JP2006307927A - Control valve and shift control device for continuously variable transmission using same - Google Patents

Control valve and shift control device for continuously variable transmission using same Download PDF

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智司 内野
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To improve shifting speed and make a continuously variable transmission compact while suppressing cost increase. <P>SOLUTION: Working oil supplied to a secondary pulley 21 is regulated to line pressure PL via a line pressure control valve 42 and is regulated to secondary pressure Ps via a secondary pressure control valve 43. The secondary pressure control valve 43 is provided with a push plug 93 energizing a spool valve shaft 92, line pressure PL is introduced to a pilot pressure chamber 43d and secondary pressure Ps is introduced to a pilot pressure chamber 43e. Since line pressure PL does not act on the spool valve shaft 92 when line pressure is low and the push plug 93 and the spool valve shaft 92 touch, reduced line pressure PL is output as secondary pressure Ps. Since line pressure PL acts on the spool valve shaft 92 when line pressure is high and the push plug 93 and the spool valve shaft 92 separate, line pressure PL is output as secondary pressure Ps as it is. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、出力圧の出力特性を変化させるようにした制御弁、およびこの制御弁を用いた無段変速機の変速制御装置に関する。   The present invention relates to a control valve configured to change an output characteristic of output pressure, and a transmission control device for a continuously variable transmission using the control valve.

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

例えば、セカンダリプーリによって駆動ベルトの張力を制御する際には、目標変速比と入力トルクとに基づいて目標セカンダリ圧が算出され、この目標値に向けて調圧されたセカンダリ圧がセカンダリプーリに供給されることになる。また、プライマリプーリによって駆動ベルトの巻き付け径を制御する際には、スロットル開度や車速などに基づき変速特性マップを参照することによって目標変速比が設定され、この目標変速比に対応するプライマリ圧とセカンダリ圧との油圧比が設定される。そして、前述した目標セカンダリ圧と油圧比に基づき目標プライマリ圧が設定された後に、この目標値に向けて調圧されたプライマリ圧がプライマリプーリに供給されることになる。   For example, when the tension of the drive belt is controlled by the secondary pulley, the target secondary pressure is calculated based on the target gear ratio and the input torque, and the secondary pressure regulated toward the target value is supplied to the secondary pulley. Will be. Further, when the winding diameter of the drive belt is controlled by the primary pulley, the target speed ratio is set by referring to the speed change characteristic map based on the throttle opening, the vehicle speed, etc., and the primary pressure corresponding to the target speed ratio is set. The hydraulic ratio with the secondary pressure is set. Then, after the target primary pressure is set based on the target secondary pressure and the hydraulic pressure ratio described above, the primary pressure adjusted toward this target value is supplied to the primary pulley.

このように、プライマリ圧やセカンダリ圧を調圧する際の調圧方式として、オイルポンプから吐出された作動油をライン圧制御弁によってライン圧に調圧した後に、プライマリ圧制御弁を介してライン圧からプライマリ圧を調圧する一方、ライン圧をそのままセカンダリ圧として用いるようにした片調圧方式が開発されている(例えば、特許文献１および２参照)。また、プライマリ圧制御弁によってプライマリ圧を調圧するだけでなく、セカンダリ圧制御弁を介してライン圧からセカンダリ圧を調圧するようにした両調圧方式(例えば、特許文献３参照)が開発されている。
特開平６−１０９１１４号公報 特開平８−１７８０４２号公報 特開２００１−３３０１１７号公報 As described above, as a pressure adjusting method for adjusting the primary pressure and the secondary pressure, the hydraulic oil discharged from the oil pump is adjusted to the line pressure by the line pressure control valve, and then the line pressure is set via the primary pressure control valve. A one-pressure adjustment system has been developed in which the primary pressure is adjusted from the first pressure while the line pressure is used as the secondary pressure as it is (see, for example, Patent Documents 1 and 2). Further, not only the primary pressure is regulated by the primary pressure control valve, but also a double pressure regulation system (for example, see Patent Document 3) in which the secondary pressure is regulated from the line pressure via the secondary pressure control valve has been developed. Yes.
JP-A-6-109114 Japanese Patent Laid-Open No. 8-178042 JP 2001-330117 A

ところで、前述した片調圧方式を採用する無段変速機にあっては、セカンダリ圧制御弁を削減することによって低コスト化を図ることが可能であるが、ライン圧とセカンダリ圧とが同様に出力されるため、ダウンシフトを行う際にはライン圧にセカンダリ圧を近づけ、アップシフトを行う際にはライン圧よりセカンダリ圧を低く調圧することが不可能となっていた。このように、アップシフト時にセカンダリ圧よりもプライマリ圧を高く調圧することができない場合には、プライマリプーリの受圧面積をセカンダリプーリの受圧面積に比して大きく設定する必要があり、無段変速機の大型化を招くことになっていた。これに対し、両調圧方式の無段変速機にあっては、セカンダリ圧を上回ってプライマリ圧を調圧することができ、プライマリプーリの受圧面積を縮小することができるため、無段変速機の小型化を図ることが可能となるだけでなく、オーバードライブ側に変速する際の変速速度を向上させることも可能となる。   By the way, in the continuously variable transmission that employs the above-described single pressure control method, it is possible to reduce the cost by reducing the secondary pressure control valve. However, the line pressure and the secondary pressure are the same. Therefore, when the downshift is performed, the secondary pressure is brought close to the line pressure, and when the upshift is performed, it is impossible to adjust the secondary pressure lower than the line pressure. Thus, when the primary pressure cannot be regulated higher than the secondary pressure during upshifting, the pressure receiving area of the primary pulley needs to be set larger than the pressure receiving area of the secondary pulley, and the continuously variable transmission Was supposed to lead to an increase in size. On the other hand, in the continuously variable transmission of the double pressure control system, the primary pressure can be adjusted above the secondary pressure, and the pressure receiving area of the primary pulley can be reduced. Not only can the size be reduced, but it is also possible to improve the shift speed when shifting to the overdrive side.

しかしながら、両調圧方式を採用する無段変速機にあっては、ライン圧、プライマリ圧、セカンダリ圧を、それぞれ別個に制御する必要があるため、オイルポンプからの作動油をライン圧に調圧するライン圧制御弁、ライン圧からプライマリ圧を調圧するプライマリ圧制御弁、そしてライン圧からセカンダリ圧を調圧するセカンダリ圧制御弁を設ける必要がある。これらの制御弁としては、ソレノイドに対する通電状態を制御して作動油を調圧する電磁制御弁が採用されることから、油圧制御回路の高コスト化を招くことになっていた。しかも、ライン圧、プライマリ圧、セカンダリ圧を制御するため、ライン圧路、プライマリ圧路、セカンダリ圧路のそれぞれに油圧センサを組み込む必要があり、油圧制御回路の更なる高コスト化を招くことにもなっていた。   However, in a continuously variable transmission that employs both pressure regulating methods, it is necessary to control the line pressure, primary pressure, and secondary pressure separately, so the hydraulic oil from the oil pump is regulated to the line pressure. It is necessary to provide a line pressure control valve, a primary pressure control valve that regulates the primary pressure from the line pressure, and a secondary pressure control valve that regulates the secondary pressure from the line pressure. As these control valves, an electromagnetic control valve that controls the energization state of the solenoid to regulate the hydraulic oil is employed, which leads to an increase in the cost of the hydraulic control circuit. In addition, in order to control the line pressure, the primary pressure, and the secondary pressure, it is necessary to incorporate a hydraulic sensor in each of the line pressure path, the primary pressure path, and the secondary pressure path, resulting in further cost increase of the hydraulic control circuit. It was also.

本発明の目的は、出力圧の出力特性を変化させるようにした制御弁を提供することにある。   An object of the present invention is to provide a control valve that changes the output characteristics of the output pressure.

本発明の目的は、変速速度の向上や無段変速機の小型化を図るとともに、油圧制御回路の低コスト化を達成することにある。   An object of the present invention is to improve the transmission speed and reduce the size of the continuously variable transmission, and to reduce the cost of the hydraulic control circuit.

本発明の制御弁は、軸方向に延びる弁収容孔が形成されるとともに、入力圧が導入される入力ポートと出力圧を吐出する出力ポートとが形成されるハウジングと、前記弁収容孔に移動自在に収容され、前記入力ポートと前記出力ポートとを連通する連通位置と遮断する遮断位置とに移動するスプール弁軸と、前記スプール弁軸に対向して前記弁収容孔に移動自在に収容され、バネ力により前記スプール弁軸を連通位置に向けて付勢する付勢駒とを有し、前記スプール弁軸と前記付勢駒との間に区画される一次側制御圧室に対して入力圧を導入する一次側制御ポートを前記ハウジングに形成し、入力圧が所定値を下回ることによって前記スプール弁軸と前記付勢駒とが接した状態のもとでは、バネ力により前記スプール弁軸を連通位置に向けて付勢する一方、入力圧が所定値を上回ることによって前記スプール弁軸と前記付勢駒とが離れた状態のもとでは、入力圧により前記スプール弁軸を連通位置に向けて付勢することを特徴とする。   The control valve of the present invention has a housing in which a valve accommodating hole extending in the axial direction is formed, an input port into which an input pressure is introduced, and an output port from which the output pressure is discharged is formed, and the control valve moves to the valve accommodating hole A spool valve shaft that is freely housed and moves between a communication position that communicates the input port and the output port and a shut-off position that shuts off, and a valve housing hole that is movably housed facing the spool valve shaft. And an urging piece for urging the spool valve shaft toward the communication position by a spring force, and input to a primary side control pressure chamber defined between the spool valve shaft and the urging piece. A primary control port for introducing pressure is formed in the housing, and the spool valve shaft is driven by a spring force under a state where the spool valve shaft and the biasing piece are in contact with each other when the input pressure is lower than a predetermined value. To the communication position On the other hand, under the state where the spool valve shaft and the biasing piece are separated by the input pressure exceeding a predetermined value, the spool valve shaft is biased toward the communication position by the input pressure. Features.

本発明の制御弁は、前記一次側制御圧室を前記スプール弁軸の一端側に区画する一方、前記スプール弁軸の他端側に出力圧が導入される二次側制御圧室を区画し、出力圧により前記スプール弁軸を遮断位置に向けて付勢することを特徴とする。   The control valve of the present invention partitions the primary side control pressure chamber on one end side of the spool valve shaft, and partitions the secondary side control pressure chamber into which output pressure is introduced on the other end side of the spool valve shaft. The spool valve shaft is biased toward the shut-off position by the output pressure.

本発明の制御弁は、前記スプール弁軸は入力圧が作用する一次側弁体と出力圧が作用する二次側弁体とを備え、前記一次側弁体より前記二次側弁体の受圧面積が小さく設定されることを特徴とする。   In the control valve of the present invention, the spool valve shaft includes a primary side valve body on which an input pressure acts and a secondary side valve body on which an output pressure acts, and the secondary side valve body receives pressure from the primary side valve body. The area is set small.

