JP2013024381A - Hydraulic circuit of transmission - Google Patents

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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent a high pressure from acting on a check valve disposed between first and second oil pumps in the hydraulic circuit of a transmission to prevent the check valve from being seized or reduced in sealability.SOLUTION: During the operation of an engine E, a regulator pressure obtained by regulating the discharge pressure of the first oil pump 28 by a regulator valve 102 is supplied to hydraulic devices 32, 33, and a clutch pressure obtained by further regulating the regulator pressure by a clutch reducing valve 109 is supplied to hydraulic devices 78, 79. The clutch pressure is stopped by a check valve 108, and prevented from leaking to the second oil pump 107 side. Since the clutch pressure is a low one obtained by reducing the discharge pressure of the first oil pump 28 in two steps by the regulator valve 102 and the clutch reducing valve 109, the check valve 108 is prevented from being seized or reduced in sealability.

Description

本発明は、走行用駆動源の駆動力を変速して駆動輪に伝達する変速機の油圧機器に変速用のオイルを供給する変速機の油圧回路に関する。   The present invention relates to a hydraulic circuit of a transmission that supplies oil for shifting to a hydraulic device of the transmission that shifts the driving force of a traveling drive source and transmits the driving force to driving wheels.

アイドリングストップ制御が可能な車両において、走行用のエンジンにより駆動される機械式オイルポンプと電動モータにより駆動される電動オイルポンプとを備え、エンジンの運転時には機械式オイルポンプが発生する油圧で変速機の変速動作を行わせるとともに、エンジンの停止時には電動オイルポンプが発生する油圧で変速機の変速動作を行わせ、エンジンの運転時に機械式オイルポンプガ吐出するオイルが停止した電動オイルポンプを通過して漏洩するのをチェックバルブにより阻止するものが、下記特許文献１、２により公知である。   In a vehicle capable of idling stop control, the transmission includes a mechanical oil pump driven by a traveling engine and an electric oil pump driven by an electric motor, and a hydraulic transmission generated by the mechanical oil pump during engine operation. When the engine is stopped, the transmission is shifted by the hydraulic pressure generated by the electric oil pump, and when the engine is running, the oil discharged from the mechanical oil pump passes through the stopped electric oil pump. It is known from Patent Documents 1 and 2 below that the leakage is prevented by a check valve.

特開２０１０−２０９９７８号公報JP 2010-209978 A 特開２００８−６９８３８号公報JP 2008-69838 A

しかしながら上記特許文献１、２に記載されたものは、エンジンの運転時に機械式オイルポンプが発生した高い油圧がチェックバルブによって阻止されるため、そのチェックバルブの弁体が大きな荷重で弁座に押し付けられてしまい、チェックバルブが閉弁状態が固着したり、弁座が弁体により摩耗してシール性が低下したりする可能性があった。   However, in the above-described Patent Documents 1 and 2, since the high hydraulic pressure generated by the mechanical oil pump during engine operation is blocked by the check valve, the valve body of the check valve is pressed against the valve seat with a large load. As a result, the closed state of the check valve may be fixed, or the valve seat may be worn by the valve body and the sealing performance may be deteriorated.

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、変速機の油圧回路の第１、第２オイルポンプ間に配置されたチェックバルブに高圧が作用するのを防止して、チェックバルブの固着故障の発生やシール性の低下を防止することを目的とする。   The present invention has been made in view of the above-described circumstances, and prevents a high pressure from acting on the check valve disposed between the first and second oil pumps of the hydraulic circuit of the transmission to prevent the check valve from sticking. It aims at preventing generation | occurrence | production and the fall of sealing performance.

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、走行用駆動源の駆動力を変速して駆動輪に伝達する変速機の油圧機器にオイルを供給する変速機の油圧回路において、前記油圧回路は、前記走行用駆動源により駆動される第１オイルポンプと、前記走行用駆動源とは異なる駆動源により駆動される第２オイルポンプと、前記第１オイルポンプが吐出するオイルを第１設定圧に調圧して前記油圧機器に供給する第１調圧弁と、前記第１設定圧に調圧されたオイルあるいは前記第２オイルポンプが吐出するオイルを該第１設定圧よりも低い第２設定圧に調圧して前記油圧機器に供給する第２調圧弁と、前記第２オイルポンプおよび前記第２調圧弁間に配置されて該第２オイルポンプ側から該第２調圧弁側へのオイルの流通のみを許容するチェックバルブとを備えることを特徴とする変速機の油圧回路が提案される。   In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, the hydraulic pressure of the transmission that supplies oil to the hydraulic equipment of the transmission that changes the driving force of the driving source for traveling and transmits it to the drive wheels. In the circuit, the hydraulic circuit includes a first oil pump driven by the travel drive source, a second oil pump driven by a drive source different from the travel drive source, and a discharge from the first oil pump. A first pressure regulating valve that regulates oil to be adjusted to a first set pressure and supplies the oil to the hydraulic equipment, and oil that has been regulated to the first set pressure or discharged by the second oil pump. A second pressure regulating valve that regulates the pressure to a lower second set pressure and supplies the second hydraulic pressure device to the hydraulic device, and is disposed between the second oil pump and the second pressure regulating valve, and is arranged from the second oil pump side to the second pressure regulating valve. Only the oil flow to the pressure valve side Hydraulic circuit of the transmission, characterized in that it comprises a check valve for capacity is proposed.

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記変速機は有効半径が可変のドライブプーリおよびドリブンプーリを備え、前記油圧機器は、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリの有効半径を変化させる油室と、前進変速段および後進変速段を選択的に確立するフォワードクラッチおよびリバースクラッチとを含み、前記第１調圧弁の下流の油路は二股に分岐し、その一方は前記油室に連通するとともに、その他方は前記第２調圧弁を介して前記フォワードクラッチおよび前記リバースクラッチに連通することを特徴とする変速機の油圧回路が提案される。   According to the invention described in claim 2, in addition to the configuration of claim 1, the transmission includes a drive pulley and a driven pulley having a variable effective radius, and the hydraulic device includes the drive pulley and the driven pulley. An oil chamber that changes an effective radius of the pulley, and a forward clutch and a reverse clutch that selectively establish a forward shift stage and a reverse shift stage, and an oil passage downstream of the first pressure regulating valve branches into two branches, A transmission hydraulic circuit is proposed in which one communicates with the oil chamber and the other communicates with the forward clutch and the reverse clutch via the second pressure regulating valve.

尚、実施の形態のドライブプーリ２９の油室３２、ドリブンプーリ３０の油室３３、フォワードクラッチ７８およびリバースクラッチ７９は本発明の油圧機器に対応し、実施の形態のレギュレータバルブ１０２は本発明の第１調圧弁に対応し、実施の形態のクラッチレデューシングバルブ１０９は本発明の第２調圧弁に対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の走行用駆動源に対応し、実施の形態の電動モータＭは本発明の走行用駆動源とは異なる駆動源に対応し、実施の形態のベルト式無段変速機Ｔは本発明の変速機に対応する。   The oil chamber 32 of the drive pulley 29, the oil chamber 33 of the driven pulley 30, the forward clutch 78, and the reverse clutch 79 correspond to the hydraulic equipment of the present invention, and the regulator valve 102 of the embodiment corresponds to the present invention. Corresponding to the first pressure regulating valve, the clutch reducing valve 109 of the embodiment corresponds to the second pressure regulating valve of the present invention, and the engine E of the embodiment corresponds to the driving source for traveling of the present invention. The electric motor M of the embodiment corresponds to a drive source different from the drive source for traveling of the present invention, and the belt type continuously variable transmission T of the embodiment corresponds to the transmission of the present invention.

