JP4254516B2 - ベルト式無段変速機の油圧制御装置 - Google Patents

Description

この発明は、複数のプーリにベルトを巻き掛けたベルト式無段変速機の油圧制御装置に関するものである。

従来、エンジンの出力側に無段変速機を設けるとともに、無段変速機の変速比を無段階に制御することにより、エンジンの運転状態を最適な状態に近づける制御が知られている。このような無段変速機としては、ベルト式無段変速機およびトロイダル式無段変速機が知られており、ベルト式無段変速機の一例が、下記の特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載されているベルト式無段変速機は、ベルトが巻き掛けられる駆動側プーリおよび従動側プーリを有している。また、駆動側プーリおよび従動側プーリにおけるベルトの巻き掛け径を可変とする油圧サーボ装置が、それぞれ設けられている。各油圧サーボ装置は、それぞれ油室を有しており、第１のオイルポンプから吐出された圧油を、各油室に供給する油圧回路が形成されている。また第１のオイルポンプの吐出圧を調圧する調圧弁が設けられており、この調圧弁によりライン圧に調圧された圧油が、それぞれ一方弁を経由して、駆動側プーリの油室および従動側プーリの油室に供給される構成となっている。

さらに、第１のオイルポンプから各油室に圧油を供給する方向において、各一方弁の下流側に、各油室同士の間を結ぶ油路が設けられており、この油路には可逆的に油を吐出する第２のオイルポンプが設けられている。そして、第２のオイルポンプを駆動することにより、駆動側プーリの油室と従動側プーリの油室との間で、相互に油圧を給排する構成となっている。具体的には、駆動側プーリの油室の圧油を、従動側プーリの油室に供給すると、駆動側プーリの油室の油圧が低下し、従動側プーリの油室の油圧が上昇して、低速比（ロー）へ変速される一方、従動側プーリの油室の圧油を、駆動側プーリの油室に供給すると、駆動側プーリの油室の油圧が上昇し、従動側プーリの油室の油圧が低下して、高速比（ハイ）へ変速されるとされている。なお、ベルト式無段変速機の油圧制御装置は、下記の特許文献２にも記載されている。
特許第２９７５０８２号公報 特表２００２−５２３７１１号公報

しかしながら、上記の特許文献１に記載されたベルト式無段変速機の油圧制御装置においては、第２のオイルポンプによる圧油の供給特性のばらつき、および、各プーリの油室からオイル漏れなどにより、ベルト式無段変速機の変速制御が難しいという問題があった。

この発明は、上記の事情を背景にしてなされたものであり、プライマリプーリおよびセカンダリプーリの各油圧室における圧油の供給および排出の制御精度を向上することの可能なベルト式無段変速機の油圧制御装置を提供することを目的としている。

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、ベルトが巻き掛けられるプライマリプーリおよびセカンダリプーリと、前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリにおける前記ベルトの巻き掛け状態を制御するプライマリ油圧室およびセカンダリ油圧室と、前記プライマリ油圧室およびセカンダリ油圧室に圧油を供給する第１の油ポンプと、この第１の油ポンプから前記プライマリ油圧室に圧油を供給する経路に設けられた第１の逆止弁と、前記第１の油ポンプから前記セカンダリ油圧室に圧油を供給する経路に設けられた第２の逆止弁と、前記プライマリ油圧室と前記セカンダリ油圧室との間で、相互に圧油の給排をおこなわせる第２の油ポンプとを有するベルト式無段変速機の油圧制御装置において、前記第１の油ポンプから前記プライマリ油圧室に供給される圧油の油圧を制御する第１の圧力制御弁と、前記第１の油ポンプから前記セカンダリ油圧室に供給される圧油の油圧を制御する第２の圧力制御弁とが、別々に設けられているとともに、前記第１の油ポンプを駆動するエンジンと、前記第２の油ポンプを駆動する電動機と、前記エンジンが停止している場合は、前記プライマリ油圧室と前記セカンダリ油圧室との間で相互に圧油を給排する制御を停止させるとともに、オイル保持部のオイルを前記第２の油ポンプで吸引させ、この第２の油ポンプから吐出される圧油を、前記第１の圧力制御弁の入力側および第２の圧力制御弁の入力側に供給する切換装置とが設けられていることを特徴とするものである。

請求項２の発明は、請求項１の構成に加えて、前記第１の油ポンプまたは前記第２の油ポンプのいずれか一方の油ポンプの機能が低下したか否かを判断する判断手段と、いずれか一方の油ポンプの機能が低下した場合は、正常な方の油ポンプの機能により、前記プライマリ油圧室および前記セカンダリ油圧室における圧油の供給および排出を制御する油ポンプ選択手段とを備えていることを特徴とするものである。

請求項３の発明は、請求項１または２の構成に加えて、車両の走行状態に基づいて、前記プライマリ油圧室と前記セカンダリ油圧室との間で行き来する圧油の運動エネルギを電気エネルギに変換し、その電気エネルギを回収するエネルギ回収手段を有していることを特徴とするものである。

請求項４の発明は、請求項３の構成に加えて、前記エネルギ回収手段は、前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとの間における変速比が緩やかに変化する場合は、前記電気エネルギを回収する制御を実行する一方、前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとの間における変速比が急激に変化する場合は、前記電気エネルギを回収する制御を禁止する機能を、更に備えていることを特徴とするものである。

請求項５の発明は、ベルトが巻き掛けられるプライマリプーリおよびセカンダリプーリと、前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリにおける前記ベルトの巻き掛け状態を制御するプライマリ油圧室およびセカンダリ油圧室と、前記プライマリ油圧室およびセカンダリ油圧室に圧油を供給する第１の油ポンプと、この第１の油ポンプから前記プライマリ油圧室に圧油を供給する経路に設けられた第１の逆止弁と、前記第１の油ポンプから前記セカンダリ油圧室に圧油を供給する経路に設けられた第２の逆止弁と、前記プライマリ油圧室と前記セカンダリ油圧室との間で、相互に圧油の給排をおこなわせる第２の油ポンプとを有するベルト式無段変速機の油圧制御装置において、前記第１の油ポンプから前記プライマリ油圧室に供給される圧油の油圧を制御する第１の圧力制御弁と、前記第１の油ポンプから前記セカンダリ油圧室に供給される圧油の油圧を制御する第２の圧力制御弁とが、別々に設けられており、前記第１の油ポンプから前記第１の圧力制御弁および第２の圧力制御弁に至る経路の圧油を、前記第２の油ポンプを経由させて低圧部に排出する第１の制御モードと、前記プライマリ油圧室とセカンダリ油圧室との間で、前記第２の油ポンプを経由して圧油の行き来をおこなわせる第２の制御モードとを選択的に切り換え可能であるとともに、前記第１の制御モードを選択した場合における前記第２の油ポンプの仕事量と、前記第２の制御モードを選択した場合における前記第２の油ポンプの仕事量とを比較して、前記第２の油ポンプの仕事量が少なくなる方の制御モードを選択する制御モード選択手段を有していることを特徴とするものである。

各請求項の発明において、「プライマリプーリおよびセカンダリプーリにおけるベルトの巻き掛け状態」には、各プーリからベルトに加えられる挟圧力、各プーリにおける溝幅、各プーリにおけるベルトの巻き掛け半径、ベルトを経由して伝達されるトルクの容量、ベルトの張力、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間における変速比などが含まれる。また、請求項３において、オイル保持部は、プライマリ油圧室およびセカンダリ油圧室とは別に設けられている。

請求項１の発明によれば、第１の油ポンプからプライマリ油圧室に供給される圧油の油圧が、第１の圧力制御弁により制御され、第１の油ポンプからセカンダリ油圧室に供給される圧油の油圧が、第２の圧力制御弁により制御される。また、プライマリ油圧室に供給される圧油の流量、およびセカンダリ油圧室に供給される圧油の流量が、第２の油ポンプにより制御される。つまり、各油圧室に供給される圧油の油圧制御と流量制御とを、第１の油ポンプと第２の油ポンプとで分担することが可能であり、プライマリ油圧室およびセカンダリ油圧室における圧油の供給および排出の制御精度が向上する。また、請求項１の発明によれば、第１の油ポンプはエンジンにより駆動され、第２の油ポンプは電動機により駆動される。また、エンジンが停止している場合は、プライマリ油圧室とセカンダリ油圧室との間で相互に圧油の給排がおこなわれないとともに、オイル保持部のオイルが第２の油ポンプにより吸引され、この第２の油ポンプから吐出される圧油が、第１の圧力制御弁の入力側および第２の圧力制御弁の入力側に供給される。したがって、エンジンが停止している場合でも、プライマリ油圧室に供給される圧油の油圧を第１の圧力制御弁により制御し、セカンダリ油圧室に供給される圧油の油圧を、第２の圧力制御弁により制御することが可能である。

