JP2021076138A

JP2021076138A - Vehicle hydraulic device

Info

Publication number: JP2021076138A
Application number: JP2019201083A
Authority: JP
Inventors: 洋一光田; Yoichi Mitsuta; 湯浅　恵; Megumi Yuasa; 恵湯浅; 泰之渡邊; Yasuyuki Watanabe
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2019-11-05
Filing date: 2019-11-05
Publication date: 2021-05-20
Anticipated expiration: 2039-11-05
Also published as: JP7184015B2

Abstract

To provide a vehicle hydraulic device capable of preventing an occurrence of cavitation.SOLUTION: A vehicle hydraulic device 100 comprises a valve body 150 which has: a first valve body 152 provided with a first hydraulic chamber 162a; a second valve body 156 provided with a second hydraulic passage 162d communicating with a first hydraulic passage 162a; and a valve body plate 154 arranged between the first valve body 152 and the second valve body 156. The valve body plate 154 has a plurality of through holes 164a to 164c which is arranged with a distance from each other in a flow passage 160 from the first hydraulic passage 162a to the second hydraulic passage 162d with diameters thereof progressively increased downstream. Thus, the vehicle hydraulic device can make differential pressure, between inlet pressure and outlet pressure of the through holes 164c at the downstream side subject to cavitation due to least outlet pressure, relatively small and thereby effectively preventing an occurrence of the cavitation.SELECTED DRAWING: Figure 4

Description

本発明は、車両用油圧装置に関する。 The present invention relates to a vehicle hydraulic system.

上流側バルブボデーと、下流側バルブボデーと、差動油の流量を抑制するために上流側バルブボデーの油路と下流側バルブボデーの油路とを接続し絞りとして機能するオリフィスが設けられたバルブボデープレートとから、構成されるバルブボデーを備えた車両用油圧装置が知られている。たとえば、特許文献１に記載されたものがそれである。 An orifice was provided to connect the upstream valve body, the downstream valve body, and the oil passage of the upstream valve body and the oil passage of the downstream valve body to suppress the flow rate of the differential oil, and to function as a throttle. A vehicle hydraulic system having a valve body composed of a valve body plate is known. For example, it is the one described in Patent Document 1.

特開２０１４−０４７８３７号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 2014-047837

ところで、バルブボデープレートにオリフィスとして機能する貫通孔を設けると、貫通孔の入口側の油圧（入口圧）と出口側の油圧（出口圧）との差圧が大きい場合には、貫通孔を通る作動油の流速が高くなるために貫通孔の内部でキャビテーションが発生し、高周波異音が発生する可能性があった。 By the way, if the valve body plate is provided with a through hole that functions as an orifice, if the difference pressure between the inlet side oil pressure (inlet pressure) and the outlet side oil pressure (outlet pressure) of the through hole is large, the valve body plate passes through the through hole. Since the flow velocity of the hydraulic oil is high, cavitation may occur inside the through hole, which may cause high-frequency abnormal noise.

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、キャビテーションの発生を抑制できる車両用油圧装置を提供することにある。 The present invention has been made in the background of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a vehicle hydraulic system capable of suppressing the occurrence of cavitation.

本発明者は、以上の事情を背景として種々検討を重ねた結果、貫通孔の入口圧と出口圧との差圧がキャビテーションの発生に対して大きく寄与すること、さらに、貫通孔の出口圧が低い場合にキャビテーションが発生しやすいという事実を見出した。本発明はこの知見に基づいて為されたものである。 As a result of various studies against the background of the above circumstances, the present inventor has found that the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the through hole greatly contributes to the occurrence of cavitation, and further, the outlet pressure of the through hole is determined. We found the fact that cavitation is more likely to occur when it is low. The present invention has been made based on this finding.

すなわち、本発明の要旨とするところは、第１油路が形成された第１バルブボデーと、前記第１油路と連通する第２油路が形成された第２バルブボデーと、前記第１バルブボデーと前記第２バルブボデーとの間に挟まれたバルブボデープレートとから構成されるバルブボデーを備え、前記第１油路から前記第２油路へ向かう流路には絞りが設けられている車両用油圧装置であって、前記絞りは、前記流路内に相互に離されて設けられた複数個の貫通孔から構成され、前記バルブボデープレートには、前記複数個の貫通孔のうち少なくとも１個が設けられ、前記複数個の貫通孔は、下流ほど孔径が大きく形成されていることにある。 That is, the gist of the present invention is the first valve body in which the first oil passage is formed, the second valve body in which the second oil passage communicating with the first oil passage is formed, and the first valve body. A valve body composed of a valve body plate sandwiched between the valve body and the second valve body is provided, and a throttle is provided in the flow path from the first oil passage to the second oil passage. In the vehicle hydraulic system, the throttle is composed of a plurality of through holes provided in the flow path so as to be separated from each other, and the valve body plate has the plurality of through holes. At least one is provided, and the plurality of through holes are formed to have a larger hole diameter toward the downstream side.

