する。これにより、仮に油圧回路１００がＳＥＣ圧センサ１１６を備えない場合でも、適切な判定をすることが可能となる。
　本実施形態では、他の例として、変速用オイルポンプ１１２よりもＳＥＣプーリ油圧室４２ｃ側の変速用油路１０６の油圧が所定油圧に達したら、変速用オイルポンプ１１２の稼働を許可する。つまり、変速用オイルポンプ１１２よりもＳＥＣプーリ油圧室４２ｃ側の変速用油路１０６にオイルが充填されたか否かを、当該油路の圧力に基づいて判定するので、正確な判定が可能となる。
　（第２実施形態）
　本実施形態は、ＳＥＣ側の変速用油路１０６にオイルが充填されるまで変速用オイルポンプ１１２の稼働を制限する点は第１実施形態と同様である。ただし、変速用オイルポンプ１１２の稼働を制限している間に、ＳＥＣ側油圧指令値を補正する点が第１実施形態と異なる。以下、この相違点を中心に説明する。
　エンジン１が始動すると、コントローラ１０は、センサ・スイッチ群１１からの信号に基づいて目標変速比を設定し、目標変速比に応じたＳＥＣ側油圧指令値を設定する。ＳＥＣ側油圧指令値が大きくなるほど、変速回路圧ソレノイドバルブ１０７を介して変速用油路１０６に流入するオイル量が多くなり、ＳＥＣ側の変速用油路１０６にオイルが充填されるまでの時間が短くなる。そこで本実施形態では、ＳＥＣ側油圧指令値を目標変速比に応じて設定される値よりも大きくすることにより、変速用オイルポンプ１１２の稼働を制限する時間を短縮する。
　図６は、本実施形態でコントローラ１０が実行する油圧回路１００の制御ルーチンを示すフローチャートである。
　ステップＳ２００で、コントローラ１０は、基本ＳＥＣ側油圧指令値を算出する。基本ＳＥＣ側油圧指令値は、目標変速比に応じたＳＥＣ側油圧指令値である。
　ステップＳ２１０で、コントローラ１０はＳＥＣ側の変速用油路１０６にオイルが充填されているか否かを判定する。判定の内容及び方法は図３のステップＳ１００と同様である。コントローラ１０は、ＳＥＣ側の変速用油路１０６にオイルが充填されている場合にはステップＳ２１０の処理を実行し、充填されていない場合にはステップＳ２２０の処理を実行する。
　ステップＳ２２０で、コントローラ１０は、基本ＳＥＣ側油圧指令値を大きくするよう補正し、補正後の値をＳＥＣ側油圧指令値とする。具体的には、例えば図７に示すような油温が低いほど大きな補正量を設定したテーブルを予め作成してコントローラ１０に格納しておき、コントローラ１０は当該テーブルに基づいて決定した補正量を基本ＳＥＣ側油圧指令値に加算する。
　コントローラ１０は、上述したステップＳ２２０の処理をＳＥＣ側の変速用油路１０６にオイルが充填されるまで繰り返したら、ステップＳ２３０において、ＳＥＣ側油圧指令値をステップＳ２００で算出した基本ＳＥＣ側油圧指令値に戻す。そして、コントローラ１０はステップＳ２４０において変速用オイルポンプ１１２を始動する。
　図８は、上述した制御を実行した場合のタイミングチャートである。元圧用オイルポンプ１０１及び変速用オイルポンプ１１２の動きと、ＳＥＣ側実油圧及びＰＲＩ側実油圧の変化は、いずれも図４と同様である。図中のＰ１は基本ＳＥＣ側油圧指令値、Ｐ２はＰＲＩ側油圧指令値である。
　図８に示すように、元圧用オイルポンプ１０１が始動開始するタイミングＴ１から、ＳＥＣ側の変速用油路１０６がオイルの充填された状態になるタイミングＴ２までの間は、ＳＥＣ側油圧指令値は補正を繰り返すことによって徐々に増大する。これにより、タイミングＴ１からタイミングＴ２までの間隔は、基本ＳＥＣ側油圧指令値を増大補正しない場合に比べて短くなる。
　そして、ＳＥＣ側油圧指令値は、タイミングＴ２で基本ＳＥＣ側油圧指令値に戻る。