請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の効果を得ることができる他に、いずれか一方の油ポンプの機能が低下した場合でも、正常な方の油ポンプにより、油圧室に圧油を供給、または油圧室から圧油を排出して、ベルト式無段変速機の変速制御を実行することが可能である。

請求項３の発明によれば、請求項１または２の発明と同様の効果を得ることができる他に、車両の走行状態に基づいて、プライマリ油圧室とセカンダリ油圧室との間で行き来するオイルの運動エネルギを電気エネルギに変換し、その電気エネルギを回収することができる。

請求項４の発明によれば、請求項３の発明と同様の効果に加えて、急変速時には、プライマリ油圧室とセカンダリ油圧室との間における圧油の行き来が迅速におこなわれて、変速応答性の低下を抑制できる。したがって、電気エネルギの回収性と、変速応答性とのバランスを図ることが可能である。

請求項５の発明によれば、第１の油ポンプからプライマリ油圧室に供給される圧油の油圧が、第１の圧力制御弁により制御され、第１の油ポンプからセカンダリ油圧室に供給される圧油の油圧が、第２の圧力制御弁により制御される。また、プライマリ油圧室に供給される圧油の流量、およびセカンダリ油圧室に供給される圧油の流量が、第２の油ポンプにより制御される。つまり、各油圧室に供給される圧油の油圧制御と流量制御とを、第１の油ポンプと第２の油ポンプとで分担することが可能であり、プライマリ油圧室およびセカンダリ油圧室における圧油の供給および排出の制御精度が向上する。また、請求項５の発明によれば、第１の制御モードを選択した場合における第２の油ポンプの仕事量と、第２の制御モードを選択した場合における第２の油ポンプの仕事量とを比較して、第２の油ポンプの仕事量が少ない方の制御モードを選択することができる。したがって、第２の油ポンプの効率が向上する。

つぎに、この発明を具体例に基づいて説明する。図２には、この発明の対象例である車両Ｖｅのパワートレーンおよび制御系統の一例が、模式的に示されている。ここに示すパワートレーンにおいては、エンジン１のトルクが、流体伝動装置９および前後進切換装置８を介してベルト式無段変速機４に伝達されるように構成されている。エンジン１はクランクシャフト７０を有しており、クランクシャフト７０に連結される流体伝動装置９として、図２の実施例ではトルクコンバータが用いられている。以下、流体伝動装置９を“トルクコンバータ９”と記す。

このトルクコンバータ９は、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２とを有している。フロントカバー１０には円筒部７１が連続されており、円筒部７１であって、フロントカバー１０とは反対側の端部に、ポンプインペラ１１が形成されている。タービンランナ１２は円筒部７１の内部に配置されており、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２とが対向して設けられている。タービンランナ１２はシャフト５０と一体回転するように連結されている。これらのポンプインペラ１１とタービンランナ１２とには、多数のブレード（図示せず）が設けられており、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との間で、オイルの運動エネルギにより動力伝達がおこなわれる。

また、ポンプインペラ１１とタービンランナ１２との内周側の部分には、タービンランナ１２から送り出されたフルードの流動方向を選択的に変化させてポンプインペラ１１に流入させるステータ１３が配置されている。このステータ１３は、一方向クラッチ１４を介して、所定の固定部（ケーシング）１５に連結されている。

このトルクコンバータ９は、ロックアップクラッチ１６を備えている。ロックアップクラッチ１６は、円筒部７１の内部に設けられており、フロントカバー１０からシャフト５０に至る動力伝達経路に対して並列に配置されたものである。また、円筒部７１の内部には第１の油圧室７２と第２の油圧室７３とが形成されている。ロックアップクラッチ１６は、シャフト５０と一体回転するように取り付けられているとともに、シャフト５０の軸線方向に移動可能に構成されている。そして、第１の油圧室７２の油圧と、第２の油圧室７３の油圧との対応関係に基づいて、シャフト５０の軸線方向におけるロックアップクラッチ１６の動作が制御される。さらにまた、第１の油圧室７２および第２の油圧室７３に供給されるオイルの圧力を制御する機能を有する油圧制御装置５９が設けられている。

前後進切換装置８は、エンジン１の回転方向が一方向に限られていることに伴って採用されている機構であって、前後進切換装置８は、シャフト５０の回転方向に対するプライマリシャフト５１の回転方向を切り換える機能を備えている。また、前後進切換装置８は、シャフト５０とプライマリシャフト５１とを、動力伝達可能な状態に連結する機能と、シャフト５０とプライマリシャフト５１との間における動力伝達を遮断する機能とを有している。

図２に示す例では、前後進切換装置８としてダブルピニオン型の遊星歯車機構が採用されている。すなわち、シャフト５０と一体回転するサンギヤ１７と、サンギヤ１７と同心状に配置されたリングギヤ１８とが設けられ、これらのサンギヤ１７とリングギヤ１８との間に、サンギヤ１７に噛合したピニオンギヤ１９と、ピニオンギヤ１９およびリングギヤ１８に噛合した他のピニオンギヤ２０とが配置され、ピニオンギヤ１９，２０がキャリヤ２１によって、自転かつ公転自在に保持されている。

さらに、サンギヤ１７およびシャフト５０と、キャリヤ２１とを一体回転可能に連結する前進用クラッチ２２が設けられている。またリングギヤ１８を選択的に固定することにより、シャフト５０の回転方向に対するプライマリシャフト５１の回転方向を反転する後進用ブレーキ２３が設けられている。上記前進用クラッチ２２および後進用ブレーキ２３の係合・解放を制御する油圧サーボ機構（図示せず）が設けられており、油圧サーボ機構の油圧は油圧制御装置５９により制御される。なお、プライマリシャフト５１とキャリヤ２１とが一体回転するように連結されている。

前記ベルト式無段変速機４は、互いに平行に配置されたプライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５とを有する。まず、プライマリプーリ２４は、プライマリシャフト５１と一体回転するように構成されており、プライマリプーリ２４は、固定シーブ５２と、ピストン（図示せず）に連結された可動シーブ５３とを有している。そして、可動シーブ５３を、プライマリシャフト５１の軸線方向に動作させる油圧式のアクチュエータ（油圧サーボ機構）２６が設けられている。

これに対して、セカンダリプーリ２５は、セカンダリシャフト５５と一体回転するように構成されており、セカンダリプーリ２５は、固定シーブ５４と、ピストン（図示せず）に連結された可動シーブ５６とを有している。さらに、可動シーブ５６をセカンダリシャフト５５の軸線方向に動作させる油圧式のアクチュエータ（油圧サーボ機構）２７が設けられている。さらに、プライマリプーリ２４およびセカンダリプーリ２５には環状のベルト２８が巻き掛けられている。さらに、上記アクチュエータ２６の油圧室（後述）およびアクチュエータ２７の油圧室（後述）における圧油の供給および排出は、油圧制御装置５９により制御される。なお、セカンダリシャフト５５には歯車伝動装置２９を経由してデファレンシャル６が連結されており、デファレンシャル６には車輪（前輪）２が連結されている。

つぎに、図２に示された車両Ｖｅの制御系統を説明する。まず、電子制御装置（ＥＣＵ）３４が設けられており、この電子制御装置３４は、演算処理装置（ＣＰＵまたはＭＰＵ）と、記憶装置（ＲＡＭおよびＲＯＭ）と、入出力インターフェースとを有するマイクロコンピュータにより構成されている。この電子制御装置３４には、エンジン回転速度センサ３０の信号、タービンランナ１２の回転速度を検出するタービン回転速度センサ３１の信号、プライマリシャフト５１の回転速度を検出する入力回転速度センサ３２の信号、セカンダリシャフト５５の回転速度を検出する出力回転速度センサ３３の信号、アクセル開度センサ５７の信号、シフトポジションセンサ６０の信号、ブレーキスイッチ７４の信号、イグニッションスイッチ５８の信号などが入力される。そして、入力回転速度センサ３２の信号および出力回転速度センサ３３の信号に基づいて、ベルト式無段変速機４の変速比が算出されるとともに、出力回転速度センサ３３の信号に基づいて車速が算出される。

前記シフトポジションセンサ６０は、車両Ｖｅの乗員が操作するシフトポジション選択装置（図示せず）の操作状態を検知するものである。このシフトポジションセンサ６０により、例えば、パーキングポジション、リバースポジション、ニュートラルポジション、ドライブポジション、ローポジションなどが検知される。これに対して、電子制御装置３４からは、エンジン１を制御する信号、油圧制御装置５９を制御する信号、ベルト式無段変速機４を制御する信号、ロックアップクラッチ１６を制御する信号、前後進切換装置８を制御する信号、電動機（後述）および切換ソレノイドバルブ（後述）を制御する信号などが出力される。