本発明の車両用油圧装置によれば、前記絞りは、前記流路内に相互に離されて設けられた複数個の貫通孔から構成され、前記バルブボデープレートには、前記複数個の貫通孔のうち少なくとも１個が設けられ、前記複数個の貫通孔は、下流ほど孔径が大きく形成されている。このため、出口圧が低くキャビテーションが発生しやすい下流側の貫通孔における入口圧と出口圧との差圧を比較的小さくでき、キャビテーションの発生を効果的に抑制することができる。 According to the vehicle hydraulic system of the present invention, the throttle is composed of a plurality of through holes provided in the flow path so as to be separated from each other, and the valve body plate has the plurality of through holes. At least one of them is provided, and the plurality of through holes have a larger hole diameter toward the downstream side. Therefore, the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure in the through hole on the downstream side where the outlet pressure is low and cavitation is likely to occur can be made relatively small, and the occurrence of cavitation can be effectively suppressed.

ここで、好適には、前記複数個の貫通孔は、第１貫通孔及び第２貫通孔であり、前記第１貫通孔と前記第２貫通孔との間には第３油路が形成され、前記バルブボデープレートには、前記第１貫通孔及び前記第２貫通孔のうち少なくとも１個が設けられている。このようにすれば、比較的簡便に第１油路から第２油路へ向かう流路内に複数個の貫通孔を相互に離して設けることができ、キャビテーションの発生を効果的に抑制することができる。 Here, preferably, the plurality of through holes are a first through hole and a second through hole, and a third oil passage is formed between the first through hole and the second through hole. The valve body plate is provided with at least one of the first through hole and the second through hole. In this way, a plurality of through holes can be relatively easily provided in the flow path from the first oil passage to the second oil passage so as to be separated from each other, and the occurrence of cavitation can be effectively suppressed. Can be done.

また、好適には、前記複数個の貫通孔は、第１貫通孔、第２貫通孔及び第３貫通孔であり、前記第１貫通孔と前記第２貫通孔との間には第３油路が形成され、前記第２貫通孔と前記第３貫通孔との間には第４油路が形成され、前記第１油路及び第３油路は前記第１バルブボデーに形成され、前記第２油路及び第４油路は前記第２バルブボデーに形成され、前記第１貫通孔、第２貫通孔及び第３貫通孔は、前記バルブボデープレートに形成されている。このようにすれば、第１油路から第２油路へ向かう流路に比較的簡便に複数個の貫通孔を設けることができる。 Further, preferably, the plurality of through holes are a first through hole, a second through hole, and a third through hole, and a third oil is preferably used between the first through hole and the second through hole. A path is formed, a fourth oil passage is formed between the second through hole and the third through hole, and the first oil passage and the third oil passage are formed in the first valve body. The second oil passage and the fourth oil passage are formed in the second valve body, and the first through hole, the second through hole, and the third through hole are formed in the valve body plate. In this way, a plurality of through holes can be relatively easily provided in the flow path from the first oil passage to the second oil passage.

本発明が適用される車両を構成する動力伝達経路の概略構成を説明する図である。It is a figure explaining the schematic structure of the power transmission path which comprises the vehicle to which this invention is applied. 図１の車両に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。It is a block diagram explaining the main part of the control system provided in the vehicle of FIG. 図１の油圧制御回路のうち無段変速機の変速等に関する油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram which shows the main part about the hydraulic control about the shift of a continuously variable transmission, etc. in the hydraulic control circuit of FIG. 図１の油圧制御回路を構成するバルブボデーの要部を示した断面図である。It is sectional drawing which showed the main part of the valve body which constitutes the hydraulic control circuit of FIG. 従来の単一のオリフィスの場合における油圧及び孔径、比較例である孔径が同じ３個のオリフィスの場合における油圧及び等価オリフィス径の計算結果、及び、図４に示す３個のオリフィスの場合における油圧及び等価オリフィス径の計算結果を示す表である。Calculation results of hydraulic pressure and hole diameter in the case of a conventional single orifice, hydraulic pressure and equivalent orifice diameter in the case of three orifices having the same hole diameter as a comparative example, and hydraulic pressure in the case of three orifices shown in FIG. It is a table which shows the calculation result of the equivalent orifice diameter. 図５の計算結果とオリフィスの位置とを示す図である。It is a figure which shows the calculation result of FIG. 5 and the position of an orifice. 図５の計算結果とキャビテーションが発生しない領域の例とを、オリフィスの入口圧と出口圧との差圧を縦軸にオリフィスの出口圧を横軸にしたグラフ上に示す図である。FIG. 5 is a graph showing a calculation result of FIG. 5 and an example of a region where cavitation does not occur, with the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the orifice on the vertical axis and the outlet pressure of the orifice on the horizontal axis.