請求項１の構成によれば、エンジンの運転時には第１オイルポンプの吐出圧を第１調圧弁で第１設定圧に調圧して油圧機器に供給するとともに、第１設定圧の油圧を第２調圧弁で該第１設定圧よりも低い第２設定圧に調圧して油圧機器に供給する。またエンジンの停止時には電動モータにより作動する第２オイルポンプの吐出圧をチェックバルブを介して第２調圧弁に供給することで、第２オイルポンプの吐出圧をそのまま油圧機器に供給する。エンジンの運転時に第２設定圧の油圧はチェックバルブにより阻止されて第２調圧弁側から第２オイルポンプ側に漏洩することが阻止されるが、その第２設定圧は第１オイルポンプの吐出圧を第１調圧弁および第２調圧弁で２段階に減圧した低い油圧であるため、チェックバルブが固着故障したりシール性が低下したりするのを防止することができる。   According to the configuration of the first aspect, during operation of the engine, the discharge pressure of the first oil pump is regulated to the first set pressure by the first pressure regulating valve and supplied to the hydraulic device, and the hydraulic pressure of the first set pressure is set to the second pressure. A pressure regulating valve regulates the pressure to a second set pressure lower than the first set pressure and supplies the pressure to the hydraulic equipment. When the engine is stopped, the discharge pressure of the second oil pump operated by the electric motor is supplied to the second pressure regulating valve via the check valve, so that the discharge pressure of the second oil pump is supplied to the hydraulic equipment as it is. During operation of the engine, the hydraulic pressure of the second set pressure is blocked by the check valve and is prevented from leaking from the second pressure regulating valve side to the second oil pump side, but the second set pressure is discharged from the first oil pump. Since the hydraulic pressure is a low hydraulic pressure that is reduced in two stages by the first pressure regulating valve and the second pressure regulating valve, it is possible to prevent the check valve from becoming stuck and failing or the sealing performance from being lowered.

また請求項２の構成によれば、変速機は有効半径が可変のドライブプーリおよびドリブンプーリを備えるベルト式無段変速機であり、第１調圧弁の下流の油路は二股に分岐し、その一方はドライブプーリおよびドリブンプーリの有効半径を変化させる油室に連通するとともに、その他方は第２調圧弁を介して前進変速段および後進変速段を選択的に確立するフォワードクラッチおよびリバースクラッチに連通するので、ベルト式無段変速機の変速比および変速段の制御を適切な油圧で行うことができる。   According to the second aspect of the present invention, the transmission is a belt-type continuously variable transmission including a drive pulley and a driven pulley having a variable effective radius, and the oil passage downstream of the first pressure regulating valve is bifurcated. One communicates with the oil chamber that changes the effective radius of the drive pulley and the driven pulley, and the other communicates with the forward clutch and the reverse clutch that selectively establish the forward gear and the reverse gear via the second pressure regulating valve. Therefore, the gear ratio and the gear position of the belt type continuously variable transmission can be controlled with an appropriate hydraulic pressure.

ベルト式無段変速機の縦断面図。［実施の形態］The longitudinal cross-sectional view of a belt type continuously variable transmission. [Embodiment] 図１の２部拡大図。［実施の形態］2 is an enlarged view of part 2 of FIG. [Embodiment] ベルト式無段変速機の油圧回路図（エンジン運転中）。［実施の形態］Hydraulic circuit diagram of belt type continuously variable transmission (during engine operation). [Embodiment] ベルト式無段変速機の油圧回路図（アイドリングストップ制御中）。［実施の形態］Hydraulic circuit diagram of belt type continuously variable transmission (during idling stop control). [Embodiment] ベルト式無段変速機の油圧回路図（エンジン運転中）。［従来例］Hydraulic circuit diagram of belt type continuously variable transmission (during engine operation). [Conventional example] ベルト式無段変速機の油圧回路図（アイドリングストップ制御中）。［従来例］Hydraulic circuit diagram of belt type continuously variable transmission (during idling stop control). [Conventional example]

以下、図１〜図４に基づいて本発明の実施の形態を説明する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to FIGS.

図１および図２に示すように、車両用のベルト式無段変速機Ｔは、右ケーシング１１、中間ケーシング１２および左ケーシング１３を備えており、中間ケーシング１２および左ケーシング１３にそれぞれボールベアリング１４，１５を介してメインシャフト１６が支持され、右ケーシング１１、中間ケーシング１２および左ケーシング１３にそれぞれローラベアリング１７、ボールベアリング１８およびローラベアリング１９を介してカウンタシャフト２０が支持され、右ケーシング１１および中間ケーシング１２にそれぞれアンギュラローラベアリング２１，２２を介してリダクションシャフト２３が支持される。メインシャフト１６の右端内周に左端外周を相対回転自在に嵌合するインプットシャフト２４の右端は、右ケーシング１１の開口部においてエンジンＥのクランクシャフト２５の左端に同軸に対向する。   As shown in FIGS. 1 and 2, the belt type continuously variable transmission T for a vehicle includes a right casing 11, an intermediate casing 12, and a left casing 13. Ball bearings 14 are provided in the intermediate casing 12 and the left casing 13, respectively. 15, the main shaft 16 is supported via the right casing 11, the intermediate casing 12, and the left casing 13 via the roller bearing 17, the ball bearing 18 and the roller bearing 19, respectively. A reduction shaft 23 is supported on the intermediate casing 12 via angular roller bearings 21 and 22, respectively. The right end of the input shaft 24 that fits the outer periphery of the left end to the inner periphery of the right end of the main shaft 16 so as to be relatively rotatable is coaxially opposed to the left end of the crankshaft 25 of the engine E at the opening of the right casing 11.

右ケーシング１１の内部には、インプットシャフト２４の右端外周を囲むようにトルクコンバータ２６が配置され、中間ケーシング１２の内部には、インプットシャフト２４およびメインシャフト１６の嵌合部の外周を囲むように前後進切替機構２７が配置されるとともに、前後進切替機構２７の径方向外側に隣接するように機械式オイルポンプよりなる第１オイルポンプ２８が配置される。   A torque converter 26 is arranged inside the right casing 11 so as to surround the outer periphery of the right end of the input shaft 24, and inside the intermediate casing 12, so as to surround the outer periphery of the fitting portion of the input shaft 24 and the main shaft 16. A forward / reverse switching mechanism 27 is disposed, and a first oil pump 28 including a mechanical oil pump is disposed adjacent to the radially outer side of the forward / reverse switching mechanism 27.

中間ケーシング１２に内部において、メインシャフト１６の外周に設けられたドライブプーリ２９とカウンタシャフト２０の外周に設けられたドリブンプーリ３０とに、無端状の金属ベルト３１が巻き掛けられる。ドライブプーリ２９は固定側プーリ半体２９ａと、その固定側プーリ半体２９ａに対して接近・離間可能な可動側プーリ半体２９ｂとを備え、油室３２に作用する油圧により溝幅を制御可能である。同様に、ドリブンプーリ３０は固定側プーリ半体３０ａと、その固定側プーリ半体３０ａに対して接近・離間可能な可動側プーリ半体３０ｂとを備え、油室３３に作用する油圧により溝幅を制御可能である。   Inside the intermediate casing 12, an endless metal belt 31 is wound around a drive pulley 29 provided on the outer periphery of the main shaft 16 and a driven pulley 30 provided on the outer periphery of the counter shaft 20. The drive pulley 29 includes a fixed pulley half 29a and a movable pulley half 29b that can approach and separate from the fixed pulley half 29a, and the groove width can be controlled by the hydraulic pressure acting on the oil chamber 32. It is. Similarly, the driven pulley 30 includes a fixed pulley half 30a and a movable pulley half 30b that can approach and separate from the fixed pulley half 30a. Can be controlled.