本発明の無段変速機の変速制御装置は、駆動ベルトが巻き付けられる変速プーリと締付プーリとを備え、前記変速プーリを用いて前記駆動ベルトの巻き付け径を制御する一方、前記締付プーリを用いて前駆駆動ベルトの張力を制御する無段変速機の変速制御装置であって、油圧供給源からの作動油をライン圧に調圧するライン圧制御弁を設けるとともに、前記ライン圧制御弁と前記締付プーリとの間にライン圧からクランプ圧を調圧するクランプ圧制御弁を設け、前記クランプ圧制御弁は請求項１〜３のいずれか１項に記載の制御弁であり、ライン圧が所定値を下回るときには前記締付プーリに供給されるクランプ圧をライン圧より低く調圧することを特徴とする。   A transmission control apparatus for a continuously variable transmission according to the present invention includes a transmission pulley around which a drive belt is wound and a tightening pulley, and controls the winding diameter of the drive belt using the transmission pulley, while the tightening pulley is A transmission control device for a continuously variable transmission that controls the tension of a precursor drive belt using a line pressure control valve that adjusts hydraulic oil from a hydraulic supply source to a line pressure, and the line pressure control valve and the A clamp pressure control valve for adjusting the clamp pressure from the line pressure is provided between the clamping pulley and the clamp pressure control valve is the control valve according to any one of claims 1 to 3, wherein the line pressure is predetermined. When the value is lower than the value, the clamp pressure supplied to the tightening pulley is regulated to be lower than the line pressure.

本発明の無段変速機の変速制御装置は、前記ライン圧制御弁の下流側に設けられてライン圧を検出するライン圧センサと、ライン圧に基づいてクランプ圧を推定する圧力推定手段とを有することを特徴とする。   A transmission control apparatus for a continuously variable transmission according to the present invention includes a line pressure sensor that is provided downstream of the line pressure control valve and detects a line pressure, and a pressure estimation unit that estimates a clamp pressure based on the line pressure. It is characterized by having.

本発明によれば、バネ力によってスプール弁軸を連通位置に向けて付勢する付勢駒を設け、スプール弁軸と付勢駒との間に区画される一次側制御圧室に入力圧を導入するようにしたので、入力圧が所定値を下回ったときにはバネ力によってスプール弁軸を連通位置に向けて付勢することができ、入力圧が所定値を上回ったときには入力圧によってスプール弁軸を連通位置に向けて付勢することができる。これにより、入力圧の大きさに応じて出力圧の出力特性を変化させることが可能となる。   According to the present invention, the biasing piece for biasing the spool valve shaft toward the communication position by the spring force is provided, and the input pressure is applied to the primary control pressure chamber defined between the spool valve shaft and the biasing piece. Since the spool valve shaft is urged toward the communication position by a spring force when the input pressure falls below a predetermined value, the spool valve shaft can be pushed by the input pressure when the input pressure exceeds the predetermined value. Can be biased toward the communication position. As a result, the output characteristics of the output pressure can be changed according to the magnitude of the input pressure.

また、このような制御弁を無段変速機の変速制御装置に組み込み、締付プーリに供給されるクランプ圧の出力特性をライン圧に応じて変化させることにより、無段変速機の小型化を達成することや変速時間を短縮することが可能となる。つまり、ライン圧が所定値を下回るときにはクランプ圧をライン圧よりも引き下げることができるため、変速プーリに供給される変速圧をクランプ圧よりも高く調圧することが可能となる。これにより、変速プーリ側の受圧面積を縮小して無段変速機の小型化を達成したり、変速速度を向上させて変速時間を短縮したりすることが可能となる。   In addition, by incorporating such a control valve in the transmission control device of a continuously variable transmission and changing the output characteristics of the clamp pressure supplied to the tightening pulley according to the line pressure, the continuously variable transmission can be reduced in size. This can be achieved and the shift time can be shortened. That is, when the line pressure falls below a predetermined value, the clamp pressure can be reduced below the line pressure, so that the shift pressure supplied to the transmission pulley can be regulated higher than the clamp pressure. As a result, the pressure receiving area on the transmission pulley side can be reduced to reduce the size of the continuously variable transmission, or the transmission speed can be improved to shorten the transmission time.

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

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

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

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

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

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

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

セカンダリ側の作動油室２８に供給されるセカンダリ圧Ｐｓは、本発明の一実施の形態である制御弁つまりセカンダリ圧制御弁４３を介して調圧されており、このセカンダリ圧制御弁４３はライン圧ＰＬの大きさに基づいてセカンダリ圧Ｐｓを調圧している。そして、このセカンダリ圧Ｐｓをセカンダリプーリ２１に供給することにより、セカンダリプーリ２１は駆動ベルト２２の滑りを抑制するように締め付け動作を行うようになっている。つまり、クランプ圧制御弁として機能するセカンダリ圧制御弁４３によって、セカンダリ圧Ｐｓは駆動ベルト２２の張力を制御するクランプ圧として調圧されることになる。また、プライマリ側の作動油室２５に供給されるプライマリ圧Ｐｐは、アップシフト弁４４によって引き上げられる一方、ダウンシフト弁４７によって引き下げられており、これらのアップシフト弁４４やダウンシフト弁４７は目標変速比に基づいて制御される。このようなプライマリ圧Ｐｐをプライマリプーリ２０に供給することによって、プライマリプーリ２０は駆動ベルト２２の巻き付け径を変化させるようにプーリ溝幅を制御することになる。   The secondary pressure Ps supplied to the secondary hydraulic oil chamber 28 is regulated through a control valve, that is, a secondary pressure control valve 43 according to an embodiment of the present invention. The secondary pressure control valve 43 is a line. The secondary pressure Ps is regulated based on the magnitude of the pressure PL. Then, by supplying the secondary pressure Ps to the secondary pulley 21, the secondary pulley 21 performs a tightening operation so as to suppress the slip of the drive belt 22. That is, the secondary pressure Ps is adjusted as a clamp pressure for controlling the tension of the drive belt 22 by the secondary pressure control valve 43 that functions as a clamp pressure control valve. The primary pressure Pp supplied to the primary hydraulic fluid chamber 25 is raised by the upshift valve 44 and lowered by the downshift valve 47. These upshift valve 44 and downshift valve 47 are the target. Control is based on the gear ratio. By supplying such a primary pressure Pp to the primary pulley 20, the primary pulley 20 controls the pulley groove width so as to change the winding diameter of the drive belt 22.

また、ライン圧制御弁４２とセカンダリ圧制御弁４３とは、ライン圧ＰＬやセカンダリ圧Ｐｓの上限圧力を設定する減圧弁となっている。ライン圧制御弁４２によって調圧されるライン圧ＰＬは、パイロット弁５１からライン圧制御弁４２に入力されるパイロット圧Ｐ１に応じて定められ、セカンダリ圧制御弁４３によって調圧されるセカンダリ圧Ｐｓは、ライン圧路４１ａから分岐してセカンダリ圧制御弁４３に入力されるパイロット圧としてのライン圧ＰＬに基づいて定められる。つまり、ライン圧制御弁４２は外部パイロットによって制御される減圧弁となり、セカンダリ圧制御弁４３は内部パイロットによって制御される減圧弁となっている。   Further, the line pressure control valve 42 and the secondary pressure control valve 43 are pressure reducing valves that set the upper limit pressure of the line pressure PL and the secondary pressure Ps. The line pressure PL adjusted by the line pressure control valve 42 is determined according to the pilot pressure P1 input from the pilot valve 51 to the line pressure control valve 42, and the secondary pressure Ps adjusted by the secondary pressure control valve 43. Is determined based on the line pressure PL as a pilot pressure branched from the line pressure path 41 a and input to the secondary pressure control valve 43. That is, the line pressure control valve 42 is a pressure reducing valve controlled by an external pilot, and the secondary pressure control valve 43 is a pressure reducing valve controlled by an internal pilot.

さらに、アップシフト弁４４とダウンシフト弁４７とは、ポート間の連通状態を制御する流量制御弁となっており、ポート間の連通状態はパイロット圧の大きさに応じて制御されている。つまり、パイロット弁５２からアップシフト弁４４に入力されるパイロット圧Ｐ２を調圧することにより、ライン圧路４１ｂとプライマリ圧路４５との連通状態を制御することができ、プライマリプーリ２０に供給されるプライマリ圧Ｐｐを引き上げることが可能となる。一方、パイロット弁５３からダウンシフト弁４７に入力されるパイロット圧Ｐ３を調圧することにより、プライマリ圧路４５と排出油路５４との連通状態を制御することができ、プライマリプーリ２０に供給されるプライマリ圧Ｐｐを引き下げることが可能となっている。   Further, the upshift valve 44 and the downshift valve 47 are flow control valves that control the communication state between the ports, and the communication state between the ports is controlled according to the magnitude of the pilot pressure. That is, by adjusting the pilot pressure P <b> 2 input from the pilot valve 52 to the upshift valve 44, the communication state between the line pressure path 41 b and the primary pressure path 45 can be controlled and supplied to the primary pulley 20. It becomes possible to raise the primary pressure Pp. On the other hand, by adjusting the pilot pressure P 3 input from the pilot valve 53 to the downshift valve 47, the communication state between the primary pressure path 45 and the exhaust oil path 54 can be controlled and supplied to the primary pulley 20. The primary pressure Pp can be reduced.

なお、ライン圧制御弁４２を制御するパイロット弁５１は、ソレノイドに対する電流値を制御することによってパイロット圧Ｐ１を調圧するリニアソレノイドバルブとなっている。また、アップシフト弁４４やダウンシフト弁４７を制御するパイロット弁５２，５３は、ソレノイドに対するデューティ比を制御することによってパイロット圧Ｐ２，Ｐ３を調圧するデューティソレノイドバルブとなっている。さらに、パイロット弁５１は非通電時に連通する常開式のパイロット弁であり、パイロット弁５２，５３は非通電時に遮断される常閉式のパイロット弁である。   The pilot valve 51 that controls the line pressure control valve 42 is a linear solenoid valve that regulates the pilot pressure P1 by controlling the current value for the solenoid. The pilot valves 52 and 53 that control the upshift valve 44 and the downshift valve 47 are duty solenoid valves that regulate the pilot pressures P2 and P3 by controlling the duty ratio with respect to the solenoid. Further, the pilot valve 51 is a normally open pilot valve that communicates when not energized, and the pilot valves 52 and 53 are normally closed pilot valves that are shut off when not energized.

これらのパイロット弁５１〜５３に向けて制御信号を出力し、無段変速機１０の変速制御を実行するＣＶＴ制御ユニット６０は、図示しないマイクロプロセッサ(ＣＰＵ)を備えており、このＣＰＵにはバスラインを介してＲＯＭ、ＲＡＭおよびＩ／Ｏポートが接続される。ＲＯＭには制御プログラムや各種マップデータなどが格納されており、ＲＡＭにはＣＰＵで演算処理したデータが一時的に格納されるようになっている。また、Ｉ／Ｏポートを介してＣＰＵには各種センサから車両の走行状態を示す検出信号が入力される。   A CVT control unit 60 that outputs a control signal to the pilot valves 51 to 53 and executes the shift control of the continuously variable transmission 10 includes a microprocessor (CPU) (not shown). ROM, RAM, and I / O ports are connected via lines. The ROM stores a control program, various map data, and the like, and the RAM temporarily stores data processed by the CPU. Also, detection signals indicating the running state of the vehicle are input from various sensors to the CPU via the I / O port.