以下、本発明の実施例を、図面を参照して詳細に説明する。なお、以下の実施例において、図は説明のために適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比及び形状等は必ずしも正確に描かれていない。 Hereinafter, examples of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the following examples, the drawings are appropriately simplified or modified for the sake of explanation, and the dimensional ratios and shapes of each part are not necessarily drawn accurately.

図１は、本発明が適用される車両１０のエンジン１２から駆動輪２４までの動力伝達経路の概略構成を説明する図である。図１において、例えば走行用の駆動力源として用いられるエンジン１２により出力された動力は、流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１４、前後進切換装置１６、ベルト式の無段変速機（ＣＶＴ）１８、減速歯車装置２０、差動歯車装置２２などを順次介して、左右の駆動輪２４へ伝達される。 FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a power transmission path from the engine 12 to the drive wheels 24 of the vehicle 10 to which the present invention is applied. In FIG. 1, for example, the power output by the engine 12 used as a driving force source for traveling is a torque converter 14 as a fluid transmission device, a forward / backward switching device 16, and a belt-type continuously variable transmission (CVT) 18. , The reduction gear device 20, the differential gear device 22, and the like are sequentially transmitted to the left and right drive wheels 24.

トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸１２ａに連結されたポンプ翼車１４ｐ、及びトルクコンバータ１４の出力側部材に相当するタービン軸３０を介して前後進切換装置１６に連結されたタービン翼車１４ｔを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それ等のポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔの間にはロックアップクラッチ２６が設けられており、このロックアップクラッチ２６が完全係合させられることによってポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔは一体回転させられる。 The torque converter 14 is a turbine impeller 14p connected to the forward / backward switching device 16 via a pump impeller 14p connected to the crankshaft 12a of the engine 12 and a turbine shaft 30 corresponding to an output side member of the torque converter 14. It is designed to transmit power via a fluid. Further, a lockup clutch 26 is provided between the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t, and when the lockup clutch 26 is completely engaged, the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t are provided. Can be rotated integrally.

ポンプ翼車１４ｐには、機械式のオイルポンプ２８が連結されている。機械式のオイルポンプ２８は、無段変速機１８を変速制御したり、無段変速機１８におけるベルト挟圧力を発生させたり、ロックアップクラッチ２６のトルク容量を制御したり、前後進切換装置１６における動力伝達経路を切り換えたり、車両１０の動力伝達経路の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧を、エンジン１２により回転駆動されることにより発生させる。 A mechanical oil pump 28 is connected to the pump impeller 14p. The mechanical oil pump 28 controls the speed change of the continuously variable transmission 18, generates a belt pinching pressure in the continuously variable transmission 18, controls the torque capacity of the lockup clutch 26, and controls the forward / backward switching device 16. The hydraulic pressure for switching the power transmission path in the vehicle 10 and supplying lubricating oil to each part of the power transmission path of the vehicle 10 is generated by being rotationally driven by the engine 12.

前後進切換装置１６は、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１とダブルピニオン型の遊星歯車装置１６ｐとを主体として構成されており、サンギヤ１６ｓにはトルクコンバータ１４のタービン軸３０が一体的に連結され、キャリア１６ｃには無段変速機１８の入力軸３２が一体的に連結されている。また、キャリア１６ｃとサンギヤ１６ｓとは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ１６ｒは後進用ブレーキＢ１を介して非回転部材としてのハウジング３４に選択的に固定されるようになっている。前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１は、何れも油圧シリンダによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。 The forward / backward switching device 16 is mainly composed of a forward clutch C1 and a reverse brake B1 and a double pinion type planetary gear device 16p, and the turbine shaft 30 of the torque converter 14 is integrally connected to the sun gear 16s. The input shaft 32 of the continuously variable transmission 18 is integrally connected to the carrier 16c. Further, the carrier 16c and the sun gear 16s are selectively connected via the forward clutch C1, and the ring gear 16r is selectively fixed to the housing 34 as a non-rotating member via the reverse brake B1. There is. The forward clutch C1 and the reverse brake B1 are both hydraulic friction engagement devices that are frictionally engaged by a hydraulic cylinder.