右ケーシング１１および中間ケーシング１２にそれぞれアンギュラローラベアリング３４，３５を介してディファレンシャルギヤ３６が支持される。カウンタシャフト２０に設けた第１リダクションギヤ３７がリダクションシャフト２３に設けた第２リダクションギヤ３８に噛合し、リダクションシャフト２３に設けたファイナルドライブギヤ３９がディファレンシャルギヤ３６の外周に設けたファイナルドリブンギヤ４０に噛合する。そしてディファレンシャルギヤ３６から左右に延出する左右のドライブシャフト４１，４２が左右の車輪に接続される。   A differential gear 36 is supported on the right casing 11 and the intermediate casing 12 via angular roller bearings 34 and 35, respectively. A first reduction gear 37 provided on the countershaft 20 meshes with a second reduction gear 38 provided on the reduction shaft 23, and a final drive gear 39 provided on the reduction shaft 23 is connected to a final driven gear 40 provided on the outer periphery of the differential gear 36. Mesh. The left and right drive shafts 41 and 42 extending from the differential gear 36 to the left and right are connected to the left and right wheels.

トルクコンバータ２６はエンジンＥのクランクシャフト２５の左端にドライブプレート５１およびトルクコンバータカバー５２を介して接続されたポンプ５３と、ベルト式無段変速機Ｔのインプットシャフト２４の右端に接続されたタービン５４と、中間ケーシング１２に一方向クラッチ５５を介して支持されたステータ５６と、ポンプ５３およびタービン５４を一体に結合可能なロックアップクラッチ５７とを備える。   The torque converter 26 includes a pump 53 connected to the left end of the crankshaft 25 of the engine E via a drive plate 51 and a torque converter cover 52, and a turbine 54 connected to the right end of the input shaft 24 of the belt type continuously variable transmission T. And a stator 56 supported on the intermediate casing 12 via a one-way clutch 55, and a lockup clutch 57 capable of integrally coupling the pump 53 and the turbine 54.

エンジンＥのクランクシャフト２５に接続されたポンプ５３が回転すると、ポンプ５３から押し出されたオイルがタービン５４に流入し、タービン５４にトルクを与えてベルト式無段変速機Ｔのインプットシャフト２４を回転させた後、ステータ５６を通過してポンプ５３に還流することで、クランクシャフト２５の回転が減速され、かつトルク増幅されてインプットシャフト２４に伝達される。   When the pump 53 connected to the crankshaft 25 of the engine E rotates, the oil pushed out from the pump 53 flows into the turbine 54 and applies torque to the turbine 54 to rotate the input shaft 24 of the belt type continuously variable transmission T. Then, after passing through the stator 56 and returning to the pump 53, the rotation of the crankshaft 25 is decelerated, and the torque is amplified and transmitted to the input shaft 24.

ロックアップクラッチ５７はトルクコンバータカバー５２の内面に当接可能なクラッチピストン５８を備えており、油圧でクラッチピストン５８がトルクコンバータカバー５２に当接するとロックアップクラッチ５７が係合し、クランクシャフト２５のトルクが直接インプットシャフト２４に伝達される。   The lockup clutch 57 includes a clutch piston 58 that can abut against the inner surface of the torque converter cover 52. When the clutch piston 58 abuts against the torque converter cover 52 by hydraulic pressure, the lockup clutch 57 is engaged and the crankshaft 25 is engaged. Is directly transmitted to the input shaft 24.

トルクコンバータ２６のステータ５６を一方向クラッチ５５を介して支持する筒状のステータシャフト６１は、その左端外周に板状のステータシャフトフランジ６２の開口部６２ａが圧入により一体に結合されており、ステータシャフトフランジ６２はボルト６３…で中間ケーシング１２に締結される。トルクコンバータ２６のポンプ５３と一体の筒状のポンプシャフト６４がステータシャフト６１の外周に嵌合しており、ポンプシャフト６４の外周にスプライン結合された駆動スプロケット６５がボールベアリング８１を介してステータシャフトフランジ６２に回転自在に支持される。   A cylindrical stator shaft 61 that supports the stator 56 of the torque converter 26 via a one-way clutch 55 has an opening 62a of a plate-shaped stator shaft flange 62 integrally coupled to the outer periphery of the left end thereof by press-fitting. The shaft flange 62 is fastened to the intermediate casing 12 with bolts 63. A cylindrical pump shaft 64 integral with the pump 53 of the torque converter 26 is fitted to the outer periphery of the stator shaft 61, and a drive sprocket 65 splined to the outer periphery of the pump shaft 64 is connected to the stator shaft via a ball bearing 81. The flange 62 is rotatably supported.

中間ケーシング１２の内部に配置されたステータシャフトフランジ６２の一端部にベーンポンプよりなる第１オイルポンプ２８が固定される。第１オイルポンプ２８の外郭は、ポンプケース８４にポンプカバー８５を重ね合わせてボルト８６…で締結して構成される。ポンプケース８４およびポンプカバー８５の内部には一対のサイドプレート８７，８８に挟まれたカムリング８９が配置されており、カムリング８９の内部に複数のベーン（不図示）を出没自在に備えたロータ９０が配置される。ロータ９０を貫通するロータシャフト９１はポンプケース８４およびポンプカバー８５に回転自在に支持されており、ロータシャフト９１にスプライン結合した従動スプロケット６６と前記駆動スプロケット６５とが無端チェーン６７で接続される。   A first oil pump 28 composed of a vane pump is fixed to one end of a stator shaft flange 62 disposed inside the intermediate casing 12. An outer shell of the first oil pump 28 is configured by overlapping a pump cover 85 on a pump case 84 and fastening with bolts 86. A cam ring 89 sandwiched between a pair of side plates 87, 88 is disposed inside the pump case 84 and the pump cover 85, and a rotor 90 provided with a plurality of vanes (not shown) in the cam ring 89 so as to be able to appear and retract. Is placed. A rotor shaft 91 passing through the rotor 90 is rotatably supported by a pump case 84 and a pump cover 85, and a driven sprocket 66 splined to the rotor shaft 91 and the drive sprocket 65 are connected by an endless chain 67.

従って、クランクシャフト２５に接続されたトルクコンバータ２６のポンプ５３の回転は、ポンプシャフト６４→駆動スプロケット６５→無端チェーン６７→従動スプロケット６６→ロータシャフト９１の経路でロータ９０に伝達され、カムリング８９の内部でロータ９０が回転することでオイルを吐出する。   Accordingly, the rotation of the pump 53 of the torque converter 26 connected to the crankshaft 25 is transmitted to the rotor 90 through the path of the pump shaft 64 → the driving sprocket 65 → the endless chain 67 → the driven sprocket 66 → the rotor shaft 91, and the cam ring 89 Oil is discharged by the rotation of the rotor 90 inside.