上記のように構成された車両Ｖｅにおいて、エンジン１が運転されると、エンジン１から出力されたトルクが、トルクコンバータ９、前後進切換装置８、ベルト式無段変速機４を経由して車輪２に伝達される。また、電子制御装置３４にはロックアップクラッチ制御マップが記憶されており、ロックアップクラッチ制御マップに基づいて、ロックアップクラッチ１６の伝達トルク容量（言い換えれば、係合油圧、係合圧、係合状態）が制御され、ロックアップクラッチ１６が解放（具体的には完全解放）またはスリップまたは係合（具体的には完全係合）される。

つぎに、前後進切換装置８の制御について説明する。前記シフトポジションセンサ６０により、ローポジションまたはドライブポジションが検知された場合は、前後進切換装置８の前進用クラッチ２２が係合され、かつ、後進用ブレーキ２３が解放される。すると、シャフト５０とキャリヤ２１とが一体回転し、シャフト５０のトルクがプライマリシャフト５１に伝達されるとともに、プライマリシャフト５１のトルクが車輪２に伝達されて、車両Ｖｅを前進させる向きの駆動力が発生する。このとき、シャフト５０およびプライマリシャフト５１が同方向に回転する。

これに対して、シフトポジションセンサ６０により、リバースポジションが検知された場合は、前進用クラッチ２２が解放され、かつ、後進用ブレーキ２３が係合される。すると、エンジントルクがサンギヤ１７に伝達された場合は、リングギヤ１８が反力要素となって、サンギヤ１７のトルクがキャリヤ２１を経由してプライマリシャフト５１に伝達される。プライマリシャフト５１のトルクが車輪２に伝達されると、車両Ｖｅを後進させる向きの駆動力が発生する。この場合、シャフト５０とプライマリシャフト５１とは逆方向に回転する。なお、ニュートラルポジションまたはパーキングポジションが選択された場合は、前進用クラッチ２２および後進用ブレーキ２３が解放されて、シャフト５０とプライマリシャフト５１との間における動力伝達が遮断される。

つぎに、ベルト式無段変速機４の制御を説明する。前記のように、エンジントルクがプライマリシャフト５１に伝達されるとともに、電子制御装置３４に入力される各種の信号、および電子制御装置３４に予め記憶されているデータに基づいて、ベルト式無段変速機４が制御される。すなわち、可動シーブ５３に加えられる軸線方向の推力、および可動シーブ５６に加えられる軸線方向の推力が制御され、プライマリプーリ２４およびセカンダリプーリ２５におけるベルト２８の巻掛け状態が制御される。具体的には、アクチュエータ２６の油圧室の油圧が上昇した場合は、ピストンを経由して可動シーブ５３に加えられる推力が増加し、アクチュエータ２６の油圧室の油圧が低下した場合は、可動シーブ５３に加えられる推力が低下する。また、アクチュエータ２７の油圧室の油圧が上昇した場合は、ピストンを経由して可動シーブ５６に加えられる推力が増加し、アクチュエータ２７の油圧室の油圧が低下した場合は、可動シーブ５６に加えられる推力が低下する。

そして、可動シーブ５３の推力に応じて、プライマリプーリ２４からベルト２８に加えられる挟圧力と、可動シーブ５６の推力に応じて、セカンダリプーリ２５からベルト２８に加えられる挟圧力との相対関係に応じて、プライマリプーリ２４およびセカンダリプーリ２５におけるベルト２８の巻き掛け半径が制御され、かつ、ベルト２８のトルク容量が制御される。上記ベルト２８の巻き掛け半径に応じて、ベルト式無段変速機４の変速比が決定される。ベルト式無段変速機４の変速比とは、プライマリプーリ２４の回転速度と、セカンダリプーリ２５の回転速度との比である。すなわち、プライマリプーリ２４におけるベルト２８の巻き掛け半径が大きくなるとともに、セカンダリプーリ２５におけるベルト２８の巻き掛け半径が小さくなる変速が、増速変速である。これに対して、プライマリプーリ２４におけるベルト２８の巻き掛け半径が小さくなるとともに、セカンダリプーリ２５におけるベルト２８の巻き掛け半径が大きくなる変速が、減速変速である。さらに、プライマリプーリ２４におけるベルト２８の巻き掛け半径、およびセカンダリプーリ２５におけるベルト２８の巻き掛け半径が共に変化しない場合は、変速比が略一定に制御されていることになる。

前記のような減速変速を実行する場合は、可動シーブ５３に加えられる推力を上昇させ、かつ、可動シーブ５６に加えられる推力を上昇させる第１の制御、または、可動シーブ５３に加えられる推力を低下させ、かつ、可動シーブ５６に加えられる推力を低下させる第２の制御、または、可動シーブ５３に加えられる推力を低下させ、かつ、可動シーブ５６に加えられる推力を上昇させる第３の制御のいずれかを選択可能である。また、増速変速を実行する場合は、可動シーブ５３に加えられる推力を上昇させ、かつ、可動シーブ５６に加えられる推力を上昇させる第１の制御、または、可動シーブ５３に加えられる推力を低下させ、かつ、可動シーブ５６に加えられる推力を低下させる第２の制御、または、可動シーブ５３に加えられる推力を上昇させ、かつ、可動シーブ５６に加えられる推力を低下させる第３の制御のいずれかを選択可能である。変速比を略一定に制御する場合は、可動シーブ５３，５６に加えられる推力を略一定にする制御が実行される。

つぎに、前述した油圧制御装置５９の一部を構成する油圧回路の構成例を、図１に基づいて説明する。この実施例１は、請求項１および請求項２の発明に対応する実施例である。図１に示された油圧回路８０は、主としてベルト式無段変速機４を制御する部分を示している。まず、前記アクチュエータ２６はプライマリ油圧室８１を有し、アクチュエータ２７はセカンダリ油圧室８２を有している。また、プライマリ油圧室８１およびセカンダリ油圧室８２に供給される圧油を吐出する油ポンプ８３が設けられている。この油ポンプ８３はエンジン１の動力により駆動されて、オイルパン８４のオイルを吸い込む構成となっており、油ポンプ８３から吐出された圧油が供給される油路８５が設けられている。この油路８５の圧油が、前後進切換装置８の油圧サーボ機構およびトルクコンバータ９に供給される構成となっている。

また、油路８５はプライマリシーブ圧制御弁（減圧弁）８６に接続されているとともに、油路８５には油ポンプ用逆止弁８７および第１の逆止弁８８が設けられている。ここで、油ポンプ８３から吐出された圧油が、油路８５を経由してプライマリシーブ圧制御弁８６に供給される圧油の流れ方向において、油ポンプ用逆止弁８７の方が第１の逆止弁８８よりも上流に配置されている。また、油路８５であって、油ポンプ用逆止弁８７と第１の逆止弁８８との間から分岐する油路８９が設けられており、この油路８９にはライン圧制御弁９０およびセカンダリシーブ圧制御弁（減圧弁）９１が接続されている。

前記油ポンプ用逆止弁８７は、油ポンプ８３から油路８５に圧油が吐出されることを許容し、油路８５であって、油路８９との接続部分付近の圧油が油ポンプ８３に逆流することを防止する機能を有している。さらに、第１の逆止弁８８は、油路８５であって、油路８９との接続部分付近の圧油がプライマリシーブ圧制御弁８６側に供給されることを許容し、プライマリシーブ圧制御弁８６側の圧油が、油路８５であって、油路８９との接続部分付近に逆流することを防止する機能を有している。

前記ライン圧制御弁９０は、入力ポート９２およびドレーンポート９３およびフィードバックポート９４を有しており、油路８５，８９の油圧に応じて、油路９５からドレーンポート９３に排出される圧油の流量が制御される。そして、入力ポート９２が油路９５を経由して油路８９に接続されている。また、ドレーンポート９３はオイルパン８４に接続されている。前記油路８９には第２の逆止弁９６が設けられている。なお、油路９５は、油路８９であって、第２の逆止弁９６と油路８５との間に接続されている。

さらに、第２の逆止弁９６は、油路８９であって、油路９５との接続部分付近の圧油がセカンダリシーブ圧制御弁９１側に供給されることを許容し、セカンダリシーブ圧制御弁９１側の圧油が、油路８９であって、油路９５との接続部分付近に逆流することを防止する機能を有している。

前記プライマリシーブ圧制御弁８６の構成を、図３に基づいて説明する。プライマリシーブ圧制御弁８６は、直線状に往復移動可能なスプール９７と、スプール９７を所定の向きに付勢する弾性部材９８とを有している。スプール９７には、ランド部９９，１００が形成されている。また、プライマリシーブ圧制御弁８６は、入力ポート１０１および出力ポート１０２およびドレーンポート１０３およびフィードバックポート１０４および信号圧ポート１０５を有しており、油路８５が入力ポート１０１に接続されている。