このように構成された前後進切換装置１６では、前進用クラッチＣ１が係合されると共に後進用ブレーキＢ１が解放されると、前後進切換装置１６は一体回転状態とされることによりタービン軸３０が入力軸３２に直結され、前進用動力伝達経路が成立させられて、前進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、後進用ブレーキＢ１が係合されると共に前進用クラッチＣ１が解放されると、前後進切換装置１６は後進用動力伝達経路が成立させられて、入力軸３２はタービン軸３０に対して逆方向へ回転させられるようになり、後進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切換装置１６は動力伝達を遮断するニュートラル状態（動力伝達遮断状態）とされる。 In the forward / backward switching device 16 configured in this way, when the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released, the forward / backward switching device 16 is brought into an integrally rotating state, so that the turbine shaft 30 Is directly connected to the input shaft 32, a forward power transmission path is established, and the driving force in the forward direction is transmitted to the continuously variable transmission 18 side. Further, when the reverse brake B1 is engaged and the forward clutch C1 is released, the forward / backward switching device 16 establishes the reverse power transmission path, and the input shaft 32 is reversed with respect to the turbine shaft 30. It can be rotated in the direction, and the driving force in the reverse direction is transmitted to the continuously variable transmission 18 side. Further, when both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released, the forward / backward switching device 16 is set to the neutral state (power transmission cutoff state) in which the power transmission is cut off.

エンジン１２は、例えばガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関にて構成されている。このエンジン１２の吸気配管３６には、スロットルアクチュエータ３８を用いてエンジン１２の吸入空気量Ｑａｉｒを電気的に制御する為の電子スロットル弁４０が備えられている。 The engine 12 is composed of an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine. The intake pipe 36 of the engine 12 is provided with an electronic throttle valve 40 for electrically controlling the intake air amount Qair of the engine 12 by using the throttle actuator 38.

無段変速機１８は、入力軸３２に設けられた入力側部材である有効径が可変のプライマリプーリ４２と、出力軸４４に設けられた出力側部材である有効径が可変のセカンダリプーリ４６と、プライマリプーリ４２とセカンダリプーリ４６との間に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、プライマリプーリ４２及びセカンダリプーリ４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。 The continuously variable transmission 18 includes a primary pulley 42 having a variable effective diameter, which is an input side member provided on the input shaft 32, and a secondary pulley 46 having a variable effective diameter, which is an output side member provided on the output shaft 44. A transmission belt 48 wound between the primary pulley 42 and the secondary pulley 46 is provided, and power is transmitted via the frictional force between the primary pulley 42 and the secondary pulley 46 and the transmission belt 48. ..

プライマリプーリ４２は、入力軸３２に固定された入力側固定回転体としての固定シーブ４２ａと、入力軸３２に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた入力側可動回転体としての可動シーブ４２ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為のプライマリプーリ４２におけるプライマリ推力Ｗｉｎ（＝プライマリ圧Ｐｉｎ×可動シーブ４２ｂの受圧面積）を付与する油圧アクチュエータとしてのプライマリ側油圧シリンダ４２ｃとを備えて構成されている。 The primary pulley 42 has a fixed sheave 42a as an input-side fixed rotating body fixed to the input shaft 32 and an input-side movable rotation provided so as to be non-rotatable relative to the input shaft 32 and movable in the axial direction. The primary side hydraulic pressure as a hydraulic actuator that applies the primary thrust Win (= primary pressure Pin x pressure receiving area of the movable sheave 42b) in the primary pulley 42 for changing the movable sheave 42b as a body and the V-groove width between them. It is configured to include a cylinder 42c.

また、セカンダリプーリ４６は、出力軸４４に固定された出力側固定回転体としての固定シーブ４６ａと、出力軸４４に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた出力側可動回転体としての可動シーブ４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為のセカンダリプーリ４６におけるセカンダリ推力Ｗｏｕｔ（＝セカンダリ圧Ｐｏｕｔ×可動シーブ４６ｂの受圧面積）を付与する油圧アクチュエータとしてのセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃとを備えて構成されている。 Further, the secondary pulley 46 has a fixed sheave 46a as an output-side fixed rotating body fixed to the output shaft 44, and an output side provided so as to be non-rotatable relative to the output shaft 44 and movable in the axial direction. A secondary as a hydraulic actuator that applies a secondary thrust Wout (= secondary pressure Pout x pressure receiving area of the movable sheave 46b) in the secondary pulley 46 for changing the movable sheave 46b as a movable rotating body and the V-groove width between them. It is configured to include a side hydraulic cylinder 46c.

そして、プライマリプーリ４２における入力側圧力すなわちプライマリ側油圧シリンダ４２ｃ内の油室への油圧であるプライマリ圧Ｐｉｎ、及び、セカンダリプーリ４６における出力側圧力すなわちセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃ内の油室への油圧であるセカンダリ圧Ｐｏｕｔが、後述の油圧制御回路９０によって各々独立に調圧制御されることにより、プライマリ推力Ｗｉｎ及びセカンダリ推力Ｗｏｕｔが各々直接的に或いは間接的に制御される。 Then, the input side pressure in the primary pulley 42, that is, the primary pressure Pin which is the oil pressure to the oil chamber in the primary side hydraulic cylinder 42c, and the output side pressure in the secondary pulley 46, that is, the oil pressure to the oil chamber in the secondary side hydraulic cylinder 46c. The secondary pressure Pout, which is the secondary pressure Pout, is independently controlled by the hydraulic control circuit 90 described later, so that the primary thrust Win and the secondary thrust Wout are controlled directly or indirectly, respectively.