　なお、図６のステップＳ２２０では基本ＳＥＣ側油圧指令値を補正することによって、タイミングＴ１からタイミングＴ２までの間におけるＳＥＣ側油圧指令値を設定したが、これに限られるわけではない。例えば、図９に示すような、油温に応じたＳＥＣ側油圧指令値を設定したテーブルを作成してコントローラ１０に格納しておき、コントローラ１０が当該テーブルからＳＥＣ側油圧指令値を直接的に算出するようにしてもよい。また、上記説明では、タイミングＴ１からタイミングＴ２までＳＥＣ側油圧指令値が徐々に増加する場合を説明したが、これに限られるわけではない。例えば、タイミングＴ１の時点で、図８のタイミングＴ２におけるＳＥＣ側油圧指令値に設定し、これをタイミングＴ２まで維持するようにしてもよい。
　以上のように本実施形態では、変速用オイルポンプ１１２の稼働を制限している間は、変速用オイルポンプ１１２よりもＳＥＣプーリ油圧室４２ｃ側の変速用油路１０６の目標油圧を、変速用オイルポンプ１１２の稼働を制限していない場合に比べて高く設定する。これにより、ＳＥＣ圧の上昇速度が高まるので、変速用オイルポンプ１１２の稼働が制限される時間が、目標油圧を高めない場合に比べて短縮される。その結果、変速可能な状態になるまでに要する時間を、目標油圧を高めない場合に比べて短くすることができる。
　本実施形態では、変速用オイルポンプ１１２の稼働を制限している間の目標油圧は、油温が低いほど高く設定する。低温時ほど各ポンプ１０１、１１２のフリクションは大きくなるが、本実施形態によればフリクションが増大するほど元圧が高くなるので、変速可能な状態になるまでに要する時間を、目標油圧を高めない場合に比べてより短くすることができる。
　（第３実施形態）
　第１実施形態及び第２実施形態では、ＳＥＣ側の変速用油路１０６にオイルが充填されるまで変速用オイルポンプ１１２の稼働を制限する。これに対し本実施形態では、ＳＥＣ側の変速用油路１０６にオイルが充填された後、さらにＰＲＩ側の変速用油路１０６の油圧が所定圧に到達するまで、変速用オイルポンプ１１２の稼働を制限する。
　図１０は、上述した本実施形態の制御ルーチンを示すフローチャートである。
　ステップＳ３００で、コントローラ１０はＰＲＩ側の変速用油路１０６の実油圧が閾値３より高くなったか否かを判定する。閾値３は、目標変速比に基づいて定まるＰＲＩ圧である。
　そして、コントローラ１０は、ＰＲＩ側の変速用油路１０６の実油圧が閾値３より高くなったら、ステップＳ３１０で変速用オイルポンプ１１２を始動する。
　図１１は、図１０の制御ルーチンを実行した場合のタイミングチャートである。
　タイミングＴ１で元圧用オイルポンプ１０１が始動すると、その後のタイミングＴ２においてＳＥＣ側実油圧が上昇を開始する。そして、ＳＥＣ側実油圧の上昇に伴い、ＳＥＣ側とＰＲＩ側との差圧によって変速用オイルポンプ１１２が回転を始める。変速用オイルポンプ１１２は前述した差圧によって回転するので、ＳＥＣ側実油圧が上昇し続ければ変速用オイルポンプ１１２の回転速度も上昇する。そして、タイミングＴ３においてＰＲＩ側実油圧が目標変速比に基づいて定まるＰＲＩ圧（閾値３）に到達したら、コントローラ１０は変速用オイルポンプ１１２を始動する。
　このように、ＰＲＩ側実油圧が目標変速比に基づいて定まるＰＲＩ圧に到達するまで変速用オイルポンプ１１２の稼働を制限すると、ＰＲＩ圧を目標変速比に基づいて定まる圧力に上昇させるまでに変速用オイルポンプ１１２が消費する電力を削減することができる。つまり、第１実施形態や第２実施形態に比べて、変速用オイルポンプ１１２の消費電力を低減することができる。
　なお、本実施形態においても、第２実施形態と同様のＳＥＣ側指令油圧の補正を行ってもよい。この場合、図１２に示すように、タイミングＴ３までＳＥＣ側指令油圧の補正が継続される。