また、出力ポート１０２には油路１０６が接続されており、油路１０６の油圧がフィードバックポート１０４に入力される。このフィードバックポート１０４の油圧に応じて、弾性部材９８の付勢力とは逆向きにスプール９７を付勢する力が生じる。さらに、ドレーンポート１０３はオイルパン８４に接続されている。さらにまた、信号圧ポート１０５には、リニアソレノイドバルブ（図示せず）から出力される信号圧が入力される。信号圧ポート１０５の油圧により、弾性部材９８と同じ向きにスプール９７を付勢する力が生じる。そして、油路１０６が、アクチュエータ２６のプライマリ油圧室８１に接続されている。そして、プライマリ油圧室８１の油圧がピストン（図示せず）に伝達される構成となっている。

つぎに、前記セカンダリシーブ圧制御弁９１の構成を、図４に基づいて説明する。セカンダリシーブ圧制御弁９１は、直線状に往復移動可能なスプール１０７と、スプール１０７を所定の向きに付勢する弾性部材１０８とを有している。スプール１０７には、ランド部１０９，１１０が形成されている。また、セカンダリシーブ圧制御弁９１は、入力ポート１１１および出力ポート１１２およびドレーンポート１１３およびフィードバックポート１１４および信号圧ポート１１５を有しており、油路８９が入力ポート１１１に接続されている。

また、出力ポート１１２には油路１１６が接続されており、油路１１６の油圧がフィードバックポート１１４に入力される。このフィードバックポート１１４の油圧に応じて、弾性部材１０８の付勢力とは逆向きにスプール１０７を付勢する力が生じる。さらに、ドレーンポート１１３はオイルパン８４に接続されている。さらにまた、信号圧ポート１１５には、リニアソレノイドバルブ（図示せず）から出力される信号圧が入力される。信号圧ポート１１５の油圧により、弾性部材１０８と同じ向きにスプール１０７を付勢する力が生じる。そして、油路１１６が、アクチュエータ２７のセカンダリ油圧室８２に接続されている。そして、セカンダリ油圧室８２の油圧がピストン（図示せず）に伝達される構成となっている。

ところで、前記油路１０６と油路１１６とを接続する油路１１７が設けられており、油路１１７には可逆・可変ポンプ１１８が設けられている。また、可逆・可変ポンプ１１８を駆動する電動機１１９が設けられているとともに、電動機１１９との間で電力の授受をおこなう蓄電装置１２０およびインバータ１２１が設けられている。ここで、電動機１１９は、車両Ｖｅの駆動力源としての機能を有するもの、車両Ｖｅの駆動力源としての機能を有していないもの、のいずれでもよい。さらに、電動機１１９は、電気エネルギを運動エネルギに変換する力行機能と、運動エネルギを電気エネルギに変換する回生機能とを備えた発電・電動機である。なお、蓄電装置１２０としては、バッテリまたはキャパシタのいずれを用いてもよい。

そして、電動機１１９により可逆・可変ポンプ１１８を駆動することにより、圧油の吐出方向および流量を制御可能である。すなわち、可逆・可変ポンプ１１８の回転方向を正逆に切り換えることにより、油路１０６のオイルを吸引して油路１１６に吐出するモードと、油路１１６のオイルを吸引して油路１１６に吐出するモードとを選択的に切替可能である。また、可逆・可変ポンプ１１８は、油路１０６と油路１１６との間で、相互に吸引および吐出するオイル量を変更可能である。

つぎに、図１に示された油圧回路８０の作用を説明する。まず、エンジン１が運転されて、油ポンプ８３が駆動されると、油路８５に圧油が供給される。油路８５に供給された圧油は、油路８９，９５にも供給されて、油路８５，８９，９５の油圧が所定油圧以下である場合は、ライン圧制御弁９０の入力ポート９２とドレーンポート９３とが遮断され、油路８５，８９，９５の油圧が上昇する。油路８５，８９，９５の油圧が所定油圧を越えた場合は、ライン圧制御弁９０の入力ポート９２とドレーンポート９３とが連通される。このため、油路８５，８９，９５のオイルが、ドレーンポート９３を経由してオイルパン８４に排出されて、油路８５，８９，９５の油圧の上昇が抑制される。なお、ライン圧制御弁９０の入力ポート９２とドレーンポート９３とが連通している場合に、油路８５，８９，９５の油圧が所定油圧以下に低下した場合は、油路９５からドレーンポート９３に排出される圧油の流量が減少して、油路８５，８９，９５の油圧の低下が抑制される。このように、ライン圧制御弁９０の機能により、油路８５，８９，９５の油圧、すなわちライン圧が調圧される。

このようにして調圧された圧油が、プライマリシーブ圧制御弁８６の入力ポート１０１およびセカンダリシーブ圧制御弁９１の入力ポート１１１に供給される。まず、プライマリプーリ２４のプライマリ油圧室８１の油圧制御について説明する。プライマリ油圧室８１の油圧を高める条件が成立した場合は、プライマリシーブ圧制御弁８６の信号圧ポート１０５に入力される信号圧が上昇される。すると、信号圧ポート１０５の油圧に応じた付勢力により、スプール９７が図３において上向きに動作し、油路８５から油路１０６に供給される圧油の流量が増加するとともに、ドレーンポート１０３が遮断される。このため、プライマリシーブ圧制御弁８６の出力ポート１０２から、油路１０６を経由してプライマリ油圧室８１に供給される圧油の油圧が上昇する。

これに対して、プライマリ油圧室８１の油圧を低下させる条件が成立した場合は、プライマリシーブ圧制御弁８６の信号圧ポート１０５に入力される信号圧が低下される。すると、フィードバックポート１０４の油圧に応じた付勢力により、スプール９７が図３において下向きに動作し、油路１０６からドレーンポート１０３に排出される圧油の流量が増加するとともに、入力ポート１０１が遮断されて、油路８５から油路１０６に圧油が供給されなくなる。このようにして、プライマリ油圧室８１の油圧が低下する。

さらに、プライマリ油圧室８１の油圧を略一定に維持する条件が成立した場合は、フィードバックポート１０４の油圧に応じた付勢力と、信号圧ポート１０５の信号圧に応じた付勢力および弾性部材９８の付勢力との対応関係によりスプール９７が動作して、入力ポート１０１およびドレーンポート１０３が共に遮断されるように、信号圧ポート１０５に入力される信号圧が制御される。

つぎに、セカンダリプーリ２５のセカンダリ油圧室８２の油圧制御について説明する。セカンダリ油圧室８２の油圧を高める条件が成立した場合は、セカンダリシーブ圧制御弁９１の信号圧ポート１１５に入力される信号圧が上昇される。すると、信号圧ポート１１５の油圧に応じた付勢力により、スプール１０７が図４において上向きに動作し、油路８９から油路１１６に供給される圧油の流量が増加するとともに、ドレーンポート１１３が遮断される。このため、セカンダリシーブ圧制御弁９１から、油路１０６を経由してセカンダリ油圧室８２に供給される圧油の油圧が高められる。

これに対して、セカンダリ油圧室８２の油圧を低下させる条件が成立した場合は、セカンダリシーブ圧制御弁９１の信号圧ポート１１５に入力される信号圧が低下される。すると、フィードバックポート１１４の油圧に応じた付勢力により、スプール１０７が図４において下向きに動作し、油路１１６からドレーンポート１１３に排出される圧油の流量が増加するとともに、入力ポート１１１が遮断されて、油路８９から油路１１６に圧油が供給されなくなる。したがって、セカンダリ油圧室８２の油圧が低下する。

さらに、セカンダリ油圧室８２の油圧を略一定に維持する条件が成立した場合は、フィードバックポート１１４の油圧に応じた付勢力と、信号圧ポート１１５の信号圧に応じた付勢力および弾性部材１０８の付勢力との対応関係によりスプール１０７が動作して、入力ポート１１１およびドレーンポート１１３が共に遮断されるように、信号圧ポート１１５に入力される信号圧が制御される。

ところで、油圧回路８０においては、プライマリシーブ圧制御弁８６によりプライマリ油圧室８１の油圧を制御し、かつ、セカンダリシーブ圧制御弁９１によりセカンダリ油圧室８２の油圧を制御することに並行して、可逆・可変ポンプ１１８を制御することにより、プライマリ油圧室８１とセカンダリ油圧室８２との間で、相互にオイルを行き来させることが可能である。例えば、プライマリ油圧室８１の油圧を高めて急増速を実行する場合に、電動機１１９により可逆・可変ポンプ１１８を駆動させて、セカンダリ油圧室８２のオイルを、油路１１６を経由して汲み上げるとともに、汲み上げたオイルを油路１０６を経由させてプライマリ油圧室８１に供給して、プライマリ油圧室８１の油圧を高める制御を実行することが可能である。