これにより、プライマリプーリ４２及びセカンダリプーリ４６におけるＶ溝幅が変化して伝動ベルト４８の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ（＝入力軸回転速度Ｎｉｎ／出力軸回転速度Ｎｏｕｔ）が連続的に変化させられると共に、伝動ベルト４８が滑りを生じないようにプライマリプーリ４２及びセカンダリプーリ４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力（ベルト挟圧力）が制御される。このように、プライマリ圧Ｐｉｎ及びセカンダリ圧Ｐｏｕｔが各々制御されることで伝動ベルト４８の滑りが防止されつつ実際の変速比（実変速比）γが目標変速比γ^＊とされる。尚、入力軸回転速度Ｎｉｎは入力軸３２の回転速度であり、出力軸回転速度Ｎｏｕｔは出力軸４４の回転速度である。また、本実施例では図１から判るように、入力軸回転速度Ｎｉｎはプライマリプーリ４２の回転速度と同一であり、出力軸回転速度Ｎｏｕｔはセカンダリプーリ４６の回転速度と同一である。 As a result, the V-groove width in the primary pulley 42 and the secondary pulley 46 changes, the hook diameter (effective diameter) of the transmission belt 48 is changed, and the gear ratio γ (= input shaft rotation speed Nin / output shaft rotation speed Nout) is changed. The frictional force (belt pinching pressure) between the primary pulley 42 and the secondary pulley 46 and the transmission belt 48 is controlled so that the transmission belt 48 does not slip while being continuously changed. In this way, by controlling the primary pressure Pin and the secondary pressure Pout, the transmission belt 48 is prevented from slipping, and the actual gear ratio (actual gear ratio) γ is set as the target gear ratio γ ^* . The input shaft rotation speed Nin is the rotation speed of the input shaft 32, and the output shaft rotation speed Nout is the rotation speed of the output shaft 44. Further, as can be seen from FIG. 1 in this embodiment, the input shaft rotation speed Nin is the same as the rotation speed of the primary pulley 42, and the output shaft rotation speed Nout is the same as the rotation speed of the secondary pulley 46.

無段変速機１８では、例えばプライマリ圧Ｐｉｎが高められると、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が狭くされて変速比γが小さくされるすなわち無段変速機１８がアップシフトされる。また、プライマリ圧Ｐｉｎが低められると、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が広くされて変速比γが大きくされるすなわち無段変速機１８がダウンシフトされる。従って、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が最小とされるところで、無段変速機１８の変速比γとして最小変速比γｍｉｎ（最高速側変速比）が形成される。また、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が最大とされるところで、無段変速機１８の変速比γとして最大変速比γｍａｘ（最低速側変速比）が形成される。尚、プライマリ圧Ｐｉｎ（プライマリ推力Ｗｉｎも同意）とセカンダリ圧Ｐｏｕｔ（セカンダリ推力Ｗｏｕｔも同意）とにより伝動ベルト４８の滑りが防止されつつ、それらプライマリ推力Ｗｉｎとセカンダリ推力Ｗｏｕｔとの相互関係にて目標変速比γ^＊が実現されるものであり、一方のプーリ圧（推力も同意）のみで目標の変速が実現されるものではない。車両１０は油圧供給先に油圧を供給する油圧制御回路９０を備える車両用油圧装置１００と、油圧制御回路９０などを電気的に制御する電子制御装置５０を備えている。 In the continuously variable transmission 18, for example, when the primary pressure Pin is increased, the V-groove width of the primary pulley 42 is narrowed and the gear ratio γ is reduced, that is, the continuously variable transmission 18 is upshifted. Further, when the primary pressure Pin is lowered, the V-groove width of the primary pulley 42 is widened and the gear ratio γ is increased, that is, the continuously variable transmission 18 is downshifted. Therefore, the minimum gear ratio γmin (maximum speed side gear ratio) is formed as the gear ratio γ of the continuously variable transmission 18 where the V-groove width of the primary pulley 42 is minimized. Further, the maximum gear ratio γmax (minimum speed side gear ratio) is formed as the gear ratio γ of the continuously variable transmission 18 where the V-groove width of the primary pulley 42 is maximized. The primary pressure Pin (also agrees with the primary thrust Win) and the secondary pressure Pout (also agrees with the secondary thrust Wout) prevent the transmission belt 48 from slipping, and the target is the mutual relationship between the primary thrust Win and the secondary thrust Wout. The gear ratio γ ^* is realized, and the target gear shift is not realized only by one pulley pressure (thrust agrees). The vehicle 10 includes a vehicle hydraulic device 100 including a hydraulic control circuit 90 that supplies flood control to a hydraulic supply destination, and an electronic control device 50 that electrically controls the hydraulic control circuit 90 and the like.