シングルピニオン型の遊星歯車機構からなる前後進切替機構２７は、リングギヤ７１と、サンギヤ７２と、プラネタリキャリヤ７３と、複数のピニオン７４…とを備え、リングギヤ７１はクラッチアウター７５を介してインプットシャフト２４の左端に結合され、サンギヤ７２はメインシャフト１６の右端に結合され、ピニオン７４…を支持するプラネタリキャリヤ７３はサンギヤ７２の外周にボールベアリング７６を介して相対回転自在に支持される。サンギヤ７２と一体のクラッチインナー７７と前記クラッチアウター７５とがフォワードクラッチ７８を介して結合可能であり、またプラネタリキャリヤ７３と中間ケーシング１２とがリバースブレーキ７９を介して結合可能である。   The forward / reverse switching mechanism 27 including a single pinion type planetary gear mechanism includes a ring gear 71, a sun gear 72, a planetary carrier 73, and a plurality of pinions 74... The sun gear 72 is coupled to the right end of the main shaft 16 and the planetary carrier 73 that supports the pinions 74 is supported on the outer periphery of the sun gear 72 via a ball bearing 76 so as to be relatively rotatable. The clutch inner 77 integrated with the sun gear 72 and the clutch outer 75 can be coupled via a forward clutch 78, and the planetary carrier 73 and the intermediate casing 12 can be coupled via a reverse brake 79.

従って、フォワードクラッチ７８およびリバースブレーキ７９を共に係合解除するとインプットシャフト２４およびメインシャフト１６は切り離されるが、フォワードクラッチ７８を係合すると、インプットシャフト２４の回転がクラッチアウター７５→フォワードクラッチ７８→クラッチインナー７７→サンギヤ７２の経路でメインシャフト１６に伝達され、メインシャフト１６はインプットシャフト２４と同一回転数で同一方向に回転する。   Accordingly, when both the forward clutch 78 and the reverse brake 79 are disengaged, the input shaft 24 and the main shaft 16 are disconnected. However, when the forward clutch 78 is engaged, the rotation of the input shaft 24 causes the clutch outer 75 → the forward clutch 78 → the clutch. It is transmitted to the main shaft 16 through the path of the inner 77 → sun gear 72, and the main shaft 16 rotates in the same direction at the same rotational speed as the input shaft 24.

一方、リバースブレーキ７９を係合するとプラネタリキャリヤ７３が中間ケーシング１２に回転不能に拘束されるため、インプットシャフト２４の回転がクラッチアウター７５→リングギヤ７１→ピニオン７４…→サンギヤ７２の経路でメインシャフト１６に伝達され、メインシャフト１６はインプットシャフト２４に対して増速されて逆方向に回転する。   On the other hand, when the reverse brake 79 is engaged, the planetary carrier 73 is restrained to the intermediate casing 12 so as not to rotate. The main shaft 16 is accelerated with respect to the input shaft 24 and rotates in the reverse direction.

しかして、エンジンＥのクランクシャフト２５の回転がトルクコンバータ２６からインプットシャフト２４および前後進切替機構２７を介してメインシャフト１６に伝達されると、メインシャフト１６の回転がドライブプーリ２９が、金属ベルト３１およびドリブンプーリ３０を介してカウンタシャフト２０に伝達される。このとき、ドライブプーリ２９の溝幅を広げてドリブンプーリ３０の溝幅を狭めると、変速比がＬＯＷ側に連続的に変化し、逆にドライブプーリ２９の溝幅を狭めてドリブンプーリ３０の溝幅を広げると、変速比がＯＤ側に連続的に変化する。   Thus, when the rotation of the crankshaft 25 of the engine E is transmitted from the torque converter 26 to the main shaft 16 via the input shaft 24 and the forward / reverse switching mechanism 27, the rotation of the main shaft 16 is driven by the drive pulley 29 and the metal belt. 31 and the driven pulley 30 are transmitted to the countershaft 20. At this time, if the groove width of the drive pulley 29 is widened and the groove width of the driven pulley 30 is narrowed, the transmission ratio continuously changes to the LOW side, and conversely the groove width of the drive pulley 29 is narrowed and the groove of the driven pulley 30 is narrowed. When the width is increased, the gear ratio continuously changes to the OD side.

そしてカウンタシャフト２０の回転は、第１リダクションギヤ３７→第２リダクションギヤ３８→リダクションシャフト２３→ファイナルドライブギヤ３９→ファイナルドリブンギヤ４０→ディファレンシャルギヤ３６→ドライブシャフト４１，４２の経路で左右の車輪に伝達され、メインシャフト１６の回転方向に応じて車両を前進走行あるいは後進走行させる。   The rotation of the countershaft 20 is transmitted to the left and right wheels through the path of the first reduction gear 37 → the second reduction gear 38 → the reduction shaft 23 → the final drive gear 39 → the final driven gear 40 → the differential gear 36 → the drive shafts 41 and 42. Then, the vehicle travels forward or backward depending on the rotation direction of the main shaft 16.

次に、図３に基づいてベルト式無段変速機Ｔの変速動作を制御する油圧回路を説明する。   Next, a hydraulic circuit for controlling the speed change operation of the belt type continuously variable transmission T will be described with reference to FIG.

ベルト式無段変速機Ｔのケーシングの底部に設けられたオイルタンク１０１は、油路Ｌ１、エンジンＥにより駆動される前記第１オイルポンプ２８、油路Ｌ２およびレギュレータバルブ１０２を介して二股の油路Ｌ３に接続され、油路Ｌ３の一方はドライブプーリ・コントロールバルブ１０３および油路Ｌ４を介して前記ドライブプーリ２９の油室３２に接続され、油路Ｌ３の他方はドリブンプーリ・コントロールバルブ１０４および油路Ｌ５を介して前記ドリブンプーリ３０の油室３３に接続される。   The oil tank 101 provided at the bottom of the casing of the belt-type continuously variable transmission T has a bifurcated oil via an oil passage L1, the first oil pump 28 driven by the engine E, the oil passage L2, and the regulator valve 102. One of the oil passages L3 is connected to the oil chamber 32 of the drive pulley 29 via the drive pulley / control valve 103 and the oil passage L4, and the other of the oil passage L3 is connected to the driven pulley / control valve 104 and the passage L3. It is connected to the oil chamber 33 of the driven pulley 30 via an oil passage L5.

レギュレータバルブ１０２はスプリング１０５で図中左向きに付勢されたスプール１０６と、油路Ｌ２，Ｌ３に連なるポートＰ１と、油路Ｌ６に連なるポートＰ２と、油路Ｌ３から分岐した油路Ｌ７に連なるポートＰ３とを備えており、スプール１０６にはポートＰ１およびポートＰ２を連通させるグルーブ１０６ａと、ポートＰ３に臨む肩部１０６ｂとが形成される。   The regulator valve 102 is connected to a spool 106 urged leftward by a spring 105, a port P1 connected to the oil passages L2 and L3, a port P2 connected to the oil passage L6, and an oil passage L7 branched from the oil passage L3. The spool 106 is formed with a groove 106a for communicating the port P1 and the port P2 and a shoulder portion 106b facing the port P3.

オイルタンク１０１から延びる油路Ｌ１は、電動モータＭで駆動される電動オイルポンプよりなる第２オイルポンプ１０７、油路Ｌ８、チェックバルブ１０８、油路Ｌ９、クラッチレデューシングバルブ１０９、油路Ｌ１０、クラッチ圧コントロール・リニアソレノイドバルブ１１０および油路Ｌ１１を介してマニュアルバルブ１１１に接続され、マニュアルバルブ１１１から二股に分岐する一方の油路Ｌ１２は前記フォワードクラッチ７８に接続されるとともに、他方の油路Ｌ１３は前記リバースクラッチ７９に接続される。   The oil passage L1 extending from the oil tank 101 includes a second oil pump 107 including an electric oil pump driven by the electric motor M, an oil passage L8, a check valve 108, an oil passage L9, a clutch reducing valve 109, and an oil passage L10. The clutch pressure control linear solenoid valve 110 and the oil passage L11 are connected to the manual valve 111. One oil passage L12 branched from the manual valve 111 is connected to the forward clutch 78 and the other oil The path L13 is connected to the reverse clutch 79.