ＣＶＴ制御ユニット６０に検出信号を入力する各種センサとしては、プライマリプーリ２０の回転数を検出するプライマリ回転数センサ６１、セカンダリプーリ２１の回転数を検出するセカンダリ回転数センサ６２、ライン圧路４１に接続されてライン圧ＰＬを検出するライン圧センサ６３、プライマリ圧路４５に接続されてプライマリ圧Ｐｐを検出するプライマリ圧センサ６４、アクセルペダルのアクセル開度を検出するアクセルペダルセンサ６５、車速を検出する車速センサ６６、スロットルバルブのスロットル開度を検出するスロットル開度センサ６７、エンジン回転数を検出するエンジン回転数センサ６８などがある。また、ＣＶＴ制御ユニット６０にはエンジン制御ユニット６９が接続されており、無段変速機１０とエンジン１１とは相互に協調して制御される。   Various sensors for inputting a detection signal to the CVT control unit 60 include a primary rotational speed sensor 61 that detects the rotational speed of the primary pulley 20, a secondary rotational speed sensor 62 that detects the rotational speed of the secondary pulley 21, and the line pressure path 41. A line pressure sensor 63 connected to detect the line pressure PL, a primary pressure sensor 64 connected to the primary pressure path 45 to detect the primary pressure Pp, an accelerator pedal sensor 65 to detect the accelerator opening of the accelerator pedal, and a vehicle speed are detected. There are a vehicle speed sensor 66 that detects the throttle opening, a throttle opening sensor 67 that detects the throttle opening of the throttle valve, an engine speed sensor 68 that detects the engine speed, and the like. An engine control unit 69 is connected to the CVT control unit 60, and the continuously variable transmission 10 and the engine 11 are controlled in cooperation with each other.

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

また、ＣＶＴ制御ユニット６０は、目標プライマリ圧Ｐｐをフィードバック制御するため、実変速比算出部７４、フィードバック値算出部７５、加算部７６を備えている。実変速比算出部７４は、実プライマリ回転数Ｎｐ’と実セカンダリ回転数Ｎｓ’とに基づいて実変速比ｉ’を算出し、フィードバック値算出部７５は、実変速比ｉ’と目標変速比ｉとに基づいてフィードバック値を算出する。次いで、加算部７６において目標プライマリ圧Ｐｐにフィードバック値が加算され、目標プライマリ圧Ｐｐはフィードバック制御される。そして、フィードバック制御された目標プライマリ圧Ｐｐに基づきパイロット弁５１〜５３に対して制御信号が出力され、プライマリプーリ２０は目標変速比に向けてプーリ溝幅を調整することになる。   In addition, the CVT control unit 60 includes an actual speed ratio calculation unit 74, a feedback value calculation unit 75, and an addition unit 76 for feedback control of the target primary pressure Pp. The actual speed ratio calculation unit 74 calculates the actual speed ratio i ′ based on the actual primary rotation speed Np ′ and the actual secondary rotation speed Ns ′, and the feedback value calculation section 75 calculates the actual speed ratio i ′ and the target speed ratio. A feedback value is calculated based on i. Next, the adding unit 76 adds the feedback value to the target primary pressure Pp, and the target primary pressure Pp is feedback-controlled. Then, a control signal is output to the pilot valves 51 to 53 based on the target primary pressure Pp subjected to feedback control, and the primary pulley 20 adjusts the pulley groove width toward the target gear ratio.

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

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

以下、プライマリプーリ２０およびセカンダリプーリ２１に対して作動油を供給制御する油圧制御回路について説明する。図５は油圧制御回路の一部を示す回路図であり、図２に示す部材と同一の部材については同一の符号を付してその説明を省略する。図５に示すように、オイルポンプ４０から延びるライン圧路４１にはパイロット減圧弁８０の入力ポート８０ａが接続されており、オイルポンプ４０からの吐出圧はパイロット減圧弁８０を介して所定圧力まで引き下げられる。このパイロット減圧弁８０の出力ポート８０ｂには分配油路８１が接続されており、パイロット減圧弁８０を経て減圧された作動油は分配油路８１を介してパイロット弁５１〜５３に供給される。また、ライン圧路４１にはクラッチ圧路８２が接続されており、このクラッチ圧路８２を介してクラッチ回路８３に供給される作動油は、クラッチ回路８３から前進用クラッチ３５や後退用ブレーキ３６に供給される。   Hereinafter, a hydraulic control circuit that controls supply of hydraulic oil to the primary pulley 20 and the secondary pulley 21 will be described. FIG. 5 is a circuit diagram showing a part of the hydraulic control circuit, and the same members as those shown in FIG. As shown in FIG. 5, an input port 80 a of a pilot pressure reducing valve 80 is connected to a line pressure path 41 extending from the oil pump 40, and the discharge pressure from the oil pump 40 reaches a predetermined pressure via the pilot pressure reducing valve 80. Be lowered. A distribution oil passage 81 is connected to the output port 80 b of the pilot pressure reducing valve 80, and the hydraulic oil decompressed through the pilot pressure reducing valve 80 is supplied to the pilot valves 51 to 53 via the distribution oil passage 81. A clutch pressure path 82 is connected to the line pressure path 41, and hydraulic oil supplied to the clutch circuit 83 via the clutch pressure path 82 is supplied from the clutch circuit 83 to the forward clutch 35 and the reverse brake 36. To be supplied.

また、ライン圧路４１にはライン圧制御弁４２が接続されており、ライン圧路４１を流れる作動油はライン圧制御弁４２を介してライン圧ＰＬに調圧される。このライン圧制御弁４２は、弁収容孔が形成されたハウジング８５と、弁収容孔に移動自在に収容されるスプール弁軸８４とを備えており、ハウジング８５には、ライン圧路４１に連通する調圧ポート４２ａ、ライン圧ＰＬを減圧する際にライン圧路４１から作動油が案内される減圧ポート４２ｂ、後述するバイパス弁９０に向けて作動油を案内するバイパスポート４２ｃが形成されている。さらに、スプール弁軸８４を軸方向に移動させるため、ハウジング８５には、ライン圧路４１に連通するパイロット圧室４２ｄ、パイロット弁５１から延びるパイロット圧路８６に連通するパイロット圧室４２ｅ、バネ部材４２ｆが組み込まれるバネ室４２ｇが形成されている。そして、パイロット圧室４２ｄに供給されるライン圧ＰＬによって、スプール弁軸８４は調圧ポート４２ａと減圧ポート４２ｂとを連通する連通位置に向けて付勢される一方、パイロット圧室４２ｅに供給されるパイロット圧Ｐ１とバネ部材４２ｆからのバネ力とによって、スプール弁軸８４は調圧ポート４２ａと減圧ポート４２ｂとを遮断する遮断位置に向けて付勢されることになる。   A line pressure control valve 42 is connected to the line pressure path 41, and hydraulic fluid flowing through the line pressure path 41 is regulated to the line pressure PL via the line pressure control valve 42. The line pressure control valve 42 includes a housing 85 in which a valve accommodating hole is formed and a spool valve shaft 84 that is movably accommodated in the valve accommodating hole. The housing 85 communicates with the line pressure path 41. The pressure adjusting port 42a, the pressure reducing port 42b through which the hydraulic oil is guided from the line pressure passage 41 when the line pressure PL is reduced, and the bypass port 42c for guiding the hydraulic oil toward the bypass valve 90 described later are formed. . Further, in order to move the spool valve shaft 84 in the axial direction, the housing 85 includes a pilot pressure chamber 42d communicating with the line pressure passage 41, a pilot pressure chamber 42e communicating with the pilot pressure passage 86 extending from the pilot valve 51, and a spring member. A spring chamber 42g into which 42f is incorporated is formed. The spool valve shaft 84 is urged toward the communication position where the pressure adjusting port 42a and the pressure reducing port 42b communicate with each other by the line pressure PL supplied to the pilot pressure chamber 42d, while being supplied to the pilot pressure chamber 42e. Due to the pilot pressure P1 and the spring force from the spring member 42f, the spool valve shaft 84 is urged toward a blocking position that blocks the pressure regulating port 42a and the pressure reducing port 42b.

ここで、図６(Ａ)および(Ｂ)はライン圧制御弁４２の作動状態を示す説明図であり、(Ａ)はスプール弁軸８４を連通位置に移動させた状態を示し、(Ｂ)はスプール弁軸８４を遮断位置に移動させた状態を示している。前述したように、ライン圧制御弁４２のパイロット圧室４２ｄには、ライン圧路４１を流れるライン圧ＰＬがそのまま供給されるのに対し、ライン圧制御弁４２のパイロット圧室４２ｅには、パイロット弁５１によって調圧されたパイロット圧Ｐ１が供給される。したがって、図６(Ａ)に示すように、パイロット圧Ｐ１を引き下げることにより、パイロット圧Ｐ１によってスプール弁軸８４を昇圧方向に付勢する推力が、ライン圧ＰＬによってスプール弁軸８４を降圧方向に付勢する推力を下回った場合には、スプール弁軸８４は連通位置に向けて移動することになる。このような状態のもとでは、ライン圧路４１を流れる作動油が、減圧ポート４２ｂから後述する潤滑回路８９に向けて流出するため、ライン圧路４１内のライン圧ＰＬが引き下げられることになる。そして、ライン圧ＰＬが引き下げられることにより、ライン圧ＰＬによってスプール弁軸８４を降圧方向に付勢する推力が低下した場合には、パイロット圧Ｐ１およびバネ力によって付勢されるスプール弁軸８４が遮断位置に向けて移動するため、ライン圧ＰＬはパイロット圧Ｐ１に応じて引き下げられた上限圧力に維持されることになる。   6 (A) and 6 (B) are explanatory views showing the operating state of the line pressure control valve 42, (A) shows a state in which the spool valve shaft 84 is moved to the communication position, and (B) Shows a state in which the spool valve shaft 84 is moved to the shut-off position. As described above, the line pressure PL flowing through the line pressure passage 41 is supplied as it is to the pilot pressure chamber 42d of the line pressure control valve 42, whereas the pilot pressure chamber 42e of the line pressure control valve 42 is supplied with the pilot pressure chamber 42d. The pilot pressure P1 regulated by the valve 51 is supplied. Therefore, as shown in FIG. 6 (A), by reducing the pilot pressure P1, the thrust that urges the spool valve shaft 84 in the pressure increasing direction by the pilot pressure P1 causes the spool valve shaft 84 to move in the pressure decreasing direction by the line pressure PL. When the thrust to be urged falls below, the spool valve shaft 84 moves toward the communication position. Under such a state, the hydraulic oil flowing through the line pressure path 41 flows out from the pressure reducing port 42b toward a lubrication circuit 89 described later, so that the line pressure PL in the line pressure path 41 is reduced. . When the line pressure PL is lowered and the thrust for biasing the spool valve shaft 84 in the step-down direction is lowered by the line pressure PL, the spool valve shaft 84 biased by the pilot pressure P1 and the spring force is Since it moves toward the shut-off position, the line pressure PL is maintained at the upper limit pressure lowered according to the pilot pressure P1.