これとは逆に、セカンダリ油圧室８２の油圧を高めて急減速を実行する場合に、電動機１１９により可逆・可変ポンプ１１８を駆動させて、プライマリ油圧室８１のオイルを、油路１０６を経由して汲み上げるとともに、汲み上げたオイルを油路１１６を経由させてセカンダリ油圧室８２に供給して、セカンダリ油圧室８２の油圧を高める制御を実行することが可能である。なお、プライマリ油圧室８１とセカンダリ油圧室８２との間で相互にオイルを行き来させる必要がない場合、例えば、ベルト式無段変速機４の変速比を略一定に維持させる条件が成立した場合、または、プライマリ油圧室８１およびセカンダリ油圧室８２に供給される圧油の全てを、油ポンプ８３から吐出される圧油で賄う場合は、可逆・可変ポンプ１１８を停止させる制御が実行される。

このように、実施例１においては、油ポンプ８３からプライマリ油圧室８１に供給される圧油の油圧が、プライマリシーブ圧制御弁８６により制御され、油ポンプ８３からセカンダリ油圧室８２に供給される圧油の油圧が、セカンダリシーブ圧制御弁９１により制御される。また、プライマリ油圧室８１に供給される圧油の流量、およびセカンダリ油圧室８２に供給される圧油の流量を、可逆・可変ポンプ１１８により制御することが可能である。つまり、プライマリ油圧室８１およびセカンダリ油圧室８２に供給される圧油の油圧制御と流量制御とを、油ポンプ８３と可逆・可変ポンプ１１８とで分担することが可能であり、プライマリ油圧室８１およびセカンダリ油圧室８２における圧油の供給および排出の制御精度が向上する。

このため、可逆・可変ポンプ１１８の回転数のバラツキ、または、プライマリ油圧室８１およびセカンダリ油圧室８２からのオイル漏れのバラツキなどの条件によることなく、プライマリプーリ２４およびセカンダリプーリ２５において、必要最少の挟圧力をベルト２８に加えることが可能である。ここで、必要最小の挟圧力とは、ベルト２８の滑りを回避できる程度の挟圧力を意味する。したがって、プライマリプーリ２４とセカンダリプーリ２５との間における動力伝達効率の向上、および耐久性・信頼性の向上を図ることが可能であるとともに、安定した変速特性を確保可能である。

以上のように、実施例１においては、ベルト式無段変速機４の変速比を変更する場合に、可逆・可変オイルポンプ１１８を駆動する制御を実行することにより、油ポンプ８３で汲み上げるべきオイル量を低減することが可能である。したがって、油ポンプ８３の容量を低減化することが可能である。

ところで、実施例１においては、油ポンプ８３または可逆・可変ポンプ１１８のいずれか一方により、プライマリ油圧室８１およびセカンダリ油圧室８２における圧油の供給および排出を制御することが可能であり、その制御例を、図５のフローチャートに基づいて説明する。まず、油ポンプ８３または可逆・可変ポンプ１１８のいずれか一方の機能が低下しているか否かが判断される（ステップＳ１）。

例えば、油ポンプ８３または可逆・可変ポンプ１１８のいずれか一方がフェールして、圧油を吐出できないか、または吐出油圧（吐出オイル量）を制御できない場合は、ステップＳ１で肯定的に判断されて、正常な方の油ポンプにより、プライマリ油圧室８１およびセカンダリ油圧室８２における圧油の供給および排出が制御され（ステップＳ２）、図５の制御ルーチンを終了する。これに対して、ステップＳ１で否定的に判断された場合は、図５に示す制御ルーチンを終了する。このように、いずれか一方の油ポンプがフェールした場合でも、図５に示す制御例を実行することにより、ベルト式無段変速機４の変速比を制御することが可能であり、車両Ｖｅのリンプフォーム走行に寄与できる。

ここで、実施例１の構成と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、油ポンプ８３が、この発明の第１の油ポンプに相当し、可逆・可変ポンプ１１８が、この発明の第２の油ポンプに相当し、プライマリシーブ圧制御弁８６が、この発明の第１の圧力制御弁に相当し、セカンダリシーブ圧制御弁９１が、この発明の第２の圧力制御弁に相当する。また、図５に示された機能的手段と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、ステップＳ１がこの発明の判断手段に相当し、ステップＳ２が、この発明の油ポンプ選択手段に相当する。

この実施例１に示された特徴的な構成を記載すれば以下のとおりである。すなわち、ベルトが巻き掛けられるプライマリプーリおよびセカンダリプーリと、前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリにおける前記ベルトの巻き掛け状態を制御するプライマリ油圧室およびセカンダリ油圧室と、前記プライマリ油圧室およびセカンダリ油圧室に圧油を供給する第１の油ポンプと、この第１の油ポンプから前記プライマリ油圧室に圧油を供給する経路に設けられた第１の逆止弁と、前記第１の油ポンプから前記セカンダリ油圧室に圧油を供給する経路に設けられた第２の逆止弁と、前記プライマリ油圧室と前記セカンダリ油圧室との間で、相互に圧油の給排をおこなわせる第２の油ポンプとを有するベルト式無段変速機の油圧制御装置において、前記第１の油ポンプから前記プライマリ油圧室に供給される圧油の油圧を制御する第１の圧力制御弁と、前記第１の油ポンプから前記セカンダリ油圧室に供給される圧油の油圧を制御する第２の圧力制御弁とが、別々に設けられているとともに、前記第１の逆止弁からプライマリ油圧室に至る経路に第１の圧力制御弁が配置され、前記第２の逆止弁からセカンダリ油圧室に至る経路に第２の圧力制御弁が配置されていることを特徴とするベルト式無段変速機の油圧制御装置である。

また、特許請求の範囲の請求項２に記載された判断手段を、判断器または判断用コントローラと読み替え、油ポンプ選択手段を、油ポンプ選択器または油ポンプ選択用コントローラと読み替えることも可能である。この場合、電子制御装置３４が、判断器、判断用コントローラ、油ポンプ選択器、油ポンプ選択用コントローラに相当する。更にまた、請求項２に記載された判断手段を、判断ステップと読み替え、油ポンプ選択手段を、油ポンプ選択ステップと読み替え、ベルト式無段変速機の油圧制御装置をベルト式無段変速機の油圧制御方法と読み替えることも可能である。この場合、図５のステップＳ１が、判断ステップに相当し、ステップＳ２が油ポンプ選択ステップに相当する。

前記油圧制御装置５９の一部を構成する油圧回路の他の構成例を、図６に基づいて説明する。この実施例２は、請求項３の発明に対応する実施例である。図６の構成において、図１，図３，図４の構成と同じ構成については、図１，図３，図４と同じ符号を付して、その構成の説明を省略する。

前記可逆・可変ポンプ１１８はポート１２２，１２３を有しており、ポート１２２，１２３が切換弁１２４に接続されている。切換弁１２４は、直線状に動作可能なスプール１２５と、スプール１２５を所定の向きに付勢する弾性部材１２６と、ポート１２７，１２８，１２９，１３０，１３１，１３２と、信号圧ポート１３３とを有している。そして、ポート１２７とポート１２２とが油路１３４により接続され、ポート１２８と油路８９とが油路１３５により接続され、ポート１２９とポート１２３とが油路１３６により接続され、ポート１３０とオイルパン８４とが油路１３７により接続され、ポート１３１と油路１０６とが油路１３８により接続され、ポート１３２と油路１１６とが油路１３９により接続されている。

また、切換弁１２４の信号圧ポート１３３に信号圧を入力する切換ソレノイドバルブ１４０が設けられており、信号圧ポート１３３の信号圧に応じて、スプール１２５を弾性部材１２６とは逆向きに付勢する力が生じる。ここで、切換ソレノイドバルブ１４０としては、非通電状態で信号圧が最低圧となるノーマルクローズ形式のソレノイドバルブを用いることが可能である。この切換ソレノイドバルブ１４０は電子制御装置３４により制御される。

つぎに、図６に示す油圧回路８０の作用を説明する。図６に示す油圧回路８０において、図１，図３，図４と同じ構成部分については、図１，図３，図４と同じ作用効果を得ることが可能である。ところで、図６に示す油圧回路８０においては、可逆・可変ポンプ１１８の制御と並行して、切換弁１２４の制御を実行することが可能である。具体的には、切換弁１２４の信号圧ポート１３３に入力される信号圧の制御により、スプール１２５が動作する。