クラッチレデューシングバルブ１０９はスプリング１１２で図中右向きに付勢されたスプール１１３と、油路Ｌ７に連なるポートＰ４と、油路Ｌ９，Ｌ１０に連なるポートＰ５と、大気開放のポートＰ６と、油路Ｌ１０から分岐した油路Ｌ１４に連なるポートＰ７とを備えており、スプール１１３にはポートＰ４およびポートＰ５を連通させるグルーブ１１３ａと、ポートＰ７に臨む肩部１１３ｂとが形成される。   The clutch reducing valve 109 includes a spool 113 urged rightward by a spring 112, a port P4 connected to the oil passage L7, a port P5 connected to the oil passages L9 and L10, a port P6 opened to the atmosphere, and an oil A port P7 connected to the oil path L14 branched from the path L10 is provided. A groove 113a that connects the port P4 and the port P5 and a shoulder 113b that faces the port P7 are formed in the spool 113.

次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。   Next, the operation of the embodiment of the present invention having the above configuration will be described.

本実施の形態の車両はアイドリングストップ制御を行うもので、車両が停止するとエンジンＥに対する燃料の供給を遮断してエンジンＥを停止させ、その後に所定の条件が成立するとエンジンＥに対する燃料の供給を開始してエンジンＥを始動することで、燃料消費量を節減することができる。   The vehicle according to the present embodiment performs idling stop control. When the vehicle stops, the supply of fuel to the engine E is cut off and the engine E is stopped. After that, when a predetermined condition is satisfied, the supply of fuel to the engine E is stopped. By starting and starting the engine E, fuel consumption can be reduced.

エンジンＥの運転中は、エンジンＥにより駆動される第１オイルポンプ２８が作動するため、ベルト式無段変速機Ｔの変速を行うための油圧を発生させることができる。一方、アイドリングストップ制御によりエンジンＥが停止している間は、前記第１オイルポンプ２８が油圧を発生することができないため、電動モータＭにより作動する第２オイルポンプ１０７に油圧を発生させる。即ち、エンジンＥの停止前に第１オイルポンプ２８が発生する油圧でベルト式無段変速機Ｔの変速比をＬＯＷに戻しておき、エンジンＥの停止後に第２オイルポンプ１０７が発生する油圧で変速比をＬＯＷに保持するとともに、フォワードクラッチ７８やリバースクラッチ７９を予め係合することで、エンジンＥの始動と同時に車両を遅滞なく発進させることができる。   During operation of the engine E, the first oil pump 28 driven by the engine E is operated, so that a hydraulic pressure for shifting the belt type continuously variable transmission T can be generated. On the other hand, while the engine E is stopped by the idling stop control, the first oil pump 28 cannot generate hydraulic pressure, so that the second oil pump 107 operated by the electric motor M generates hydraulic pressure. In other words, the transmission ratio of the belt-type continuously variable transmission T is returned to LOW with the hydraulic pressure generated by the first oil pump 28 before the engine E stops, and the hydraulic pressure generated by the second oil pump 107 after the engine E stops. The vehicle can be started without delay simultaneously with the start of the engine E by maintaining the gear ratio at LOW and engaging the forward clutch 78 and the reverse clutch 79 in advance.

図３は、エンジンＥの運転中であって、第１オイルポンプ２８が作動して第２オイルポンプ１０７が停止した状態を示している。   FIG. 3 shows a state in which the first oil pump 28 is activated and the second oil pump 107 is stopped while the engine E is in operation.

第１オイルポンプ２８が油路Ｌ２に吐出したオイルは、レギュレータバルブ１０２でレギュレータ圧（第１設定圧）に調圧された後に油路Ｌ３に供給され、レギュレータ圧はドライブプーリ・コントロールバルブ１０３で更に調圧されてドライブプーリ２９の油室３２に供給されるとともに、レギュレータ圧はドリブンプーリ・コントロールバルブ１０４で更に調圧されてドリブンプーリ３０の油室３３に供給される。   The oil discharged from the first oil pump 28 to the oil passage L2 is adjusted to the regulator pressure (first set pressure) by the regulator valve 102 and then supplied to the oil passage L3. The regulator pressure is supplied from the drive pulley control valve 103. The pressure is further regulated and supplied to the oil chamber 32 of the drive pulley 29, and the regulator pressure is further regulated by the driven pulley control valve 104 and supplied to the oil chamber 33 of the driven pulley 30.

レギュレータバルブ１０２における調圧作用は、以下のようにして行われる。即ち、ポートＰ１を通過して油路Ｌ３に出力されたレギュレータ圧が油路Ｌ７およびポートＰ３を介してスプール１０６の肩部１０６ｂに作用すると、レギュレータ圧に応じた荷重でスプール１０６がスプリング１０５の弾発力に抗して右動し、グルーブ１０６ａを介してポートＰ１がポートＰ２に連通することで、油路Ｌ２のオイルが油路Ｌ６に逃がされてレギュレータ圧が減少する。レギュレータ圧が減少すると、ポートＰ３からスプール１０６の肩部１０６ｂに作用する荷重が減少するため、スプリング１０５の弾発力でスプール１０６が左動して油路Ｌ２のオイルが油路Ｌ６に逃げ難くなってレギュレータ圧が増加する。このようにして、第１オイルポンプ２８の吐出圧はレギュレータバルブ１０２により一定のレギュレータ圧に調圧される。   The pressure regulation operation in the regulator valve 102 is performed as follows. That is, when the regulator pressure that has passed through the port P1 and is output to the oil passage L3 acts on the shoulder portion 106b of the spool 106 via the oil passage L7 and the port P3, the spool 106 is loaded into the spring 105 with a load corresponding to the regulator pressure. By moving to the right against the elastic force and the port P1 communicates with the port P2 through the groove 106a, the oil in the oil passage L2 is released to the oil passage L6 and the regulator pressure is reduced. When the regulator pressure decreases, the load acting on the shoulder portion 106b of the spool 106 from the port P3 decreases. Therefore, the spool 106 moves to the left by the elastic force of the spring 105, and the oil in the oil passage L2 is difficult to escape to the oil passage L6. The regulator pressure increases. In this way, the discharge pressure of the first oil pump 28 is regulated to a constant regulator pressure by the regulator valve 102.

油路Ｌ７のレギュレータ圧はクラッチレデューシングバルブ１０９でクラッチ圧（第２設定圧）に調圧されて油路Ｌ１０に供給され、そこからクラッチ圧コントロール・リニアソレノイドバルブ１１０で更に調圧されて油路Ｌ１１からマニュアルバルブ１１１に供給され、そこからフォワードクラッチ７８あるいはリバースクラッチ７９に供給される。   The regulator pressure in the oil passage L7 is adjusted to the clutch pressure (second set pressure) by the clutch reducing valve 109 and supplied to the oil passage L10, and further regulated by the clutch pressure control / linear solenoid valve 110 from there. The oil is supplied from the oil passage L11 to the manual valve 111 and from there to the forward clutch 78 or the reverse clutch 79.