一方、図６(Ｂ)に示すように、パイロット圧Ｐ１を引き上げることにより、パイロット圧Ｐ１によってスプール弁軸８４を昇圧方向に付勢する推力が、ライン圧ＰＬによってスプール弁軸８４を降圧方向に付勢する推力を上回った場合には、スプール弁軸８４は遮断位置に向けて移動することになる。このような状態のもとでは、ライン圧路４１を流れる作動油が減圧ポート４２ｂから流出することがないため、ライン圧路４１内のライン圧ＰＬが引き上げられることになる。そして、ライン圧ＰＬを引き上げることにより、ライン圧ＰＬによってスプール弁軸８４を降圧方向に付勢する推力が増加した場合には、ライン圧ＰＬによって付勢されるスプール弁軸８４が連通位置に向けて移動するため、ライン圧ＰＬはパイロット圧Ｐ１に応じて引き上げられた上限圧力に維持されることになる。   On the other hand, as shown in FIG. 6B, when the pilot pressure P1 is increased, the thrust force that urges the spool valve shaft 84 in the pressure increasing direction by the pilot pressure P1 causes the spool valve shaft 84 to move in the pressure decreasing direction by the line pressure PL. When the thrust to be urged is exceeded, the spool valve shaft 84 moves toward the blocking position. Under such a state, the hydraulic oil flowing in the line pressure path 41 does not flow out from the pressure reducing port 42b, so that the line pressure PL in the line pressure path 41 is increased. When the thrust for energizing the spool valve shaft 84 in the lowering direction is increased by the line pressure PL by increasing the line pressure PL, the spool valve shaft 84 energized by the line pressure PL is directed toward the communication position. Therefore, the line pressure PL is maintained at the upper limit pressure raised according to the pilot pressure P1.

このように、パイロット弁５１から出力されるパイロット圧Ｐ１を引き上げた場合には、ライン圧制御弁４２によってライン圧ＰＬが高く調圧される一方、パイロット圧Ｐ１を引き下げた場合には、ライン圧制御弁４２によってライン圧ＰＬが低く調圧されることになる。なお、パイロット弁５１のソレノイドに対する電流値を制御することにより、ライン圧ＰＬを所定の範囲で自在に設定することが可能となっている。   As described above, when the pilot pressure P1 output from the pilot valve 51 is increased, the line pressure PL is adjusted to be high by the line pressure control valve 42, whereas when the pilot pressure P1 is decreased, the line pressure PL1 is increased. The line pressure PL is adjusted to be low by the control valve 42. Note that the line pressure PL can be freely set within a predetermined range by controlling the current value for the solenoid of the pilot valve 51.

なお、スプール弁軸８４を連通位置に移動させた場合に、ライン圧路４１から減圧ポート４２ｂを経て排出される作動油は、図５に示すように、潤滑減圧弁９９を介して所定圧力に減圧された後に、潤滑油路８８から潤滑回路８９を経て駆動ベルト２２などの各摺動部に供給される。また、スプール弁軸８４を遮断位置に移動させた場合には、調圧ポート４２ａと減圧ポート４２ｂとが遮断されることになるが、調圧ポート４２ａが連通するバイパスポート４２ｃにはバイパス弁９０が接続されており、このバイパス弁９０を介して潤滑油路８８に潤滑用の作動油が供給されるようになっている。バイパス弁９０はライン圧ＰＬによって連通状態と遮断状態とに作動する切換弁となっている。   When the spool valve shaft 84 is moved to the communication position, the hydraulic oil discharged from the line pressure passage 41 via the pressure reducing port 42b is brought to a predetermined pressure via the lubricating pressure reducing valve 99 as shown in FIG. After the pressure is reduced, the oil is supplied from the lubricating oil passage 88 to the sliding portions such as the drive belt 22 through the lubricating circuit 89. Further, when the spool valve shaft 84 is moved to the shut-off position, the pressure regulating port 42a and the pressure reducing port 42b are shut off, but the bypass valve 90 is connected to the bypass port 42c communicating with the pressure regulating port 42a. Is connected to the lubricating oil passage 88 through the bypass valve 90. The bypass valve 90 is a switching valve that operates between a communication state and a cutoff state by the line pressure PL.

また、図５に示すように、ライン圧制御弁４２によって調圧されたライン圧ＰＬは、ライン圧路４１ａを介してセカンダリ圧制御弁４３に供給され、セカンダリ圧制御弁４３によってセカンダリ圧Ｐｓに調圧される。セカンダリ圧Ｐｓを調圧するセカンダリ圧制御弁４３は、軸方向に延びる弁収容孔９１ａが形成されたハウジング９１と、弁収容孔９１ａに移動自在に収容されるスプール弁軸９２と、このスプール弁軸９２に対向して弁収容孔９１ａに移動自在に収容される付勢駒としてのプッシュプラグ９３とを備えている。ハウジング９１には、ライン圧路４１ａに連通する入力ポート４３ａと、セカンダリ圧路４８に連通する出力ポート４３ｂとが形成されており、入力ポート４３ａから導入されるライン圧(入力圧)ＰＬは、セカンダリ圧制御弁４３を介してセカンダリ圧(出力圧)Ｐｓに調圧された後に、出力ポート４３ｂから吐出されるようになっている。また、ハウジング９１にはオイルパンに作動油を案内する排出ポート４３ｃが形成されており、ライン圧ＰＬを減圧してセカンダリ圧Ｐｓに調圧する際には、排出ポート４３ｃから作動油が排出されることになる。   Further, as shown in FIG. 5, the line pressure PL adjusted by the line pressure control valve 42 is supplied to the secondary pressure control valve 43 via the line pressure path 41 a, and is changed to the secondary pressure Ps by the secondary pressure control valve 43. It is regulated. The secondary pressure control valve 43 that regulates the secondary pressure Ps includes a housing 91 in which a valve accommodating hole 91a extending in the axial direction is formed, a spool valve shaft 92 that is movably accommodated in the valve accommodating hole 91a, and the spool valve shaft. A push plug 93 as an urging piece that is movably accommodated in the valve accommodating hole 91a is provided so as to face 92. An input port 43a that communicates with the line pressure path 41a and an output port 43b that communicates with the secondary pressure path 48 are formed in the housing 91, and the line pressure (input pressure) PL introduced from the input port 43a is: After being adjusted to the secondary pressure (output pressure) Ps via the secondary pressure control valve 43, it is discharged from the output port 43b. Further, the housing 91 is formed with a discharge port 43c for guiding the hydraulic oil to the oil pan. When the line pressure PL is reduced to the secondary pressure Ps, the hydraulic oil is discharged from the discharge port 43c. It will be.

さらに、スプール弁軸９２を軸方向に移動させるため、スプール弁軸９２とプッシュプラグ９３とに挟まれるようにスプール弁軸９２の一端側には一次側制御圧室としてのパイロット圧室４３ｄが区画され、スプール弁軸９２の他端側には二次側制御圧室としてのパイロット圧室４３ｅが区画されている。パイロット圧室４３ｄに一次側制御ポートであるパイロットポート４３ｆからライン圧ＰＬを供給することにより、スプール弁軸９２は入力ポート４３ａと出力ポート４３ｂとを連通する連通位置に向けて付勢される一方、パイロット圧室４３ｅにパイロットポート４３ｇからセカンダリ圧Ｐｓを供給することにより、スプール弁軸９２は入力ポート４３ａと出力ポート４３ｂとを連通する連通位置に向けて付勢されることになる。また、プッシュプラグ９３の背面側にはバネ部材９４ａが組み込まれ、パイロット圧室４３ｅにはバネ部材９４ｂが組み込まれており、プッシュプラグ９３を介して伝達されるバネ部材９４ａからのバネ力Ｆａによってスプール弁軸９２は連通位置に向けて付勢される一方、バネ部材９４ｂからのバネ力Ｆｂによってスプール弁軸９２は遮断位置に向けて付勢されている。   Further, in order to move the spool valve shaft 92 in the axial direction, a pilot pressure chamber 43d as a primary control pressure chamber is defined on one end side of the spool valve shaft 92 so as to be sandwiched between the spool valve shaft 92 and the push plug 93. A pilot pressure chamber 43e as a secondary control pressure chamber is defined on the other end side of the spool valve shaft 92. By supplying line pressure PL to the pilot pressure chamber 43d from the pilot port 43f which is the primary side control port, the spool valve shaft 92 is urged toward a communication position where the input port 43a and the output port 43b are communicated. By supplying the secondary pressure Ps from the pilot port 43g to the pilot pressure chamber 43e, the spool valve shaft 92 is biased toward the communication position where the input port 43a and the output port 43b are communicated. In addition, a spring member 94a is incorporated in the back side of the push plug 93, and a spring member 94b is incorporated in the pilot pressure chamber 43e. The spring force Fa from the spring member 94a transmitted through the push plug 93 is used. The spool valve shaft 92 is biased toward the communication position, while the spool valve shaft 92 is biased toward the blocking position by the spring force Fb from the spring member 94b.

図７(Ａ)および(Ｂ)はセカンダリ圧制御弁４３の作動状態を示す説明図であり、図８はセカンダリ圧制御弁４３によるセカンダリ圧Ｐｓの出力特性を示す特性線図である。まず、図７(Ａ)に示すように、ライン圧ＰＬが低圧状態(例えば、ＰＬ＜０．７ＭＰａ)に調圧された場合には、パイロット圧室４３ｄに供給されるライン圧ＰＬが低下するため、プッシュプラグ９３はライン圧ＰＬに抗してスプール弁軸９２に接した状態となる。このように、プッシュプラグ９３とスプール弁軸９２とが接した状態のもとでは、パイロット圧室４３ｄにライン圧ＰＬが供給されたとしても、プッシュプラグ９３とスプール弁軸９２とを引き離す方向の推力は打ち消されるため、ライン圧ＰＬによってスプール弁軸９２が昇圧方向に付勢されることはなく、スプール弁軸９２はバネ力Ｆａのみによって昇圧方向に付勢されることになる。なお、図示するバネ部材９４ａのバネ力Ｆａは、ライン圧ＰＬが０．７ＭＰａを上回ったときにプッシュプラグ９３がスプール弁軸９２から離れるように設定されているが、この強さに限られることはなく、各種車両条件に応じて適宜設定されることは言うまでもない。   FIGS. 7A and 7B are explanatory diagrams showing the operating state of the secondary pressure control valve 43, and FIG. 8 is a characteristic diagram showing the output characteristics of the secondary pressure Ps by the secondary pressure control valve 43. First, as shown in FIG. 7A, when the line pressure PL is adjusted to a low pressure state (for example, PL <0.7 MPa), the line pressure PL supplied to the pilot pressure chamber 43d decreases. Therefore, the push plug 93 comes into contact with the spool valve shaft 92 against the line pressure PL. As described above, in a state where the push plug 93 and the spool valve shaft 92 are in contact with each other, even if the line pressure PL is supplied to the pilot pressure chamber 43d, the push plug 93 and the spool valve shaft 92 are separated in the direction in which they are separated. Since the thrust is canceled, the spool valve shaft 92 is not urged in the pressure increasing direction by the line pressure PL, and the spool valve shaft 92 is urged in the pressure increasing direction only by the spring force Fa. The spring force Fa of the illustrated spring member 94a is set so that the push plug 93 is separated from the spool valve shaft 92 when the line pressure PL exceeds 0.7 MPa, but is limited to this strength. Needless to say, it is set appropriately according to various vehicle conditions.