図２は、エンジン１２や無段変速機１８などを制御する為に車両１０に設けられた制御系統の要部を説明するブロック線図である。図２において、電子制御装置５０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両１０の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置５０は、エンジン１２の出力制御、無段変速機１８の変速制御やベルト挟圧力制御、ロックアップクラッチ２６のトルク容量制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用、無段変速機１８及びロックアップクラッチ２６の油圧制御用等に分けて構成される。 FIG. 2 is a block diagram illustrating a main part of a control system provided in the vehicle 10 for controlling the engine 12, the continuously variable transmission 18, and the like. In FIG. 2, the electronic control device 50 includes, for example, a so-called microcomputer provided with a CPU, a RAM, a ROM, an input / output interface, and the like, and the CPU stores the memory in the ROM in advance while using the temporary storage function of the RAM. Various controls of the vehicle 10 are executed by performing signal processing according to the program. For example, the electronic control device 50 is designed to execute output control of the engine 12, shift control of the continuously variable transmission 18, belt pinching pressure control, torque capacity control of the lockup clutch 26, and the like, if necessary. It is divided into one for engine control, one for hydraulic control of the continuously variable transmission 18 and the lockup clutch 26, and the like.

電子制御装置５０には、エンジン回転速度センサ５２により検出されたクランク軸１２ａの回転角度（位置）Ａｃｒ及びエンジン１２の回転速度（エンジン回転速度）Ｎｅを表す信号、タービン回転速度センサ５４により検出されたタービン軸３０の回転速度（タービン回転速度）Ｎｔを表す信号、入力軸回転速度センサ５６により検出された無段変速機１８の入力回転速度である入力軸回転速度Ｎｉｎを表す信号、出力軸回転速度センサ５８により検出された車速Ｖに対応する無段変速機１８の出力回転速度である出力軸回転速度Ｎｏｕｔを表す信号、スロットルセンサ６０により検出された電子スロットル弁４０のスロットル弁開度θｔｈを表す信号、冷却水温センサ６２により検出されたエンジン１２の冷却水温ＴＨｗを表す信号、吸入空気量センサ６４により検出されたエンジン１２の吸入空気量Ｑａｉｒを表す信号、アクセル開度センサ６６により検出された運転者の加速要求量としてのアクセルペダルの操作量であるアクセル開度Ａｃｃを表す信号、フットブレーキスイッチ６８により検出された常用ブレーキであるフットブレーキが操作された状態を示すブレーキオンＢｏｎを表す信号、ＣＶＴ油温センサ７０により検出された無段変速機１８等の作動油ＦＬの油温ＴＨｏｉｌを表す信号、レバーポジションセンサ７２により検出されたシフトレバー７４のレバーポジション（操作位置）Ｐｓｈを表す信号、バッテリセンサ７６により検出されたバッテリ温度ＴＨｂａｔやバッテリ入出力電流（バッテリ充放電電流）Ｉｂａｔやバッテリ電圧Ｖｂａｔを表す信号、セカンダリ圧センサ７８により検出されたセカンダリプーリ４６への供給油圧であるセカンダリ圧Ｐｏｕｔを表す信号等が、それぞれ供給される。 The electronic control device 50 is detected by the turbine rotation speed sensor 54, which is a signal indicating the rotation angle (position) Cr of the crank shaft 12a and the rotation speed (engine rotation speed) Ne of the engine 12 detected by the engine rotation speed sensor 52. A signal representing the rotation speed (turbine rotation speed) Nt of the turbine shaft 30, a signal representing the input shaft rotation speed Nin which is the input rotation speed of the stepless transmission 18 detected by the input shaft rotation speed sensor 56, and the output shaft rotation. A signal representing the output shaft rotation speed Now, which is the output rotation speed of the stepless transmission 18 corresponding to the vehicle speed V detected by the speed sensor 58, and the throttle valve opening degree θth of the electronic throttle valve 40 detected by the throttle sensor 60. A signal representing, a signal representing the cooling water temperature THw of the engine 12 detected by the cooling water temperature sensor 62, a signal representing the intake air amount Qair of the engine 12 detected by the intake air amount sensor 64, and a signal detected by the accelerator opening sensor 66. A signal indicating the accelerator opening Acc, which is the amount of operation of the accelerator pedal as the driver's acceleration request amount, and a signal indicating the brake-on-bon indicating the state in which the foot brake, which is a regular brake detected by the foot brake switch 68, is operated. , A signal indicating the oil temperature THoil of the hydraulic oil FL of the stepless transmission 18 or the like detected by the CVT oil temperature sensor 70, and a signal indicating the lever position (operating position) Psh of the shift lever 74 detected by the lever position sensor 72. , A signal representing the battery temperature THbat, the battery input / output current (battery charge / discharge current) Ibat, and the battery voltage Vbat detected by the battery sensor 76, and the secondary pressure which is the supply hydraulic pressure to the secondary pulley 46 detected by the secondary pressure sensor 78. A signal or the like representing Pout is supplied respectively.