　以上のように本実施形態では、変速用オイルポンプ１１２よりもＳＥＣプーリ油圧室４２ｃ側の変速用油路１０６にオイルが充填された後も、変速用オイルポンプ１１２よりもＰＲＩプーリ油圧室４１ｃ側の変速用油路１０６の実油圧が指令油圧に到達するまで、変速用オイルポンプ１１２の稼働を制限する。これにより、ＰＲＩ圧を目標変速比に基づいて定まる圧力に上昇させるまでに変速用オイルポンプ１１２が消費する電力を削減することができる。
　なお、上述した各実施形態では、元圧を供給するオイルポンプとして、機械式オイルポンプ（元圧用オイルポンプ１０１）と、電動オイルポンプ（ライン圧用電動オイルポンプ１１１）とを併せ持つ構成について説明したが、いずれか一方だけを備える構成であってもよい。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。
　本願は２０１６年８月２９日に日本国特許庁に出願された特願２０１６－１６６７６０に基づく優先権を主張し、この出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。

Claims (7)

  1. 　元圧用オイルポンプによりセカンダリプーリ油室に油圧を供給し、
    　プライマリプーリ油室と前記セカンダリプーリ油室との間の油路に配置された電動オイルポンプにより前記プライマリプーリ油室のオイルの出入りを制御する無段変速機の制御方法において、
    　前記元圧用オイルポンプの始動後は、前記電動オイルポンプよりも前記セカンダリプーリ油室側の前記油路にオイルが充填されるまで、前記電動オイルポンプの稼働を制限する無段変速機の制御方法。
  2. 　請求項１に記載の無段変速機の制御方法において、
    　前記電動オイルポンプの回転速度が所定回転速度に達したら、前記電動オイルポンプの稼働を許可する無段変速機の制御方法。
  3. 　請求項１に記載の無段変速機の制御方法において、
    　前記電動オイルポンプよりも前記セカンダリプーリ油室側の前記油路の油圧が所定油圧に達したら、前記電動オイルポンプの稼働を許可する無段変速機の制御方法。
  4. 　請求項１に記載の無段変速機の制御方法において、
    　前記電動オイルポンプよりも前記セカンダリプーリ油室側の前記油路にオイルが充填された後も、前記電動オイルポンプよりも前記プライマリプーリ油室側の前記油路の実油圧が指令油圧に到達するまで、前記電動オイルポンプの稼働を制限する無段変速機の制御方法。
  5. 　請求項１から４のいずれか一項に記載の無段変速機の制御方法において、
    　前記電動オイルポンプの稼働を制限している間は、前記電動オイルポンプよりも前記セカンダリプーリ油室側の前記油路の目標油圧を、前記電動オイルポンプの稼働を制限していない場合に比べて高く設定する無段変速機の制御方法。
  6. 　請求項５に記載の無段変速機の制御方法において、
    　前記電動オイルポンプの稼働を制限している間の前記目標油圧は、油温が低いほど高い無段変速機の制御方法。
  7. 　セカンダリプーリ油室に油圧を供給する元圧用オイルポンプと、
    　プライマリプーリ油室と前記セカンダリプーリ油室とを連通する油路と、
    　前記油路に介装される電動オイルポンプと、
    　前記電動オイルポンプにより前記プライマリプーリ油室のオイルの出入りを制御する制御部と、
    を備える無段変速機の制御装置において、
    　前記制御部は、前記元圧用オイルポンプの始動後に、前記電動オイルポンプよりも前記セカンダリプーリ油室側の前記油路にオイルが充填されるまで、前記電動オイルポンプの稼働を制限する無段変速機の制御装置。
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