ここで、スプール弁軸９２を構成する一次側弁体９２ａおよび二次側弁体９２ｂの断面積をＡ０とし、スプール弁軸９２を構成する軸部９２ｃの断面積をＡ１とすると、スプール弁軸９２を昇圧方向に付勢する推力はＦａとなり、スプール弁軸９２を降圧方向に付勢する推力はＦｂ＋(Ａ０−Ａ１)Ｐｓとなる。このため、プッシュプラグ９３がライン圧ＰＬに抗してスプール弁軸９２に接する状況(Ａ０ＰＬ≦Ｆａ)においては、スプール弁軸９２に作用する軸方向の推力は以下の式(１)で釣り合うことになる。
Ｆａ＝Ｆｂ＋(Ａ０−Ａ１)Ｐｓ・・・・・(１) Here, the cross-sectional area of the primary side valve body 92a and the secondary-side valve body 92b constituting the spool valve shaft 92 and A 0, and the cross-sectional area of the shaft portion 92c constituting the spool valve shaft 92 and A 1, the spool The thrust that urges the valve shaft 92 in the pressure increasing direction is Fa, and the thrust that urges the spool valve shaft 92 in the pressure decreasing direction is Fb + (A 0 −A 1 ) Ps. Therefore, in a situation where the push plug 93 is in contact with the spool valve shaft 92 against the line pressure PL (A 0 PL ≦ Fa), the axial thrust acting on the spool valve shaft 92 is expressed by the following equation (1). Will be balanced.
Fa = Fb + (A 0 −A 1 ) Ps (1)

つまり、ライン圧制御弁４２によってライン圧ＰＬが低圧状態に調圧されることにより、プッシュプラグ９３がスプール弁軸９２に接した状態のもとでは、所定のバネ力Ｆａのみによってスプール弁軸９２が昇圧方向に付勢されるため、セカンダリ圧Ｐｓはバネ力Ｆａ，Ｆｂに応じて設定される所定の上限圧力(例えば、０．２ＭＰａ)に調圧されることになる。なお、図示するバネ部材９４ａ，９４ｂのバネ力Ｆａ，Ｆｂは、セカンダリ圧Ｐｓが０．２ＭＰａを下回るときに入力ポート４３ａと出力ポート４３ｂとを連通させる一方、セカンダリ圧Ｐｓが０．２ＭＰａを上回るときに出力ポート４３ｂと排出ポート４３ｃとを連通させるように設定されているが、この強さに限られることはなく、各種車両条件に応じて適宜設定されることは言うまでもない。   That is, when the line pressure PL is regulated to a low pressure state by the line pressure control valve 42, the spool valve shaft 92 is driven only by a predetermined spring force Fa when the push plug 93 is in contact with the spool valve shaft 92. Therefore, the secondary pressure Ps is adjusted to a predetermined upper limit pressure (for example, 0.2 MPa) set according to the spring forces Fa and Fb. The spring forces Fa and Fb of the illustrated spring members 94a and 94b cause the input port 43a and the output port 43b to communicate with each other when the secondary pressure Ps falls below 0.2 MPa, while the secondary pressure Ps rises above 0.2 MPa. Sometimes, the output port 43b and the discharge port 43c are set to communicate with each other, but the strength is not limited to this, and it is needless to say that the output port 43b and the discharge port 43c are appropriately set according to various vehicle conditions.

なお、ライン圧ＰＬが極低圧状態(例えば、ＰＬ＜０．２ＭＰａ)に調圧された場合には、パイロット圧室４３ｅに供給されるセカンダリ圧Ｐｓが上限圧力を下回るため、セカンダリ圧Ｐｓによってスプール弁軸９２を降圧方向に付勢する推力も低下することになり、バネ力Ｆａによってスプール弁軸９２は連通位置に移動することになる。つまり、ライン圧ＰＬが極低圧状態に調圧された場合には、ライン圧ＰＬがそのままセカンダリ圧Ｐｓとして出力されることになる。   When the line pressure PL is adjusted to an extremely low pressure state (for example, PL <0.2 MPa), the secondary pressure Ps supplied to the pilot pressure chamber 43e is lower than the upper limit pressure. The thrust for urging the valve shaft 92 in the step-down direction also decreases, and the spool valve shaft 92 moves to the communication position by the spring force Fa. That is, when the line pressure PL is adjusted to an extremely low pressure state, the line pressure PL is directly output as the secondary pressure Ps.

次いで、図７(Ｂ)に示すように、ライン圧ＰＬが高圧状態(例えば、０．７ＭＰａ≦ＰＬ)に調圧された場合には、パイロット圧室４３ｄに供給されるライン圧ＰＬが上昇するため、プッシュプラグ９３はバネ力Ｆａに抗してスプール弁軸９２から離れた状態となる。このように、プッシュプラグ９３とスプール弁軸９２とが離れた状態のもとでは、パイロット圧室４３ｄに供給されるライン圧ＰＬによってスプール弁軸９２が昇圧方向に付勢されることになる。また、スプール弁軸９２を昇圧方向に付勢する推力はＡ０ＰＬとなり、スプール弁軸９２を降圧方向に付勢する推力はＦｃ＋(Ａ０−Ａ１)Ｐｓとなるため、プッシュプラグ９３がバネ力Ｆａに抗してスプール弁軸９２から離れる状況(Ａ０ＰＬ＞Ｆａ)においては、スプール弁軸９２に作用する軸方向の推力は以下の式(２)で釣り合うことになる。
Ａ０ＰＬ＝Ｆｂ＋(Ａ０−Ａ１)Ｐｓ・・・・・（２） Next, as shown in FIG. 7B, when the line pressure PL is adjusted to a high pressure state (for example, 0.7 MPa ≦ PL), the line pressure PL supplied to the pilot pressure chamber 43d increases. Therefore, the push plug 93 is separated from the spool valve shaft 92 against the spring force Fa. As described above, under the state where the push plug 93 and the spool valve shaft 92 are separated from each other, the spool valve shaft 92 is urged in the pressure increasing direction by the line pressure PL supplied to the pilot pressure chamber 43d. Further, the thrust for urging the spool valve shaft 92 in the pressure increasing direction is A 0 PL, and the thrust for urging the spool valve shaft 92 in the pressure decreasing direction is Fc + (A 0 −A 1 ) Ps. In a situation where the spool valve shaft 92 is separated from the spring force Fa (A 0 PL> Fa), the axial thrust acting on the spool valve shaft 92 is balanced by the following equation (2).
A 0 PL = Fb + (A 0 −A 1 ) Ps (2)

つまり、ライン圧制御弁４２によってライン圧ＰＬが高圧状態に調圧されることにより、プッシュプラグ９３がスプール弁軸９２から離れた状態のもとでは、変動するライン圧ＰＬによってスプール弁軸９２が昇圧方向に付勢されるため、セカンダリ圧Ｐｓはライン圧ＰＬの大きさに応じて変動することになる。また、ライン圧ＰＬが作用する一次側弁体９２ａの受圧面積はＡ０であるのに対し、セカンダリ圧Ｐｓが作用する二次側弁体９２ｂの受圧面積はＡ０よりも小さいＡ０−Ａ１に設定されている。このため、ライン圧ＰＬが所定値(例えば、２．０ＭＰａ)を上回った場合には、スプール弁軸９２はバネ力Ｆｂおよびセカンダリ圧Ｐｓに抗して連通位置に保持されることになり、ライン圧ＰＬは減圧されることなくセカンダリ圧Ｐｓとして出力されることになる。 That is, when the line pressure PL is regulated to a high pressure state by the line pressure control valve 42, the spool valve shaft 92 is moved by the fluctuating line pressure PL when the push plug 93 is separated from the spool valve shaft 92. Since the secondary pressure Ps is urged in the boosting direction, the secondary pressure Ps varies according to the magnitude of the line pressure PL. Further, while the pressure receiving area of the primary side valve body 92a of the line pressure PL acts is A 0, the secondary pressure Ps is the pressure receiving area of the secondary side valve body 92b acting small A 0 -A than A 0 1 is set. For this reason, when the line pressure PL exceeds a predetermined value (for example, 2.0 MPa), the spool valve shaft 92 is held at the communication position against the spring force Fb and the secondary pressure Ps. The pressure PL is output as the secondary pressure Ps without being reduced.

これまで説明したように、セカンダリ圧制御弁４３は、ライン圧ＰＬの大きさに応じてセカンダリ圧Ｐｓの出力特性を変化させることができるため、パイロット弁５１を制御することにより、ライン圧ＰＬを調圧するだけでなく必要に応じてセカンダリ圧Ｐｓをライン圧ＰＬよりも引き下げることができる。つまり、図８の特性線図に示すように、ライン圧ＰＬを引き上げていった場合には、ライン圧ＰＬがＡ点(例えば、０．２ＭＰａ)に達する迄は、ライン圧ＰＬがそのままセカンダリ圧Ｐｓとして出力され、ライン圧ＰＬがＡ点からＢ点(例えば、０．７ＭＰａ)に達する迄は、セカンダリ圧Ｐｓが所定の上限圧力(例えば、０．２ＭＰａ)に減圧されて出力される。そして、ライン圧ＰＬがＢ点からＣ点(例えば、２．０ＭＰａ)に達する迄は、セカンダリ圧Ｐｓがライン圧ＰＬに近づくように出力され、ライン圧ＰＬがＣ点を上回った後には、ライン圧ＰＬがそのままセカンダリ圧Ｐｓとして出力されることになる。   As described so far, the secondary pressure control valve 43 can change the output characteristic of the secondary pressure Ps according to the magnitude of the line pressure PL, so that the line pressure PL is controlled by controlling the pilot valve 51. In addition to adjusting the pressure, the secondary pressure Ps can be lowered below the line pressure PL as necessary. That is, as shown in the characteristic diagram of FIG. 8, when the line pressure PL is increased, the line pressure PL remains as it is until the line pressure PL reaches point A (for example, 0.2 MPa). Until the line pressure PL reaches the point B from the point A (for example, 0.7 MPa), the secondary pressure Ps is reduced to a predetermined upper limit pressure (for example, 0.2 MPa) and output. Until the line pressure PL reaches the C point (for example, 2.0 MPa) from the B point, the secondary pressure Ps is output so as to approach the line pressure PL, and after the line pressure PL exceeds the C point, the line pressure PL The pressure PL is output as it is as the secondary pressure Ps.