クラッチレデューシングバルブ１０９における調圧作用は、以下のようにして行われる。即ち、ポートＰ４およびポートＰ５を通過して油路Ｌ１４に出力されたクラッチ圧が油路Ｌ１４およびポートＰ７を介してスプール１１３の肩部１１３ｂに作用すると、クラッチ圧に応じた荷重でスプール１１３がスプリング１１２の弾発力に抗して左動し、グルーブ１１３ａを介してポートＰ５が大気開放のポートＰ６に連通することで、油路Ｌ１０のオイルが逃がされてクラッチ圧が減少する。クラッチ圧が減少すると、ポートＰ７からスプール１１３の肩部１１３ｂに作用する荷重が減少するため、スプリング１１２の弾発力でスプール１１３が右動して油路Ｌ１０のオイルが大気開放のポートＰ６に逃げ難くなってクラッチ圧が増加する。このようにして、レギュレータ圧はクラッチレデューシングバルブ１０９により一定のクラッチ圧に調圧される。   The pressure regulating action in the clutch reducing valve 109 is performed as follows. That is, when the clutch pressure output to the oil passage L14 through the port P4 and the port P5 acts on the shoulder 113b of the spool 113 via the oil passage L14 and the port P7, the spool 113 is loaded with a load corresponding to the clutch pressure. By moving to the left against the elastic force of the spring 112 and connecting the port P5 to the open port P6 through the groove 113a, the oil in the oil passage L10 is released and the clutch pressure decreases. When the clutch pressure decreases, the load acting on the shoulder 113b of the spool 113 from the port P7 decreases, so that the spool 113 moves to the right by the elastic force of the spring 112, and the oil in the oil passage L10 enters the port P6 that is open to the atmosphere. It becomes difficult to escape and the clutch pressure increases. In this way, the regulator pressure is adjusted to a constant clutch pressure by the clutch reducing valve 109.

クラッチレデューシングバルブ１０９が出力するクラッチ圧の上限値は第２設定圧に設定されており、レギュレータバルブ１０２が出力するレギュレータ圧（第１設定圧）が第２設定圧未満の場合にはクラッチレデューシングバルブ１０９が出力するクラッチ圧はレギュレータ圧（第１設定圧）に一致するが、レギュレータバルブ１０２が出力するレギュレータ圧が第２設定圧以上になると、クラッチレデューシングバルブ１０９が出力するクラッチ圧は第２設定圧に制限される。   The upper limit value of the clutch pressure output from the clutch reducing valve 109 is set to the second set pressure, and the clutch pressure is output when the regulator pressure (first set pressure) output from the regulator valve 102 is less than the second set pressure. The clutch pressure output from the reducing valve 109 matches the regulator pressure (first set pressure). However, when the regulator pressure output from the regulator valve 102 becomes equal to or higher than the second set pressure, the clutch reducing valve 109 outputs. The clutch pressure is limited to the second set pressure.

第１オイルポンプ２８が作動して第２オイルポンプ１０７が停止しているとき、油路Ｌ９にはクラッチ圧が作用するが、そのクラッチ圧はチェックバルブ１０８により遮断されて第２オイルポンプ１０７に供給されることがなく、クラッチ圧が第２オイルポンプ１０７を通してオイルタンク１０１側に漏洩することが防止される。   When the first oil pump 28 is activated and the second oil pump 107 is stopped, a clutch pressure is applied to the oil passage L9, but the clutch pressure is cut off by the check valve 108 and applied to the second oil pump 107. This prevents the clutch pressure from leaking to the oil tank 101 side through the second oil pump 107 without being supplied.

図４は、アイドリングストップ制御中であって、エンジンＥに接続された第１オイルポンプ２８が停止して電動モータＭに接続された第２オイルポンプ１０７が作動する状態を示している。   FIG. 4 shows a state where the idling stop control is being performed and the first oil pump 28 connected to the engine E is stopped and the second oil pump 107 connected to the electric motor M is activated.

アイドリングストップ制御によってエンジンＥが停止し、それに伴って第１オイルポンプ２８が停止すると、電動モータＭによって第２オイルポンプ１０７が作動し、第２設定圧未満の第２オイルポンプ１０７の吐出圧は油路Ｌ８、チェックバルブ１０８、油路Ｌ９を経てクラッチレデューシングバルブ１０９のポートＰ５に伝達され、クラッチレデューシングバルブ１０９をそのままの圧力で通過して油路Ｌ１０、クラッチ圧コントロール・リニアソレノイドバルブ１１０、油路Ｌ１１、マニュアルバルブ１１および油路Ｌ１３，Ｌ１４を経てフォワードクラッチ７８あるいはリバースクラッチ７９に伝達されるとともに、ポートＰ４、油路Ｌ７、油路Ｌ３、ドライブプーリ・コントロールバルブ１０３およびドリブンプーリ・コントロールバルブ１０４を経てドライブプーリ２９の油室３２およびドリブンプーリ３０の油室３３に伝達される。これにより、エンジンＥのアイドリングストップ制御中であっても、ベルト式無段変速機Ｔに所定の変速段を確立して車両の発進を遅滞なく行わせることができる。   When the engine E is stopped by the idling stop control and the first oil pump 28 is stopped accordingly, the second oil pump 107 is operated by the electric motor M, and the discharge pressure of the second oil pump 107 less than the second set pressure is The oil is transmitted to the port P5 of the clutch reducing valve 109 via the oil path L8, the check valve 108, and the oil path L9, and passes through the clutch reducing valve 109 with the pressure as it is, so that the oil path L10, the clutch pressure control linear solenoid It is transmitted to the forward clutch 78 or the reverse clutch 79 via the valve 110, the oil passage L11, the manual valve 11 and the oil passages L13 and L14, and is also connected to the port P4, the oil passage L7, the oil passage L3, the drive pulley / control valve 103 and the driven. Pulley controller It is transmitted to the oil chamber 32 and oil chamber 33 of the driven pulley 30 of the drive pulley 29 through the valve 104. Thus, even during the idling stop control of the engine E, the belt-type continuously variable transmission T can be established with a predetermined shift speed so that the vehicle can start without delay.

図５および図６は油圧回路の従来例を示すもので、図３および図４に示す実施の形態の油圧回路の構成要素に対応する構成要素には同一の符号が付してある。実施の形態では第２オイルポンプ１０７の吐出側がチェックバルブ１０８を介してクラッチレデューシングバルブ１０９のポートＰ５に接続されているが、従来例では第２オイルポンプ１０７の吐出側がチェックバルブ１０８を介装した油路Ｌ１５，Ｌ１６を介して第１オイルポンプ２８の吐出側の油路Ｌ２に接続される。   5 and 6 show a conventional example of a hydraulic circuit. Components corresponding to those of the hydraulic circuit according to the embodiment shown in FIGS. 3 and 4 are denoted by the same reference numerals. In the embodiment, the discharge side of the second oil pump 107 is connected to the port P5 of the clutch reducing valve 109 via the check valve 108. However, in the conventional example, the discharge side of the second oil pump 107 is connected via the check valve 108. It is connected to the oil passage L2 on the discharge side of the first oil pump 28 via the mounted oil passages L15 and L16.

図５に示すように、エンジンＥの運転中であって第１オイルポンプ２８が作動して第２オイルポンプ１０７が停止した状態にあるとき、第１オイルポンプ２８の吐出圧がレギュレータバルブ１０２で調圧されてドライブプーリ２９の油室３２およびドリブンプーリ２９の油室３３に供給され、レギュレータ圧をクラッチレデューシングバルブ１０９で調圧したクラッチ圧がフォワードクラッチ７８およびリバースクラッチ７９に伝達される。このとき、第１オイルポンプ２８の吐出圧はチェックバルブ１０８に阻止されて第２オイルポンプ１０７に供給されることがなく、第１オイルポンプ２８の吐出圧が第２オイルポンプ１０７を通してオイルタンク１０１側に漏洩することが防止される。   As shown in FIG. 5, when the engine E is in operation and the first oil pump 28 is activated and the second oil pump 107 is stopped, the discharge pressure of the first oil pump 28 is controlled by the regulator valve 102. The pressure is adjusted and supplied to the oil chamber 32 of the drive pulley 29 and the oil chamber 33 of the driven pulley 29, and the clutch pressure adjusted by the clutch reducing valve 109 is transmitted to the forward clutch 78 and the reverse clutch 79. . At this time, the discharge pressure of the first oil pump 28 is blocked by the check valve 108 and is not supplied to the second oil pump 107, and the discharge pressure of the first oil pump 28 passes through the second oil pump 107 to the oil tank 101. Leakage to the side is prevented.