例えば、切換弁１２４の制御モードとして、第１の制御モードが選択された場合は、ポート１２７とポート１２８とが連通され、かつ、ポート１２９とポート１３０とが連通され、かつ、ポート１３１，１３２が遮断される。このように、第１の制御モードが選択され、かつ、可逆・可変ポンプ１１８が電動機１１９により駆動された場合は、プライマリ油圧室８１とセカンダリ油圧室８２との間でオイルが行き来することはないとともに、オイルパン８４のオイルが、油路１３７および油路１３６を経由して、可逆・可変ポンプ１１８のポート１２３に吸引される。そして、可逆・可変ポンプ１１８のポート１２２から油路１３４に吐出された圧油が、油路１３５および油路８９を経由して、プライマリシーブ圧制御弁８６の入力ポート１０１、およびセカンダリシーブ圧制御弁９１の入力ポート１１１に供給される。そして、プライマリシーブ圧制御弁８６により調圧された圧油が、プライマリ油圧室８１に供給され、かつ、セカンダリシーブ圧制御弁９１により調圧された圧油が、セカンダリ油圧室８２に供給される。

これに対して、切換弁１２４の制御モードとして、第２の制御モードが選択された場合は、ポート１２７とポート１３１とが連通され、かつ、ポート１２９とポート１３２とが連通され、かつ、ポート１２８，１３０が遮断される。このように、第２の制御モードが選択された場合は、電動機１１９により可逆・可変ポンプ１１８の回転方向を制御することにより、プライマリ油圧室８１とセカンダリ油圧室８２との間で、油路１３８，１３９および切換弁１２４を経由してオイルの行き来がおこなわれる。すなわち、プライマリ油圧室８１のオイルを、油路１３８，１３４および可逆・可変ポンプ１１８および油路１３６，１３９を経由させてセカンダリ油圧室８２に供給することにより、プライマリ油圧室８１の油圧を低下させ、かつ、セカンダリ油圧室８２の油圧を上昇させる制御を実行可能である。また、セカンダリ油圧室８２のオイルを、油路１３９，１３６および可逆・可変ポンプ１１８および油路１３４，１３８を経由させてプライマリ油圧室８１に供給することにより、プライマリ油圧室８１の油圧を上昇させ、かつ、セカンダリ油圧室８２の油圧を低下させる制御を実行可能である。

つぎに、車両Ｖｅにおける駆動力源の種類と、切換弁２４の制御モードとの対応関係を説明する。まず、車両Ｖｅが、エンジン１のトルクに加えて、電動機１１９のトルクを車輪に伝達することの可能な車両、すなわち、ハイブリッド車である場合について説明する。ここで、エンジン１のトルクが伝達される車輪と、電動機１１９のトルクが伝達される車輪とは、同じでもよいし異なっていてもよい。このようなハイブリッド車において、エンジン１が停止され、かつ、電動機１１９が駆動される場合に、前記第１の制御モードを選択することが可能である。このため、エンジン１が停止している場合でも、可逆・可変ポンプ１１８の吐出圧を元圧として、プライマリ油圧室８１およびセカンダリ油圧室８２の油圧を、各々独立して制御することが可能である。また、このハイブリッド車において、エンジン１および電動機１１９が共に駆動され、かつ、ベルト式無段変速機４の変速比を変更する場合に、第２の制御モードを選択することが可能である。

つぎに、電動機１１９が、車輪にトルクを伝達する機能を有していない車両である場合について説明する。このような車両においては、イグニッションスイッチ５８がオンされ、かつ、エンジン１が運転されている場合において、イグニッションスイッチ５８以外のエンジン停止条件が成立した場合に、エンジン１を停止するとともに、エンジン１の停止後に、イグニッションスイッチ５８以外のエンジン停止条件が解除されて、エンジン１を運転状態に復帰する「エンジンの停止・復帰制御」を実行することが可能である。

そして、エンジン停止条件が成立してエンジン１が停止している場合、または、エンジン停止条件が成立してエンジン１が停止している状態から、エンジン１が運転状態に復帰する際に、エンジン回転数が所定回転数以下である場合に、前記第１の制御モードを選択することが可能である。このような制御を実行することにより、エンジン１を運転状態に復帰する場合に、プライマリ油圧室８１およびセカンダリ油圧室８２の油圧の上昇応答性を向上することができる。特に、セカンダリ油圧室８２の油圧の上昇により、ベルト２８の滑りを回避することができる。さらに、エンジン１が運転中であり、かつ、ベルト式無段変速機４の変速比を略一定に維持する条件が成立している場合に、第１の制御モードを選択することも可能である。

これに対して、エンジン１が運転され、かつ、ベルト式無段変速機４の変速比を変更する条件が成立した場合に、前記第２の制御モードを選択することが可能である。このように、実施例２においても電動機１１９により可逆・可変ポンプ１１８を駆動することにより、実施例１と同様の効果を得ることができる。なお、図示しないが、第１の逆止弁８８とプライマリシーブ圧制御弁８６との間と、第２の逆止弁９６とセカンダリシーブ圧制御弁９１との間を油路８９により接続し、油路９５に第２の逆止弁９６を設けた構成の油圧回路に、実施例２を適用することも可能である。さらに、実施例２の油圧回路８０においても、図５の制御例を実行可能である。

この実施例２における構成と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、オイルパン８４が、この発明のオイル保持部に相当し、切換弁１２４および切換ソレノイドバルブ１４０および油路１３４，１３６，１３７，１３８，１３９が、この発明の切換装置に相当し、入力ポート１０１が、この発明の第１の圧力制御弁の入力側に相当し、入力ポート１１１が、この発明の第２の圧力制御弁の入力側に相当する。実施例２におけるその他の構成と、この発明の構成との対応関係は、実施例１の構成とこの発明の構成との対応関係と同じである。

この実施例３では、図１の油圧回路８０または図６の油圧回路８０において実行可能な制御例を、図７に示すフローチャートに基づいて説明する。この実施例３は、請求項４および請求項５に対応する実施例であり、プライマリシーブ圧制御弁８６によりプライマリ油圧室８１の油圧を制御し、かつ、セカンダリシーブ圧制御弁９１によりセカンダリ油圧室８２の油圧を制御することに加えて、プライマリ油圧室８１とセカンダリ油圧室８２との間で圧油を行き来させる場合に、電動機１１９および可逆・可変ポンプ１１８で実行される制御の一例を提供するものである。具体的には、電動機１１９を電動機として駆動する場合と、発電機として起動させる場合とがある。

まず、ベルト式無段変速機４の目標変速比に基づいて、必要圧Ｐｉｎおよび必要圧Ｐｄが計算される（ステップＳ１１）。ここで、必要圧Ｐｉｎは、プライマリ油圧室８１の油圧であり、必要圧Ｐｄは、セカンダリ油圧室８２の油圧である。ついで、必要圧Ｐｉｎと必要圧Ｐｄとの差の変化率である必要差圧ΔＰが計算され（ステップＳ１２）、プライマリ油圧室８１とセカンダリ油圧８２との間で、ステップＳ１２の計算結果に応じたオイルの行き来がおこなわれるように、電動機１１９の必要トルクが計算される（ステップＳ１３）。ついで、ステップＳ１３の計算結果に基づいて、電動機１１９のトルクが制御され（ステップＳ１４）、図７の制御ルーチンを終了する。

図７の制御ルーチンの具体例を、図８の線図に基づいて説明する。図８の線図は、プライマリ油圧室８１およびセカンダリ油圧室８２の油圧と、ベルト式無段変速機４の変速比γとの関係を示す線図である。Ｐｉｎはプライマリ油圧室８１の油圧であり、Ｐｄはセカンダリ油圧室８２の油圧である。図８においては、変速比が大きくなるほど、プライマリ油圧室８１の油圧およびセカンダリ油圧室８２の油圧が共に上昇され、変速比が小さくなるほど、プライマリ油圧室８１の油圧およびセカンダリ油圧室８２の油圧が共に低下される場合の油圧特性が示されている。図８においては、最小変速比γｍｉｎから所定変速比γ１の範囲では、プライマリ油圧室８１の油圧Ｐｉｎの方が、セカンダリ油圧室８２の油圧Ｐｄよりも高圧に制御され、所定変速比γ１から最大変速比γｍａｘの範囲では、セカンダリ油圧室８２の油圧Ｐｄの方が、プライマリ油圧室８１の油圧Ｐｉｎよりも高圧に制御されている。なお、所定変速比γ１では、プライマリ油圧室８１の油圧Ｐｉｎとセカンダリ油圧室８２の油圧Ｐｄとが等しくなっている。