続いて、プライマリ圧Ｐｐを調圧して駆動ベルト２２の巻き付け径を制御するアップシフト弁４４とダウンシフト弁４７とについて説明する。図５に示すように、アップシフト弁４４は、弁収容孔が形成されたハウジング９５と、弁収容孔に移動自在に収容されるスプール弁軸９６とを備えており、ハウジング９５には、ライン圧路４１ｂが接続される入力ポート４４ａと、プライマリ圧路４５が接続される出力ポート４４ｂとが形成されている。また、入力ポート４４ａと出力ポート４４ｂとを連通する連通位置と遮断する遮断位置とにスプール弁軸９６を移動させるため、ハウジング９５には、パイロット圧路９７に連通するパイロット圧室４４ｃと、バネ部材９８が組み込まれるバネ室４４ｄとが形成されている。そして、所定圧力を上回るようにパイロット圧Ｐ２が引き上げられたときには、スプール弁軸９６がバネ力に抗して連通位置に移動する一方、所定圧力を下回るようにパイロット圧Ｐ２が引き下げられたときには、スプール弁軸９６がバネ力によって遮断位置に移動するようになっている。   Next, the upshift valve 44 and the downshift valve 47 that regulate the primary pressure Pp and control the winding diameter of the drive belt 22 will be described. As shown in FIG. 5, the upshift valve 44 includes a housing 95 in which a valve accommodating hole is formed, and a spool valve shaft 96 that is movably accommodated in the valve accommodating hole. An input port 44a to which the pressure path 41b is connected and an output port 44b to which the primary pressure path 45 is connected are formed. Further, in order to move the spool valve shaft 96 to a communication position where the input port 44a and the output port 44b communicate with each other and a blocking position where the input port 44a and the output port 44b are blocked, a housing 95 includes a pilot pressure chamber 44c communicating with the pilot pressure path 97, a spring A spring chamber 44d into which the member 98 is incorporated is formed. When the pilot pressure P2 is increased to exceed the predetermined pressure, the spool valve shaft 96 moves to the communication position against the spring force, while when the pilot pressure P2 is decreased to be lower than the predetermined pressure, The spool valve shaft 96 is moved to the blocking position by a spring force.

同様に、ダウンシフト弁４７は、弁収容孔が形成されたハウジング１００と、弁収容孔に移動自在に収容されるスプール弁軸１０１とを備えており、ハウジング１００には、分岐油路４６が接続される入力ポート４７ａと、下流側のフェイルセーフ弁１０２に排出油路５４を介して連通する排出ポート４７ｂとが形成されている。また、入力ポート４７ａと排出ポート４７ｂとを連通する連通位置と遮断する遮断位置とにスプール弁軸１０１を移動させるため、ハウジング１００には、パイロット圧路１０３に連通するパイロット圧室４７ｃと、バネ部材１０４が組み込まれるバネ室４７ｄとが形成されている。そして、所定圧力を上回るようにパイロット圧Ｐ３が引き上げられたときには、スプール弁軸１０１がバネ力に抗して連通位置に移動する一方、所定圧力を下回るようにパイロット圧Ｐ３が引き下げられたときには、スプール弁軸１０１がバネ力によって遮断位置に移動するようになっている。   Similarly, the downshift valve 47 includes a housing 100 in which a valve accommodating hole is formed, and a spool valve shaft 101 that is movably accommodated in the valve accommodating hole. An input port 47a to be connected and a discharge port 47b communicating with the downstream fail-safe valve 102 via the discharge oil passage 54 are formed. Further, in order to move the spool valve shaft 101 to a communication position where the input port 47a and the discharge port 47b communicate with each other and a blocking position where the input port 47a and the discharge port 47b are blocked, the housing 100 includes a pilot pressure chamber 47c communicating with the pilot pressure path 103, a spring A spring chamber 47d into which the member 104 is incorporated is formed. When the pilot pressure P3 is increased to exceed the predetermined pressure, the spool valve shaft 101 moves to the communication position against the spring force, while when the pilot pressure P3 is decreased to be lower than the predetermined pressure, The spool valve shaft 101 is moved to the cutoff position by a spring force.

つまり、アップシフトを行うためにプライマリ圧Ｐｐを引き上げる際には、アップシフト弁４４に対するパイロット圧Ｐ２が引き上げられる一方、ダウンシフト弁４７に対するパイロット圧Ｐ３が引き下げられる。また、ダウンシフトを行うためにプライマリ圧Ｐｐを引き下げる際には、アップシフト弁４４に対するパイロット圧Ｐ２が引き下げられる一方、ダウンシフト弁４７に対するパイロット圧Ｐ３が引き上げられることになる。なお、パイロット弁５２，５３のソレノイドに対するデューティ比を制御することによって、アップシフト弁４４やダウンシフト弁４７におけるポート間の連通状態を自在に設定することができるため、プライマリ圧Ｐｐを所定の範囲で自在に設定することが可能となっている。   That is, when the primary pressure Pp is increased to perform the upshift, the pilot pressure P2 for the upshift valve 44 is increased while the pilot pressure P3 for the downshift valve 47 is decreased. Further, when lowering the primary pressure Pp for downshifting, the pilot pressure P2 for the upshift valve 44 is lowered, while the pilot pressure P3 for the downshift valve 47 is raised. In addition, since the communication state between the ports in the upshift valve 44 and the downshift valve 47 can be freely set by controlling the duty ratio of the pilot valves 52 and 53 to the solenoid, the primary pressure Pp is set within a predetermined range. Can be set freely.

また、ダウンシフト弁４７の下流側にはフェイルセーフ弁１０２が設けられており、このフェイルセーフ弁１０２によってパイロット弁５３の故障に伴う急激なダウンシフトを回避することが可能となっている。フェイルセーフ弁１０２は、弁収容孔が形成されたハウジング１０５と、弁収容孔に移動自在に収容されるスプール弁軸１０６とを備えており、ハウジング１０５には、ダウンシフト弁４７の排出ポート４７ｂに接続される入力ポート１０２ａと、オイルパンに作動油を案内する排出ポート１０２ｂとが形成されている。   Further, a fail safe valve 102 is provided on the downstream side of the down shift valve 47, and this fail safe valve 102 can avoid a sudden down shift due to the failure of the pilot valve 53. The fail safe valve 102 includes a housing 105 in which a valve accommodating hole is formed, and a spool valve shaft 106 that is movably accommodated in the valve accommodating hole. The housing 105 includes a discharge port 47b of the downshift valve 47. And an exhaust port 102b for guiding hydraulic oil to the oil pan.

そして、入力ポート１０２ａと排出ポート１０２ｂとを連通する連通位置と遮断する遮断位置とにスプール弁軸１０６を移動させるため、ハウジング１０５には、パイロット圧路９７に連通するパイロット圧室１０２ｃと、バネ部材１０７が組み込まれるバネ室１０２ｄとが形成されている。このパイロット圧室１０２ｃには、アップシフト弁４４に供給されるパイロット圧Ｐ２が入力されるため、アップシフト弁４４のスプール弁軸９６が連通位置に移動するときには、フェイルセーフ弁１０２のスプール弁軸１０６は遮断位置に移動するようになっている。つまり、変速比がオーバードライブ側に制御された状態のもとで、パイロット弁５３がフェイル状態に陥ることにより、ダウンシフト弁４７に対するパイロット圧Ｐ３が上昇した場合であっても、遮断されたフェイルセーフ弁１０２を介して作動油の排出を回避することができ、プライマリ圧Ｐｐの低下による急激なダウンシフトを回避することが可能となる。   In order to move the spool valve shaft 106 to a communication position where the input port 102a and the discharge port 102b communicate with each other and a blocking position where the input port 102a and the discharge port 102b are blocked, the housing 105 has a pilot pressure chamber 102c communicating with the pilot pressure path 97, A spring chamber 102d into which the member 107 is incorporated is formed. Since the pilot pressure P2 supplied to the upshift valve 44 is input to the pilot pressure chamber 102c, when the spool valve shaft 96 of the upshift valve 44 moves to the communication position, the spool valve shaft of the failsafe valve 102 106 moves to the blocking position. That is, even if the pilot pressure P3 for the downshift valve 47 increases due to the pilot valve 53 falling into a fail state under the state where the gear ratio is controlled to the overdrive side, the failed fail is blocked. The discharge of hydraulic oil can be avoided via the safe valve 102, and a sudden downshift due to a decrease in the primary pressure Pp can be avoided.

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

以下、無段変速機１０の変速比をロー側にダウンシフトする際の油圧供給状態と、オーバードライブ側にアップシフトする際の油圧供給状態とについて説明する。図９はダウンシフトを実行する際における油圧供給状態の一例を示す回路図であり、図１０はアップシフトを実行する際における油圧供給状態の一例を示す回路図である。   Hereinafter, a hydraulic pressure supply state when the gear ratio of the continuously variable transmission 10 is downshifted to the low side and a hydraulic pressure supply state when the gear ratio is upshifted to the overdrive side will be described. FIG. 9 is a circuit diagram illustrating an example of a hydraulic pressure supply state when performing a downshift, and FIG. 10 is a circuit diagram illustrating an example of a hydraulic pressure supply state when performing an upshift.

図９に示すように、変速比をロー側にダウンシフトさせる際には、パイロット弁５１からのパイロット圧Ｐ１を引き上げることにより、ライン圧制御弁４２を介してライン圧ＰＬが所定値(例えば、０．７ＭＰａ)を上回るように引き上げられる。このようにライン圧ＰＬを引き上げることにより、セカンダリ圧制御弁４３のスプール弁軸９２は、ライン圧ＰＬによって昇圧方向に付勢されることになるため、ライン圧ＰＬに近づくようにセカンダリ圧Ｐｓが調圧されることになる。さらに、ライン圧ＰＬが２．０ＭＰａを上回った場合には、セカンダリ圧制御弁４３を介してライン圧ＰＬが減圧されることはなく、引き上げられたライン圧ＰＬがそのままセカンダリ圧Ｐｓとしてセカンダリプーリ２１に供給されることになる。また、パイロット弁５２から出力されるパイロット圧Ｐ２を引き下げる一方、パイロット弁５３から出力されるパイロット圧Ｐ３を引き上げることにより、連通状態となるダウンシフト弁４７を介してプライマリプーリ２０から作動油が排出され、プライマリプーリ２０内のプライマリ圧Ｐｐが引き下げられる。このように、プライマリ圧Ｐｐを引き下げてプライマリプーリ２０のプーリ溝幅を広げる一方、セカンダリ圧Ｐｓを引き上げてセカンダリプーリ２１のプーリ溝幅を狭めることにより、変速比はロー側にダウンシフトされるようになっている。   As shown in FIG. 9, when the gear ratio is downshifted to the low side, the line pressure PL is increased to a predetermined value (for example, the line pressure control valve 42 by increasing the pilot pressure P1 from the pilot valve 51). 0.7 MPa). By raising the line pressure PL in this way, the spool valve shaft 92 of the secondary pressure control valve 43 is urged in the pressure increasing direction by the line pressure PL, so that the secondary pressure Ps approaches the line pressure PL. It will be regulated. Further, when the line pressure PL exceeds 2.0 MPa, the line pressure PL is not reduced via the secondary pressure control valve 43, and the increased line pressure PL is directly used as the secondary pressure Ps as the secondary pulley 21. Will be supplied. Further, while lowering the pilot pressure P2 output from the pilot valve 52 and increasing the pilot pressure P3 output from the pilot valve 53, the hydraulic oil is discharged from the primary pulley 20 via the downshift valve 47 that is in a communicating state. Thus, the primary pressure Pp in the primary pulley 20 is reduced. In this way, the primary pressure Pp is lowered to widen the pulley groove width of the primary pulley 20, while the secondary pressure Ps is raised to narrow the pulley groove width of the secondary pulley 21, so that the gear ratio is downshifted to the low side. It has become.