また、電子制御装置５０からは、エンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号Ｓｅ、無段変速機１８の変速に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓｃｖｔ等が、それぞれ出力される。具体的には、上記エンジン出力制御指令信号Ｓｅとして、スロットルアクチュエータ３８を駆動して電子スロットル弁４０の開閉を制御する為のスロットル信号や燃料噴射装置８０から噴射される燃料の量を制御する為の噴射信号や点火装置８２によるエンジン１２の点火時期を制御する為の点火時期信号などが出力される。また、上記油圧制御指令信号Ｓｃｖｔとして、プライマリ圧Ｐｉｎを調圧するリニアソレノイドバルブＳＬＰを駆動する為の指令信号、セカンダリ圧Ｐｏｕｔを調圧するリニアソレノイドバルブＳＬＳを駆動する為の指令信号、ライン油圧ＰＬを制御するリニアソレノイドバルブＳＬＴ（不図示）を駆動する為の指令信号などが油圧制御回路９０へ出力される。 Further, the electronic control device 50 outputs an engine output control command signal Se for output control of the engine 12, a hydraulic control command signal Scvt for hydraulic control related to the speed change of the continuously variable transmission 18, and the like, respectively. Specifically, as the engine output control command signal Se, the throttle signal for driving the throttle actuator 38 to control the opening and closing of the electronic throttle valve 40 and the amount of fuel injected from the fuel injection device 80 are controlled. And the ignition timing signal for controlling the ignition timing of the engine 12 by the ignition device 82 are output. Further, as the above-mentioned hydraulic control command signal Scvt, a command signal for driving the linear solenoid valve SLP that regulates the primary pressure Pin, a command signal for driving the linear solenoid valve SLS that regulates the secondary pressure Pout, and a line hydraulic PL are used. A command signal or the like for driving the linear solenoid valve SLT (not shown) to be controlled is output to the flood control circuit 90.

シフトレバー７４は、例えば運転席の近傍に配設され、順次位置させられている５つのレバーポジション「Ｐ」、「Ｒ」、「Ｎ」、「Ｄ」、及び「Ｌ」のうちの何れかへ手動操作されるようになっている。図３は、油圧制御回路９０のうち、無段変速機１８の変速制御に関わる油圧制御、及びシフトレバー７４の操作に伴う前進用クラッチＣ１或いは後進用ブレーキＢ１の係合作動の関わる油圧制御に関する要部を示す油圧回路図である。 The shift lever 74 is, for example, any one of the five lever positions "P", "R", "N", "D", and "L" arranged in the vicinity of the driver's seat and sequentially positioned. It is designed to be manually operated. FIG. 3 relates to the hydraulic control related to the shift control of the continuously variable transmission 18 and the hydraulic control related to the engagement operation of the forward clutch C1 or the reverse brake B1 accompanying the operation of the shift lever 74 in the hydraulic control circuit 90. It is a hydraulic circuit diagram which shows the main part.

図３において、油圧制御回路９０は、例えばオイルポンプ２８、クラッチアプライコントロールバルブ１０２、マニュアルバルブ１０４、プライマリ圧Ｐｉｎを調圧するプライマリ圧コントロールバルブ１１０、セカンダリ圧Ｐｏｕｔを調圧するセカンダリ圧コントロールバルブ１１２、リリーフ型のプライマリレギュレータバルブ１１４、ライン油圧モジュレータバルブ１１６、モジュレータバルブ１１８、チェックバルブ（逆止弁、逆止め弁）１２０、モジュレータ油圧Ｐｍを元圧として切替油圧Ｐｓｃを出力するオンオフソレノイドバルブである切替バルブＳＣ、モジュレータ油圧Ｐｍを元圧として切替油圧Ｐｓｌを出力するオンオフソレノイドバルブである切替バルブＳＬ、出力油圧ＬＰｍを元圧として電子制御装置５０から供給される駆動電流に対応した制御油圧Ｐｓｌｐ、制御油圧Ｐｓｌｓ、制御油圧Ｐｓｌｔ、制御油圧Ｐｓｌｕをそれぞれ出力するリニアソレノイドバルブＳＬＰ、リニアソレノイドバルブＳＬＳ、リニアソレノイドバルブＳＬＴ（不図示）、リニアソレノイドバルブＳＬＵ（不図示）等を備えている。 In FIG. 3, the hydraulic control circuit 90 includes, for example, an oil pump 28, a clutch apply control valve 102, a manual valve 104, a primary pressure control valve 110 for adjusting the primary pressure Pin, a secondary pressure control valve 112 for adjusting the secondary pressure Pout, and a relief. Type primary regulator valve 114, line hydraulic modulator valve 116, modulator valve 118, check valve (check valve, check valve) 120, switching valve which is an on / off solenoid valve that outputs switching oil Psc using the modulator oil pressure Pm as the original pressure. SC, switching valve SL which is an on / off solenoid valve that outputs the switching oil Psl using the modulator oil pressure Pm as the original pressure, and the control oil pressure Pslp and control oil pressure corresponding to the drive current supplied from the electronic control device 50 using the output oil pressure LPm as the original pressure. It is equipped with a linear solenoid valve SLP, a linear solenoid valve SLS, a linear solenoid valve SLT (not shown), a linear solenoid valve SLU (not shown), etc., which output Psls, a control oil pressure Pslt, and a control oil pressure Pslu, respectively.