図６に示すように、アイドリングストップ制御中であって、第１オイルポンプ２８が停止して第２オイルポンプ１０７が作動する状態にあるとき、第２オイルポンプ１０７吐出圧がチェックバルブ１０８を通過してレギュレータバルブ１０２に供給され、エンジンＥの運転中と同様に、レギュレータ圧がドライブプーリ２９の油室３２およびドリブンプーリ２９の油室３３に供給され、クラッチ圧がフォワードクラッチ７８およびリバースクラッチ７９に供給される。   As shown in FIG. 6, when idling stop control is being performed and the first oil pump 28 is stopped and the second oil pump 107 is in operation, the discharge pressure of the second oil pump 107 passes through the check valve 108. The regulator pressure is supplied to the regulator valve 102, and the regulator pressure is supplied to the oil chamber 32 of the drive pulley 29 and the oil chamber 33 of the driven pulley 29, and the clutch pressure is applied to the forward clutch 78 and the reverse clutch 79, as in the operation of the engine E. To be supplied.

尚、図６に示すアイドリングストップ制御中に、第２オイルポンプ１０７の吐出圧が第１オイルポンプ２８の吐出ポートに作用するが、特別のチェックバルブを設けなくても、第２オイルポンプ１０７の吐出圧が第１オイルポンプ２８を通過してオイルタンク１０１側に漏洩することはない。その理由は、停止したエンジンＥのフリクションは極めて大きいため、第１オイルポンプ２８の吐出ポートに第２オイルポンプ１０７の吐出圧が作用しても、その吐出圧で第１オイルポンプ２８が空転することはなく、オイルは第１オイルポンプ２８を通過できないからである。   In addition, during the idling stop control shown in FIG. 6, the discharge pressure of the second oil pump 107 acts on the discharge port of the first oil pump 28, but the second oil pump 107 can be operated without providing a special check valve. The discharge pressure does not leak through the first oil pump 28 to the oil tank 101 side. The reason is that the friction of the stopped engine E is extremely large, so even if the discharge pressure of the second oil pump 107 acts on the discharge port of the first oil pump 28, the first oil pump 28 idles at that discharge pressure. This is because the oil cannot pass through the first oil pump 28.

ところで上記従来の油圧回路では、図５に示すエンジンＥの運転中に、第１オイルポンプ２８の大きな吐出圧が油路Ｌ２および油路Ｌ１６を介してチェックバルブ１０８で阻止されるため、そのチェックバルブ１０８の弁体が弁座に強く押し付けられて閉弁状態で固着故障したり、弁体によって弁座が摩耗してシール性が低下したりする可能性がある。   By the way, in the conventional hydraulic circuit, since the large discharge pressure of the first oil pump 28 is blocked by the check valve 108 via the oil passage L2 and the oil passage L16 during the operation of the engine E shown in FIG. There is a possibility that the valve body of the valve 108 is strongly pressed against the valve seat to cause a sticking failure when the valve is closed, or the valve seat is worn by the valve body and the sealing performance is lowered.

それに対して本実施の形態の油圧回路では、図３に示すエンジンＥの運転中に、チェックバルブ１０８には第１オイルポンプ２８の吐出圧が直接作用せず、吐出圧をレギュレータバルブ１０２で減圧したレギュレータ圧を更にクラッチレデューシングバルブ１０９で減圧したクラッチ圧が作用するため、チェックバルブ１０８の弁体が弁座に強く押し付けられて閉弁状態で固着故障したり、弁体によって弁座が摩耗してシール性が低下したりする不具合が発生するのを確実に防止することができる。   On the other hand, in the hydraulic circuit of the present embodiment, the discharge pressure of the first oil pump 28 does not act directly on the check valve 108 during the operation of the engine E shown in FIG. Therefore, the regulator pressure is further reduced by the clutch reducing valve 109, so that the valve body of the check valve 108 is strongly pressed against the valve seat to cause a sticking failure in the closed state, or the valve seat may be damaged by the valve body. It is possible to reliably prevent the occurrence of a problem that the sealability deteriorates due to wear.

また図６において、第２オイルポンプ１０７がエンジンＥの外部に設けられており、第２オイルポンプ１０７および油路Ｌ２を接続する油路Ｌ１５，Ｌ１６がエンジンＥの外部に配置されたパイプで構成されている場合、第１オイルポンプ２８の大きな吐出圧をチェックバルブ１０８で阻止すると、油路Ｌ１５のパイプに大きな圧縮荷重が作用して油路Ｌ１６のパイプに大きな引張荷重が作用してしまい、それらのパイプの接続部のシール性に悪影響が及ぶ可能性がある。しかしながら本実施の形態によれば、チェックバルブ１０８に加わる油圧が第１オイルポンプ２８の吐出圧に比べて遥かに小さいクラッチ圧であるため、上述した不具合が発生することがない。   In FIG. 6, the second oil pump 107 is provided outside the engine E, and the oil passages L15 and L16 connecting the second oil pump 107 and the oil passage L2 are configured by pipes arranged outside the engine E. In the case where the large discharge pressure of the first oil pump 28 is blocked by the check valve 108, a large compressive load acts on the pipe of the oil passage L15 and a large tensile load acts on the pipe of the oil passage L16, There is a possibility of adversely affecting the sealing performance of the connecting portion of these pipes. However, according to the present embodiment, since the hydraulic pressure applied to the check valve 108 is a clutch pressure that is much smaller than the discharge pressure of the first oil pump 28, the above-described problems do not occur.

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。   The embodiments of the present invention have been described above, but various design changes can be made without departing from the scope of the present invention.

例えば、実施の形態ではベルト式無段変速機Ｔを例示したが、本発明はベルト式無段変速機Ｔ以外の任意の形式の変速機に対して適用することができる。   For example, although the belt-type continuously variable transmission T is illustrated in the embodiment, the present invention can be applied to any type of transmission other than the belt-type continuously variable transmission T.

また本発明の油圧機器は実施の形態のドライブプーリ２９の油室３２、ドリブンプーリ３０の油室３３、フォワードクラッチ７８およびリバースクラッチ７９に限定されるものではない。   The hydraulic equipment of the present invention is not limited to the oil chamber 32 of the drive pulley 29, the oil chamber 33 of the driven pulley 30, the forward clutch 78, and the reverse clutch 79 according to the embodiment.