まず、ベルト式無段変速機４の変速比を変更する場合に、電動機１１９を発電機として起動させる回生制御の例を説明する。例えば、最小変速比γｍｉｎから所定変速比γ１の範囲において、変速比を緩やかに大きくする制御（緩減速制御）を実行する場合は、プライマリ油圧室８１とセカンダリ油圧室８２との差圧により、プライマリ油圧室８１の圧油をセカンダリ油圧室８２に供給することが可能である。ここで、プライマリ油圧室８１の圧油がセカンダリ油圧室８２に流れ込む場合に、圧油の運動エネルギにより可逆・可変ポンプ１１８が回転し、電動機１１９が発電機として起動される。電動機１１９で発生した電気エネルギは、インバータ１２１を経由して蓄電装置１２０に充電される。

一方、最大変速比γｍａｘから所定変速比γ１の範囲において、変速比を緩やかに小さくする制御（緩増速制御）を実行する場合は、プライマリ油圧室８１とセカンダリ油圧室８２との差圧により、セカンダリ油圧室８２の圧油をプライマリ油圧室８１に供給することが可能である。ここで、セカンダリ油圧室８２の圧油がプライマリ油圧室８１に流れ込む場合に、圧油の運動エネルギが電動機１１９により電気エネルギに変換され、その電気エネルギが蓄電装置１２０に充電される。このように、圧油の運動エネルギを、電動機１１９により電気エネルギに変換する制御が、回生制御である。なお、図８においては、変速比γ３から変速比γ２に、緩やかに増速する例が示されている。

つぎに、ベルト式無段変速機４の変速比を変更する場合に、電動機１１９を電動機として駆動する力行制御の例を説明する。まず、最小変速比γｍｉｎから所定変速比γ１の範囲において、変速比を緩やかに小さくする制御を実行する場合は、電動機１１９により可逆・可変ポンプ１１８を駆動させて、セカンダリ油圧室８２の圧油をプライマリ油圧室８１に強制的に供給することが可能である。なお、セカンダリ油圧室８２およびプライマリ油圧室８１の油圧を共に低下させて、ベルト式無段変速機４の変速比を小さくする場合において、セカンダリ油圧室８２の圧油をプライマリ油圧室８１に供給すると、セカンダリ油圧室８２の油圧の低下にともない、ベルト２８の張力が低下して、プライマリ油圧室８１の油圧でピストンが動作してプライマリ油圧室８１の容積が拡大されるため、セカンダリ油圧室８２のオイルがプライマリ油圧室８１に供給された場合でも、プライマリ油圧室８１の油圧自体は低下する。

一方、最大変速比γｍａｘから所定変速比γ１の範囲において、変速比を緩やかに大きくする制御を実行する場合は、電動機１１９により可逆・可変ポンプ１１８を駆動させて、プライマリ油圧室８１の圧油をセカンダリ油圧室８２に強制的に供給することが可能である。このように、蓄電装置１２０の電力で電動機１１９を駆動することにより、可逆・可変ポンプ１１８を駆動する制御が力行制御である。

つまり、図７のステップＳ１３で計算される必要トルクは、ベルト式無段変速機４の変速比の制御内容に応じて選択される、回生制御用の必要トルクまたは力行制御用の必要トルクである。さらに、ステップＳ１４において、電動機１１９の制御として、回生制御または力行制御が選択される。このように、図７の制御例において、回生制御が選択された場合は、圧油の運動エネルギを電気エネルギに変換し、かつ電気エネルギを蓄電装置１２０に充電することができる。

ところで、ベルト式無段変速機４の変速比を、現在の変速比から他の目標変速比に変更する変速条件が成立した場合、特に、変速比の変化程度が所定値以下となる「緩変速」を実行する場合に、ステップＳ１４で、回生制御が実行される。これに対して、ベルト式無段変速機４の変速比が急激に大きくなる変速制御を実行する場合、または急激に小さくする変速制御を実行する場合は、ステップＳ１４において、回生制御を禁止することも可能である。このように、回生制御を禁止した場合は、プライマリ油圧室８１とセカンダリ油圧室８２との間で行き来する圧油の流動が阻害されることを抑制でき、変速応答性の低下を抑制することが可能である。そして、車両Ｖｅの走行状態、より具体的には、ベルト式無段変速機４の変速制御として、「変速比が緩やかに変化する変速制御」、または「変速比が急激に変化する変速制御」のいずれが実行されるかにより、回生制御の許可または禁止を判断することにより、電気エネルギの回収効率の向上と、変速応答性の向上とのバランスを図ることができる。

ここで、図７に示された機能的手段と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、ステップＳ１１ないしステップＳ１４が、この発明のエネルギ回収手段に相当し、ベルト式無段変速機４の変速制御の内容が、この発明における「車両の走行状態」に相当する。

つぎに、図６に示された油圧回路８０において実行可能な他の制御例を、図９に基づいて説明する。まず、ベルト式無段変速機４の変速比を略一定に制御する条件が成立した場合（ステップＳ２１）は、切換弁１２４の制御モードとして第１の制御モードを選択するとともに、油ポンプ８３から吐出された圧油のうち、油路８５，８９，９５における過剰流量分の圧油を、可逆・可変ポンプ１１８を経由させて油路１３７に戻すとともに、電動機１１９を発電機として起動させて電力を回収し（ステップＳ２２）、この制御ルーチンを終了する。すなわち、油路１３４，１３５と、油路１３６，１３７との差圧により、油路１３４，１３５の圧油が、油路１３６，１３７に流れ込む場合の運動エネルギにより、可逆・可変ポンプ１１８を回転させるとともに、電動機１１９を発電機として起動させて、その電気エネルギを蓄電装置１２０に充電する。なお、油路８５，８９，９５に過剰流量分の圧油がない場合は、図５に示す制御は実行されない。

つぎに、前記図６の油圧回路８０で実行可能な制御例を、図１０のフローチャートに基づいて説明する。この実施例４は、請求項６の発明に対応する実施例である。前述のように、切換弁１２４の制御モードとして、第１の制御モードまたは第２の制御モードを選択可能であり、この図１０の制御例は、可逆・可変ポンプ１１８および電動機１１９の仕事量に応じて、切換弁１２４の制御モードを選択する制御例である。まず、エンジン１が運転されているか否かが判断される（ステップＳ３１）。このステップＳ３１で肯定的に判断された場合は、仕事量Ｗ１，Ｗ２を算出する（ステップＳ３２）。

ここで、仕事量Ｗ１は、切換弁１２４の制御モードとして第１の制御モードを選択し、かつ、油路８５，８９の余剰分の圧油を、油路１３４，１３５と油路１３６，１３７との差圧により、可逆・可変ポンプ１１８を経由させて、オイルパン８４または油ポンプ８３の吸入側に排出する制御を実行する場合を想定した時の電動機１１９および可逆・可変ポンプ１１８の仕事量である。ここで、電動機１１９では回生制御が実行される。この仕事量Ｗ１は、次式で算出することが可能である。

Ｗ１＝Ｐｓ・Ｑｅ−Ｐｓ（Ｑｅ−ＱＬ−Ｑｓ）ηｍ ・・・（１）

これに対して、仕事量Ｗ２は、切換弁１２４の制御モードとして第２の制御モードを選択し、かつ、プライマリ油圧室８１の圧油を、可逆・可変ポンプ１１８を経由させてセカンダリ油圧室８２に供給する制御を実行する場合を想定した時の電動機１１９および可逆・可変ポンプ１１８の仕事量である。ここで、電動機１１９では回生制御が実行される。この仕事量Ｗ２は、次式で算出することが可能である。

Ｗ１＝ＰＬ・Ｑｅ＋（Ｐｓ−ＰＬ）・Ｑｓ・ηｍ ・・・（２）

上記の２つの式において、ＰＬは、油路８５，８９の油圧、つまりライン圧であり、Ｐｓは、セカンダリ油圧室８２の油圧であり、Ｑｅは、油ポンプ８３から吐出される圧油の流量であり、ＱＬは、前後進切換装置８およびトルクコンバータ９に供給される圧油の流量であり、Ｑｓは、セカンダリ油圧室８２に供給される圧油の流量であり、ηｍは、可逆・可変ポンプ１１８の効率と電動機１１９の効率とを乗算した値である。

上記のステップＳ３２の処理は、制御モードを実際に選択する前の段階で、制御モードを選択した場合を想定しておこなわれる処理である。このステップＳ３２についで、仕事量Ｗ１が仕事量Ｗ２を越えるか否かが判断され（ステップＳ３３）、ステップＳ３３で肯定的に判断された場合は、少ない方の仕事量Ｗ２に対応する第２の制御モードが、切換弁１２４の制御モードとして選択される（ステップＳ３４）。このステップＳ３４についで、ステップＳ３５ないしステップＳ３８を経由して、図１０の制御ルーチンを終了する。ここで、ステップＳ３５の処理は、図７のステップＳ１１の処理と同じであり、ステップＳ３６の処理は、図７のステップＳ１２の処理と同じである。また、ステップＳ３７においては、可逆・可変ポンプ１１８を通過する圧油の運動エネルギを電気エネルギに変換するために、電動機１１９を発電機として起動させる場合の必要トルク（回生トルク）が算出され、ステップＳ３８において回生制御が実行される。