一方、図１０に示すように、変速比をオーバードライブ側にアップシフトさせる際には、パイロット弁５１からのパイロット圧Ｐ１を引き下げることにより、ライン圧制御弁４２を介してライン圧ＰＬが所定値(例えば、０．７ＭＰａ)を下回るように引き下げられる。このようにライン圧ＰＬを引き下げることにより、セカンダリ圧制御弁４３のスプール弁軸９２は、バネ力Ｆａのみによって昇圧方向に付勢されることになるため、セカンダリ圧制御弁４３を介して０．２ＭＰａに減圧されたセカンダリ圧Ｐｓがセカンダリプーリに供給される。つまり、ライン圧ＰＬを引き下げることにより、セカンダリ圧Ｐｓがライン圧ＰＬから更に引き下げられることになる。また、パイロット弁５２から出力されるパイロット圧Ｐ２を引き上げる一方、パイロット弁５３から出力されるパイロット圧Ｐ３を引き下げることにより、連通状態となるアップシフト弁４４を介してライン圧ＰＬがそのままプライマリ圧Ｐｐとしてプライマリプーリ２０に供給される。このように、プライマリ圧Ｐｐを引き上げてプライマリプーリ２０のプーリ溝幅を狭める一方、セカンダリ圧Ｐｓを引き下げてセカンダリプーリ２１のプーリ溝幅を広げることにより、変速比はオーバードライブ側にアップシフトされるようになっている。   On the other hand, as shown in FIG. 10, when the gear ratio is upshifted to the overdrive side, the line pressure PL is set to a predetermined value via the line pressure control valve 42 by reducing the pilot pressure P1 from the pilot valve 51. (E.g., 0.7 MPa). By reducing the line pressure PL in this way, the spool valve shaft 92 of the secondary pressure control valve 43 is urged in the pressure increasing direction only by the spring force Fa. Secondary pressure Ps reduced to 2 MPa is supplied to the secondary pulley. That is, the secondary pressure Ps is further reduced from the line pressure PL by lowering the line pressure PL. Further, while the pilot pressure P2 output from the pilot valve 52 is increased, the pilot pressure P3 output from the pilot valve 53 is decreased, so that the line pressure PL remains as it is through the upshift valve 44 that is in the communication state. Is supplied to the primary pulley 20. In this manner, the primary pressure Pp is increased to narrow the pulley groove width of the primary pulley 20, while the secondary pressure Ps is decreased to widen the pulley groove width of the secondary pulley 21, whereby the gear ratio is upshifted to the overdrive side. It is like that.

ここで、図１１(Ａ)および(Ｂ)はロー状態からオーバードライブ状態に変速する際のライン圧ＰＬ、プライマリ圧Ｐｐ、セカンダリ圧Ｐｓの変化状況を示す線図であり、(Ａ)は従来の変速制御装置(片調圧方式)による圧力変化状況を示し、(Ｂ)は本発明の変速制御装置による圧力変化状況を示している。   Here, FIGS. 11A and 11B are diagrams showing changes in the line pressure PL, the primary pressure Pp, and the secondary pressure Ps when shifting from the low state to the overdrive state, and FIG. The pressure change situation by the shift control device (one pressure regulation system) is shown, and (B) shows the pressure change situation by the shift control device of the present invention.

まず、図１１(Ａ)に示すように、ライン圧ＰＬをそのままセカンダリ圧Ｐｓとして利用するようにした従来の変速制御装置(片調圧方式)にあっては、ロー状態からオーバードライブ状態に向けて変速する際に、セカンダリ圧Ｐｓを超えてプライマリ圧Ｐｐを引き上げることが不可能となっていた。つまり、プライマリ圧Ｐｐはライン圧ＰＬを減圧することによって調圧される圧力であるため、ライン圧ＰＬとセカンダリ圧Ｐｓとが常に一致する片調圧方式の変速制御装置にあっては、プライマリ圧Ｐｐの上限圧力はセカンダリ圧Ｐｓと等しい圧力になる。   First, as shown in FIG. 11 (A), in the conventional speed change control device (single pressure regulation method) in which the line pressure PL is used as it is as the secondary pressure Ps, the low state is changed to the overdrive state. When shifting, it is impossible to raise the primary pressure Pp beyond the secondary pressure Ps. That is, since the primary pressure Pp is a pressure that is regulated by reducing the line pressure PL, the primary pressure Pp is the primary pressure in a one-pressure regulating transmission control device in which the line pressure PL and the secondary pressure Ps always match. The upper limit pressure of Pp is equal to the secondary pressure Ps.

したがって、プライマリ側とセカンダリ側との作動油室の受圧面積が等しい場合には、セカンダリプーリ２１の締め付け力を上回ってプライマリプーリ２０の締め付け力を設定することができないため、プライマリ側の受圧面積をセカンダリ側の受圧面積に比して大きく設定することが必要となる。このような受圧面積の設定は、プライマリプーリ２０の大型化を招くことになり、無段変速機１０の小型化を阻害する要因となっていた。また、プライマリプーリ２０の締め付け力を高めることが困難であることから、オーバードライブ側に変速する際の変速速度を向上させることも困難となっていた。   Therefore, when the pressure receiving areas of the hydraulic oil chambers on the primary side and the secondary side are equal, the tightening force of the primary pulley 20 cannot be set exceeding the tightening force of the secondary pulley 21. It is necessary to set larger than the pressure receiving area on the secondary side. Such setting of the pressure receiving area causes an increase in the size of the primary pulley 20, which has been a factor that hinders the size reduction of the continuously variable transmission 10. Further, since it is difficult to increase the tightening force of the primary pulley 20, it has been difficult to improve the shift speed when shifting to the overdrive side.

これに対し、本発明の変速制御装置にあっては、ライン圧ＰＬの大きさに応じてセカンダリ圧Ｐｓの出力特性を変化させ、セカンダリ圧Ｐｓをライン圧ＰＬよりも引き下げることが可能となっている。図１１(Ｂ)に示すように、プライマリ圧Ｐｐに対してセカンダリ圧Ｐｓを高くすることが望ましいロー状態にあっては、ライン圧ＰＬを引き上げることにより、ライン圧ＰＬとセカンダリ圧Ｐｓとをほぼ一致させることができるため、プライマリ圧Ｐｐよりもセカンダリ圧Ｐｓを高く設定することが可能となる。一方、プライマリ圧Ｐｐに対してセカンダリ圧Ｐｓを低くすることが望ましいオーバードライブ状態にあっては、ライン圧ＰＬを引き下げることにより、ライン圧ＰＬに対してセカンダリ圧Ｐｓを更に引き下げることができるため、プライマリ圧Ｐｐよりもセカンダリ圧Ｐｓを低く設定することが可能となる。   On the other hand, in the speed change control device of the present invention, it is possible to change the output characteristic of the secondary pressure Ps according to the magnitude of the line pressure PL, and to lower the secondary pressure Ps below the line pressure PL. Yes. As shown in FIG. 11B, in a low state where it is desirable to increase the secondary pressure Ps relative to the primary pressure Pp, the line pressure PL and the secondary pressure Ps are substantially reduced by increasing the line pressure PL. Since they can be matched, the secondary pressure Ps can be set higher than the primary pressure Pp. On the other hand, in an overdrive state where it is desirable to lower the secondary pressure Ps with respect to the primary pressure Pp, the secondary pressure Ps can be further lowered with respect to the line pressure PL by lowering the line pressure PL. It becomes possible to set the secondary pressure Ps lower than the primary pressure Pp.

つまり、目標プライマリ圧Ｐｐに合わせてライン圧ＰＬを引き下げる過程において、ライン圧ＰＬがＣ点(例えば、２．０ＭＰａ)を下回ると、ライン圧ＰＬに対してセカンダリ圧Ｐｓが更に引き下げられ、ライン圧ＰＬがＢ点(例えば、０．７ＭＰａ)を下回ると、ライン圧ＰＬは所定の上限圧力(例えば、０．２ＭＰａ)に保たれることになる。このように、ライン圧ＰＬを目標プライマリ圧Ｐｐに向けて低下させると(符号α)、ライン圧ＰＬよりもセカンダリ圧Ｐｓが低く調圧されるため(符号β)、アップシフト時にセカンダリ圧Ｐｓよりもプライマリ圧Ｐｐを高く調圧することが可能となる。なお、図１１(Ｂ)に示すＢ点およびＣ点は、図８の特性線図に示すＢ点およびＣ点と同じ箇所を示している。   That is, in the process of lowering the line pressure PL in accordance with the target primary pressure Pp, when the line pressure PL falls below a point C (for example, 2.0 MPa), the secondary pressure Ps is further reduced with respect to the line pressure PL, and the line pressure When PL falls below point B (for example, 0.7 MPa), the line pressure PL is maintained at a predetermined upper limit pressure (for example, 0.2 MPa). As described above, when the line pressure PL is decreased toward the target primary pressure Pp (symbol α), the secondary pressure Ps is regulated to be lower than the line pressure PL (symbol β). Also, the primary pressure Pp can be regulated high. Note that the points B and C shown in FIG. 11B are the same as the points B and C shown in the characteristic diagram of FIG.

このように、オーバードライブ状態にあっては、セカンダリ圧Ｐｓよりもプライマリ圧Ｐｐを高く調圧することにより、プライマリ側の受圧面積を縮小して無段変速機１０の小型化を達成したり、変速速度を向上させて変速時間を短縮したりすることが可能となる。また、ロー状態においてはセカンダリ圧Ｐｓに合わせるように、オーバードライブ状態においてはプライマリ圧Ｐｐに合わせるように、ライン圧ＰＬを調圧することが可能であるため、オイルポンプ４０にかかる負荷を無駄に増大させることがなく、エンジン１１の燃料消費量を抑制することも可能となる。   Thus, in the overdrive state, by adjusting the primary pressure Pp higher than the secondary pressure Ps, the primary-side pressure receiving area can be reduced to reduce the size of the continuously variable transmission 10, or It is possible to improve the speed and shorten the shift time. Further, since the line pressure PL can be adjusted so as to match the secondary pressure Ps in the low state and to the primary pressure Pp in the overdrive state, the load on the oil pump 40 is increased unnecessarily. It is also possible to suppress the fuel consumption of the engine 11 without making it.