２８ 第１オイルポンプ
２９ ドライブプーリ
３０ ドリブンプーリ
３２ ドライブプーリの油室（油圧機器）
３３ ドリブンプーリの油室（油圧機器）
７８ フォワードクラッチ（油圧機器）
７９ リバースクラッチ（油圧機器）
１０２ レギュレータバルブ（第１調圧弁）
１０７ 第２オイルポンプ
１０８ チェックバルブ
１０９ クラッチレデューシングバルブ（第２調圧弁）
Ｅ エンジン（走行用駆動源）
Ｍ 電動モータ（走行用駆動源とは異なる駆動源）
Ｔ ベルト式無段変速機（変速機） 28 First oil pump 29 Drive pulley 30 Driven pulley 32 Drive pulley oil chamber (hydraulic equipment)
33 Oil chamber of driven pulley (hydraulic equipment)
78 Forward clutch (hydraulic equipment)
79 Reverse clutch (hydraulic equipment)
102 Regulator valve (first pressure regulating valve)
107 Second oil pump 108 Check valve 109 Clutch reducing valve (second pressure regulating valve)
E engine (driving drive source)
M Electric motor (drive source different from the drive source for running)
T belt type continuously variable transmission (transmission)

Claims (2)

走行用駆動源（Ｅ）の駆動力を変速して駆動輪に伝達する変速機（Ｔ）の油圧機器（３２，３３，７８，７９）にオイルを供給する変速機の油圧回路において、
前記油圧回路は、
前記走行用駆動源（Ｅ）により駆動される第１オイルポンプ（２８）と、
前記走行用駆動源（Ｅ）とは異なる駆動源（Ｍ）により駆動される第２オイルポンプ（１０７）と、
前記第１オイルポンプ（２８）が吐出するオイルを第１設定圧に調圧して前記油圧機器（３２，３３，７８，７９）に供給する第１調圧弁（１０２）と、
前記第１設定圧に調圧されたオイルあるいは前記第２オイルポンプ（１０７）が吐出するオイルを該第１設定圧よりも低い第２設定圧に調圧して前記油圧機器（３２，３３，７８，７９）に供給する第２調圧弁（１０９）と、
前記第２オイルポンプ（１０７）および前記第２調圧弁（１０９）間に配置されて該第２オイルポンプ（１０７）側から該第２調圧弁（１０９）側へのオイルの流通のみを許容するチェックバルブ（１０８）とを備えることを特徴とする変速機の油圧回路。 In the hydraulic circuit of the transmission for supplying oil to the hydraulic equipment (32, 33, 78, 79) of the transmission (T) that shifts the driving force of the traveling drive source (E) and transmits it to the drive wheels,
The hydraulic circuit is
A first oil pump (28) driven by the travel drive source (E);
A second oil pump (107) driven by a drive source (M) different from the travel drive source (E);
A first pressure regulating valve (102) for regulating the oil discharged from the first oil pump (28) to a first set pressure and supplying the oil to the hydraulic equipment (32, 33, 78, 79);
The oil adjusted to the first set pressure or the oil discharged from the second oil pump (107) is adjusted to a second set pressure lower than the first set pressure to adjust the hydraulic equipment (32, 33, 78). 79) to be supplied to the second pressure regulating valve (109);
It is arranged between the second oil pump (107) and the second pressure regulating valve (109) and allows only oil to flow from the second oil pump (107) side to the second pressure regulating valve (109) side. A transmission hydraulic circuit, comprising a check valve (108). 前記変速機（Ｔ）は有効半径が可変のドライブプーリ（２９）およびドリブンプーリ（３０）を備え、前記油圧機器は、前記ドライブプーリ（２９）および前記ドリブンプーリ（３０）の有効半径を変化させる油室（３２，３３）と、前進変速段および後進変速段を選択的に確立するフォワードクラッチ（７８）およびリバースクラッチ（７９）とを含み、
前記第１調圧弁（１０２）の下流の油路は二股に分岐し、その一方は前記油室（３２，３３）に連通するとともに、その他方は前記第２調圧弁（１０９）を介して前記フォワードクラッチ（７８）および前記リバースクラッチ（７９）に連通することを特徴とする、請求項１の記載の変速機の油圧回路。 The transmission (T) includes a drive pulley (29) and a driven pulley (30) whose effective radius is variable, and the hydraulic device changes the effective radius of the drive pulley (29) and the driven pulley (30). An oil chamber (32, 33), and a forward clutch (78) and a reverse clutch (79) for selectively establishing a forward gear and a reverse gear,
The oil passage downstream of the first pressure regulating valve (102) branches into two branches, one of which communicates with the oil chamber (32, 33) and the other through the second pressure regulating valve (109). The hydraulic circuit for a transmission according to claim 1, wherein the hydraulic circuit is in communication with a forward clutch (78) and the reverse clutch (79).
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Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101461922B1 (en) * 2013-12-18 2014-11-14 현대자동차 주식회사 Oil pressure supply system of automatic transmission
KR101566728B1 (en) 2013-12-18 2015-11-06 현대자동차 주식회사 Oil pressure supply system of automatic transmission
WO2016035791A1 (en) * 2014-09-03 2016-03-10 日産自動車株式会社 Hydraulic control device for hybrid vehicle
KR20160133695A (en) * 2015-05-13 2016-11-23 두산인프라코어 주식회사 Transmission system
CN108788499A (en) * 2018-06-14 2018-11-13 苏州大族松谷智能装备股份有限公司 A kind of hydraulic device and its control method applied to laser cutting machine lifting platform

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH10324177A (en) * 1997-05-22 1998-12-08 Nissan Motor Co Ltd Starting device for hybrid system vehicle
JPH11159366A (en) * 1997-11-28 1999-06-15 Nissan Motor Co Ltd Hydraulic control device for engine automatic stopping and starting vehicle
JP2004316832A (en) * 2003-04-18 2004-11-11 Nissan Motor Co Ltd Hydraulic control device of continuously variable transmission
JP2007010090A (en) * 2005-07-01 2007-01-18 Toyota Motor Corp Hydraulic control device
JP2010101427A (en) * 2008-10-23 2010-05-06 Toyota Motor Corp Hydraulic control device of vehicular transmission
JP2010174995A (en) * 2009-01-30 2010-08-12 Honda Motor Co Ltd Control device of automatic transmission

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH10324177A (en) * 1997-05-22 1998-12-08 Nissan Motor Co Ltd Starting device for hybrid system vehicle
JPH11159366A (en) * 1997-11-28 1999-06-15 Nissan Motor Co Ltd Hydraulic control device for engine automatic stopping and starting vehicle
JP2004316832A (en) * 2003-04-18 2004-11-11 Nissan Motor Co Ltd Hydraulic control device of continuously variable transmission
JP2007010090A (en) * 2005-07-01 2007-01-18 Toyota Motor Corp Hydraulic control device
JP2010101427A (en) * 2008-10-23 2010-05-06 Toyota Motor Corp Hydraulic control device of vehicular transmission
JP2010174995A (en) * 2009-01-30 2010-08-12 Honda Motor Co Ltd Control device of automatic transmission

Cited By (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101461922B1 (en) * 2013-12-18 2014-11-14 현대자동차 주식회사 Oil pressure supply system of automatic transmission
KR101566728B1 (en) 2013-12-18 2015-11-06 현대자동차 주식회사 Oil pressure supply system of automatic transmission
US9574655B2 (en) 2013-12-18 2017-02-21 Hyundai Motor Company Hydraulic pressure supply system of automatic transmission for vehicle
WO2016035791A1 (en) * 2014-09-03 2016-03-10 日産自動車株式会社 Hydraulic control device for hybrid vehicle
JPWO2016035791A1 (en) * 2014-09-03 2017-05-25 日産自動車株式会社 Hydraulic control device for hybrid vehicle
KR20160133695A (en) * 2015-05-13 2016-11-23 두산인프라코어 주식회사 Transmission system
KR102324421B1 (en) 2015-05-13 2021-11-11 현대두산인프라코어 주식회사 Transmission system
CN108788499A (en) * 2018-06-14 2018-11-13 苏州大族松谷智能装备股份有限公司 A kind of hydraulic device and its control method applied to laser cutting machine lifting platform

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