一方、前記ステップＳ３３で否定的に判断された場合は、少ない方の仕事量Ｗ１に対応する第１の制御モードが、切換弁１２４の制御モードとして選択される（ステップＳ３９）。このステップＳ３９についで、必要ライン圧が算出され（ステップＳ４０）、ステップＳ３７およびステップＳ３８の処理を実行し、この制御ルーチンを終了する。ステップＳ４０において、必要ライン圧は、エンジン１からベルト式無段変速機４に入力されるトルク、ベルト式無段変速機４の変速比に応じてセカンダリ油圧室８２で確保するべき油圧、前後進切換装置８およびトルクコンバータ９に供給される圧油の油圧などに基づいて算出される。また、ステップＳ３３で否定的に判断されてステップＳ３７に進んだ場合は、余剰分の圧油の運動エネルギを電気エネルギに変換するために、電動機１１９を発電機として駆動するための必要トルク（回生トルク）を、このステップＳ３７で算出し、ステップＳ３８で回生制御が実行される。

これに対して、前記ステップＳ３１で否定的に判断された場合は、油ポンプ８３が停止されるため、電動機１１９により可逆・可変ポンプ１１８を駆動して、オイルパン８４のオイルを可逆・可変ポンプ１１８で汲み上げて油路８９に供給するために、ステップＳ３９およびステップＳ４０、ステップＳ３７およびステップＳ３８の制御が実行される。具体的には、ステップＳ３７で計算される必要トルクは、可逆・可変ポンプ１１８から吐出される圧油により、必要ライン圧を確保するための電動機１１９の必要トルク（力行トルク）であり、ステップＳ３８において力行制御が実行される。

このように、図１０の制御例によれば、切換弁１２４の制御モードとして、第１の制御モードを選択することを想定して算出される仕事量Ｗ１と、切換弁１２４の制御モードとして、第２の制御モードを選択することを想定して算出される仕事量Ｗ２とを比較して、仕事量が少ない方の制御モードを選択している。したがって、電動機１１９および可逆・可変ポンプ１１８の効率が向上する。

ここで、図１０に示された機能的手段と、この発明の構成との対応関係を説明すれば、ステップＳ３２，Ｓ３３，Ｓ３４，Ｓ３９が、この発明の制御モード選択手段に相当する。また、図６に示す油圧回路８０のオイルパン８４、または油ポンプ８３の吸い込み側が、この発明の低圧部に相当する。なお、図６に示す油圧回路８０のその他の構成と、この発明の構成との対応関係は、他の実施例で説明した対応関係と同じである。

この発明におけるベルト式無段変速機の油圧制御装置に用いられる油圧回路の実施例１を示す概念図である。 この発明のベルト式無段変速機の油圧制御装置を有する車両のパワートレーンおよび制御系統を示す概念図である。 図１に示されたプライマリシーブ圧制御弁の構成例を示す図である。 図１に示されたセカンダリシーブ圧制御弁の構成例を示す図である。 図１に示す油圧回路を有する車両で実行可能な制御例を示すフローチャートである。 この発明におけるベルト式無段変速機の油圧制御装置に用いられる油圧回路の実施例２を示す概念図である。 図１の油圧回路および図６の油圧回路で実行可能な制御例を示すフローチャートである。 図７の制御例に対応する線図であり、油圧と変速比との関係を示す線図である。 図６に示す油圧回路を有する車両で実行可能な他の制御例を示すフローチャートである。 図６に示す油圧回路を有する車両で実行可能な他の制御例を示すフローチャートである。

符号の説明

４…ベルト式無段変速機、 ２４…プライマリプーリ、 ２５…セカンダリプーリ、 ２８…ベルト、 ５９…油圧制御装置、 ８１…プライマリ油圧室、 ８２…セカンダリ油圧室、 ８３…油ポンプ、 ８４…オイルパン、 ８６…プライマリシーブ圧制御弁、 ８７…第１の逆止弁、 ９１…セカンダリシーブ圧制御弁、 ９６…第２の逆止弁、 １０１，１１１…入力ポート、 １１８…可逆・可変ポンプ、 １２４…切換弁、 １４０…切換ソレノイドバルブ、 Ｖｅ…車両。

Claims (5)

1. ベルトが巻き掛けられるプライマリプーリおよびセカンダリプーリと、前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリにおける前記ベルトの巻き掛け状態を制御するプライマリ油圧室およびセカンダリ油圧室と、前記プライマリ油圧室およびセカンダリ油圧室に圧油を供給する第１の油ポンプと、この第１の油ポンプから前記プライマリ油圧室に圧油を供給する経路に設けられた第１の逆止弁と、前記第１の油ポンプから前記セカンダリ油圧室に圧油を供給する経路に設けられた第２の逆止弁と、前記プライマリ油圧室と前記セカンダリ油圧室との間で、相互に圧油の給排をおこなわせる第２の油ポンプとを有するベルト式無段変速機の油圧制御装置において、
   前記第１の油ポンプから前記プライマリ油圧室に供給される圧油の油圧を制御する第１の圧力制御弁と、前記第１の油ポンプから前記セカンダリ油圧室に供給される圧油の油圧を制御する第２の圧力制御弁とが、別々に設けられているとともに、
   前記第１の油ポンプを駆動するエンジンと、
   前記第２の油ポンプを駆動する電動機と、
   前記エンジンが停止している場合は、前記プライマリ油圧室と前記セカンダリ油圧室との間で相互に圧油を給排する制御を停止させるとともに、オイル保持部のオイルを前記第２の油ポンプで吸引させ、この第２の油ポンプから吐出される圧油を、前記第１の圧力制御弁の入力側および第２の圧力制御弁の入力側に供給する切換装置と
   が設けられていることを特徴とするベルト式無段変速機の油圧制御装置。
2. 前記第１の油ポンプまたは前記第２の油ポンプのいずれか一方の油ポンプの機能が低下したか否かを判断する判断手段と、
   いずれか一方の油ポンプの機能が低下した場合は、正常な方の油ポンプの機能により、前記プライマリ油圧室および前記セカンダリ油圧室における圧油の供給および排出を制御する油ポンプ選択手段と
   を備えていることを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
3. 車両の走行状態に基づいて、前記プライマリ油圧室と前記セカンダリ油圧室との間で行き来する圧油の運動エネルギを電気エネルギに変換し、その電気エネルギを回収するエネルギ回収手段を有していることを特徴とする請求項１または２に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
4. 前記エネルギ回収手段は、前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとの間における変速比が緩やかに変化する場合は、前記電気エネルギを回収する制御を実行する一方、前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとの間における変速比が急激に変化する場合は、前記電気エネルギを回収する制御を禁止する機能を、更に備えていることを特徴とする請求項３に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
5. ベルトが巻き掛けられるプライマリプーリおよびセカンダリプーリと、前記プライマリプーリおよび前記セカンダリプーリにおける前記ベルトの巻き掛け状態を制御するプライマリ油圧室およびセカンダリ油圧室と、前記プライマリ油圧室およびセカンダリ油圧室に圧油を供給する第１の油ポンプと、この第１の油ポンプから前記プライマリ油圧室に圧油を供給する経路に設けられた第１の逆止弁と、前記第１の油ポンプから前記セカンダリ油圧室に圧油を供給する経路に設けられた第２の逆止弁と、前記プライマリ油圧室と前記セカンダリ油圧室との間で、相互に圧油の給排をおこなわせる第２の油ポンプとを有するベルト式無段変速機の油圧制御装置において、
   前記第１の油ポンプから前記プライマリ油圧室に供給される圧油の油圧を制御する第１の圧力制御弁と、前記第１の油ポンプから前記セカンダリ油圧室に供給される圧油の油圧を制御する第２の圧力制御弁とが、別々に設けられており、
   前記第１の油ポンプから前記第１の圧力制御弁および第２の圧力制御弁に至る経路の圧油を、前記第２の油ポンプを経由させて低圧部に排出する第１の制御モードと、前記プライマリ油圧室とセカンダリ油圧室との間で、前記第２の油ポンプを経由して圧油の行き来をおこなわせる第２の制御モードとを選択的に切り換え可能であるとともに、前記第１の制御モードを選択した場合における前記第２の油ポンプの仕事量と、前記第２の制御モードを選択した場合における前記第２の油ポンプの仕事量とを比較して、前記第２の油ポンプの仕事量が少なくなる方の制御モードを選択する制御モード選択手段を有していることを特徴とするベルト式無段変速機の油圧制御装置。

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