しかも、機械的に作動するセカンダリ圧制御弁４３を組み込むことにより、アップシフト時にセカンダリ圧Ｐｓよりプライマリ圧Ｐｐを高く調圧するようにしたので、油圧制御回路の簡素化を達成することができる。つまり、ライン圧ＰＬ、プライマリ圧Ｐｐ、セカンダリ圧Ｐｓを別個に調圧する３つの電磁圧力制御弁を組み込むことにより、セカンダリ圧Ｐｓとプライマリ圧Ｐｐとを自在に調圧するようにした従来の変速制御装置(両調圧方式)に比べて、開発コストや製造コストを大幅に引き下げることが可能となる。   Moreover, by incorporating the mechanically operated secondary pressure control valve 43, the primary pressure Pp is regulated to be higher than the secondary pressure Ps at the time of upshift, so that simplification of the hydraulic control circuit can be achieved. That is, a conventional speed change control device that freely regulates the secondary pressure Ps and the primary pressure Pp by incorporating three electromagnetic pressure control valves that regulate the line pressure PL, the primary pressure Pp, and the secondary pressure Ps separately. Compared to the (both pressure regulation method), it is possible to greatly reduce development costs and manufacturing costs.

また、図８に示すように、ライン圧ＰＬとセカンダリ圧Ｐｓとは相関関係にあるため、圧力推定手段として機能するＣＶＴ制御ユニット６０により、ライン圧ＰＬに基づいてセカンダリ圧Ｐｓを推定することが可能となる。このため、セカンダリ圧Ｐｓを検出する圧力センサが不要となり、更なる低コスト化を達成することが可能となる。   Further, as shown in FIG. 8, since the line pressure PL and the secondary pressure Ps are in a correlation, the CVT control unit 60 functioning as pressure estimation means can estimate the secondary pressure Ps based on the line pressure PL. It becomes possible. For this reason, a pressure sensor for detecting the secondary pressure Ps becomes unnecessary, and further cost reduction can be achieved.

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

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

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

本発明の一実施の形態である制御弁を用いた変速制御装置によって制御される無段変速機を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the continuously variable transmission controlled by the transmission control apparatus using the control valve which is one embodiment of this invention. 無段変速機の油圧制御系および電子制御系を示す概略図である。It is the schematic which shows the hydraulic control system and electronic control system of a continuously variable transmission. ＣＶＴ制御ユニットの変速制御系を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the transmission control system of a CVT control unit. 目標プライマリ回転数を算出する際に参照される変速特性マップの一例を示す線図である。It is a diagram which shows an example of the speed change characteristic map referred when calculating a target primary rotation speed. 油圧制御回路の一部を示す回路図である。It is a circuit diagram which shows a part of hydraulic control circuit. (Ａ)および(Ｂ)はライン圧制御弁の作動状態を示す説明図であり、(Ａ)はスプール弁軸を連通位置に移動させた状態を示し、(Ｂ)はスプール弁軸を遮断位置に移動させた状態を示している。(A) And (B) is explanatory drawing which shows the operating state of a line pressure control valve, (A) shows the state which moved the spool valve axis | shaft to the communicating position, (B) is the cutoff position of a spool valve axis | shaft. The state moved to is shown. (Ａ)および(Ｂ)はセカンダリ圧制御弁の作動状態を示す説明図である。(A) And (B) is explanatory drawing which shows the operating state of a secondary pressure control valve. セカンダリ圧制御弁によるセカンダリ圧の出力特性を示す特性線図である。It is a characteristic diagram which shows the output characteristic of the secondary pressure by a secondary pressure control valve. ダウンシフトを実行する際における油圧供給状態の一例を示す回路図である。It is a circuit diagram which shows an example of the hydraulic pressure supply state at the time of performing a downshift. アップシフトを実行する際における油圧供給状態の一例を示す回路図である。It is a circuit diagram which shows an example of the hydraulic pressure supply state at the time of performing an upshift. (Ａ)および(Ｂ)はロー状態からオーバードライブ状態に変速する際のライン圧、プライマリ圧、セカンダリ圧の変化状況を示す線図であり、(Ａ)は従来の変速制御装置(片調圧方式)による圧力変化状況を示し、(Ｂ)は本発明の変速制御装置による圧力変化状況を示している。(A) and (B) are diagrams showing changes in line pressure, primary pressure, and secondary pressure when shifting from a low state to an overdrive state, and (A) is a conventional shift control device (single pressure control). (B) shows the pressure change state by the speed change control device of the present invention.

符号の説明Explanation of symbols

１０ 無段変速機
２０ プライマリプーリ(変速プーリ)
２１ セカンダリプーリ(締付プーリ)
２２ 駆動ベルト
４０ オイルポンプ(油圧供給源)
４２ ライン圧制御弁
４３ セカンダリ圧制御弁(制御弁，クランプ圧制御弁)
４３ａ 入力ポート
４３ｂ 出力ポート
４３ｄ パイロット圧室(一次側制御圧室)
４３ｅ パイロット圧室(二次側制御圧室)
４３ｆ パイロットポート(一次側制御ポート)
６０ ＣＶＴ制御ユニット(圧力推定手段)
６３ ライン圧センサ
９１ ハウジング
９１ａ 弁収容孔
９２ スプール弁軸
９２ａ 一次側弁体
９２ｂ 二次側弁体
９３ プッシュプラグ(付勢駒)
ＰＬ ライン圧(入力圧)
Ｐｓ セカンダリ圧(出力圧，クランプ圧)
Ｆａ バネ力 10 continuously variable transmission 20 primary pulley (transmission pulley)
21 Secondary pulley (clamping pulley)
22 Drive belt 40 Oil pump (hydraulic supply source)
42 Line pressure control valve 43 Secondary pressure control valve (control valve, clamp pressure control valve)
43a Input port 43b Output port 43d Pilot pressure chamber (primary control pressure chamber)
43e Pilot pressure chamber (secondary control pressure chamber)
43f Pilot port (primary side control port)
60 CVT control unit (pressure estimation means)
63 Line pressure sensor 91 Housing 91a Valve housing hole 92 Spool valve shaft 92a Primary valve body 92b Secondary valve body 93 Push plug (biasing piece)
PL line pressure (input pressure)
Ps Secondary pressure (output pressure, clamp pressure)
Fa spring force

Claims (5)

軸方向に延びる弁収容孔が形成されるとともに、入力圧が導入される入力ポートと出力圧を吐出する出力ポートとが形成されるハウジングと、
前記弁収容孔に移動自在に収容され、前記入力ポートと前記出力ポートとを連通する連通位置と遮断する遮断位置とに移動するスプール弁軸と、
前記スプール弁軸に対向して前記弁収容孔に移動自在に収容され、バネ力により前記スプール弁軸を連通位置に向けて付勢する付勢駒とを有し、
前記スプール弁軸と前記付勢駒との間に区画される一次側制御圧室に対して入力圧を導入する一次側制御ポートを前記ハウジングに形成し、
入力圧が所定値を下回ることによって前記スプール弁軸と前記付勢駒とが接した状態のもとでは、バネ力により前記スプール弁軸を連通位置に向けて付勢する一方、入力圧が所定値を上回ることによって前記スプール弁軸と前記付勢駒とが離れた状態のもとでは、入力圧により前記スプール弁軸を連通位置に向けて付勢することを特徴とする制御弁。 A housing in which a valve accommodating hole extending in the axial direction is formed, and an input port into which the input pressure is introduced and an output port for discharging the output pressure are formed;
A spool valve shaft that is movably accommodated in the valve accommodation hole and moves between a communication position for communicating the input port and the output port, and a blocking position for blocking;
An urging piece that is movably accommodated in the valve accommodation hole facing the spool valve shaft and urges the spool valve shaft toward a communication position by a spring force;
Forming a primary side control port in the housing for introducing an input pressure to a primary side control pressure chamber defined between the spool valve shaft and the biasing piece;
Under a state where the spool valve shaft and the biasing piece are in contact with each other when the input pressure falls below a predetermined value, the spool valve shaft is biased toward the communication position by a spring force, while the input pressure is predetermined. A control valve that biases the spool valve shaft toward a communication position by an input pressure under a state in which the spool valve shaft and the biasing piece are separated by exceeding a value. 請求項１記載の制御弁において、前記一次側制御圧室を前記スプール弁軸の一端側に区画する一方、前記スプール弁軸の他端側に出力圧が導入される二次側制御圧室を区画し、出力圧により前記スプール弁軸を遮断位置に向けて付勢することを特徴とする制御弁。   2. The control valve according to claim 1, wherein the primary side control pressure chamber is partitioned on one end side of the spool valve shaft, and a secondary side control pressure chamber into which output pressure is introduced on the other end side of the spool valve shaft is provided. A control valve that partitions and urges the spool valve shaft toward a blocking position by an output pressure. 請求項１または２記載の制御弁において、前記スプール弁軸は入力圧が作用する一次側弁体と出力圧が作用する二次側弁体とを備え、前記一次側弁体より前記二次側弁体の受圧面積が小さく設定されることを特徴とする制御弁。   3. The control valve according to claim 1, wherein the spool valve shaft includes a primary side valve body on which an input pressure acts and a secondary side valve body on which an output pressure acts, and the secondary side from the primary side valve body. A control valve characterized in that the pressure receiving area of the valve body is set small. 駆動ベルトが巻き付けられる変速プーリと締付プーリとを備え、前記変速プーリを用いて前記駆動ベルトの巻き付け径を制御する一方、前記締付プーリを用いて前駆駆動ベルトの張力を制御する無段変速機の変速制御装置であって、
油圧供給源からの作動油をライン圧に調圧するライン圧制御弁を設けるとともに、前記ライン圧制御弁と前記締付プーリとの間にライン圧からクランプ圧を調圧するクランプ圧制御弁を設け、
前記クランプ圧制御弁は請求項１〜３のいずれか１項に記載の制御弁であり、ライン圧が所定値を下回るときには前記締付プーリに供給されるクランプ圧をライン圧より低く調圧することを特徴とする無段変速機の変速制御装置。 A continuously variable transmission that includes a transmission pulley and a tightening pulley around which the drive belt is wound, and that controls the winding diameter of the drive belt using the transmission pulley and controls the tension of the precursor drive belt using the tightening pulley. A shift control device for a machine,
A line pressure control valve for adjusting hydraulic oil from a hydraulic supply source to a line pressure is provided, and a clamp pressure control valve for adjusting a clamp pressure from the line pressure is provided between the line pressure control valve and the tightening pulley,
The said clamp pressure control valve is a control valve of any one of Claims 1-3, When the line pressure is less than a predetermined value, the clamp pressure supplied to the said clamping pulley is regulated below a line pressure. A transmission control device for a continuously variable transmission. 請求項４記載の無段変速機の変速制御装置において、前記ライン圧制御弁の下流側に設けられてライン圧を検出するライン圧センサと、ライン圧に基づいてクランプ圧を推定する圧力推定手段とを有することを特徴とする無段変速機の変速制御装置。   5. The transmission control device for a continuously variable transmission according to claim 4, wherein a line pressure sensor is provided downstream of the line pressure control valve for detecting a line pressure, and a pressure estimation means for estimating a clamp pressure based on the line pressure. A transmission control apparatus for a continuously variable transmission.
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