クラッチアプライコントロールバルブ１０２は、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１へ供給される作動油ＦＬを切替える。マニュアルバルブ１０４は、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が選択的に係合或いは解放されるようにシフトレバー７４の操作に従って流路を機械的に切り換える。プライマリレギュレータバルブ１１４は、オイルポンプ２８から出力される作動油圧を元圧として制御油圧Ｐｓｌｔに基づいてエンジン負荷等に応じた値にライン油圧ＰＬを調圧する。ライン油圧モジュレータバルブ１１６は、ライン油圧ＰＬを元圧として制御油圧Ｐｓｌｔに基づいてエンジン負荷等に応じた一定圧の出力油圧ＬＰｍを出力する。モジュレータバルブ１１８は、出力油圧ＬＰｍを元圧として一定圧に調圧したモジュレータ油圧Ｐｍを出力する。チェックバルブ１２０は、プライマリ圧Ｐｉｎがセカンダリプーリ４６側の流路へ流入することを防止すると共にセカンダリ圧Ｐｏｕｔがプライマリプーリ４２側の流路へ流入することを許容する。また、クラッチアプライコントロールバルブ１０２は、マニュアルバルブ１０４を介して前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１へ供給される作動油ＦＬの供給状態を、切替バルブＳＣ及び切替バルブＳＬの出力状態に従って切替える切替弁として機能する。 The clutch apply control valve 102 switches the hydraulic oil FL supplied to the forward clutch C1 and the reverse brake B1. The manual valve 104 mechanically switches the flow path according to the operation of the shift lever 74 so that the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are selectively engaged or disengaged. The primary regulator valve 114 adjusts the line hydraulic pressure PL to a value corresponding to the engine load or the like based on the control hydraulic pressure Pslt using the hydraulic pressure output from the oil pump 28 as the main pressure. The line hydraulic modulator valve 116 outputs a constant pressure output hydraulic LPm according to the engine load or the like based on the control hydraulic pressure Pslt with the line hydraulic PL as the original pressure. The modulator valve 118 outputs the modulator oil pressure Pm adjusted to a constant pressure with the output oil pressure LPm as the original pressure. The check valve 120 prevents the primary pressure Pin from flowing into the flow path on the secondary pulley 46 side and allows the secondary pressure Pout to flow into the flow path on the primary pulley 42 side. Further, the clutch apply control valve 102 is a switching valve that switches the supply state of the hydraulic oil FL supplied to the forward clutch C1 and the reverse brake B1 via the manual valve 104 according to the output states of the switching valve SC and the switching valve SL. Functions as.

クラッチアプライコントロールバルブ１０２は、軸方向へ移動可能に設けられることにより、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１に供給される作動油ＦＬを出力油圧ＬＰｍとするｎｏｒｍａｌ／ノーマル位置（図３において左側）、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１に供給される作動油ＦＬを制御油圧Ｐｓｌｕとするｆａｉｌ／ガレージ位置（図３において右側）の何れかに位置させられるスプール弁子１０２ａを備えている。 The clutch apply control valve 102 is provided so as to be movable in the axial direction, so that the hydraulic oil FL supplied to the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is used as the output hydraulic LPm in the normal / normal position (left side in FIG. 3). The spool valve 102a is located at any of the fail / garage positions (on the right side in FIG. 3) where the hydraulic oil FL supplied to the forward clutch C1 and the reverse brake B1 is the control oil Pslu.

また、クラッチアプライコントロールバルブ１０２は、出力油圧ＬＰｍが入力される第１入力ポート１０２ｂと、制御油圧Ｐｓｌｕが入力される第２入力ポート１０２ｃと、マニュアルバルブ１０４の入力ポート１０４ａに接続され且つスプール弁子１０２ａの切替位置に応じて第１入力ポート１０２ｂ及び第２入力ポート１０２ｃの何れかと連通させられる第１出力ポート１０２ｄと、プライマリ圧Ｐｉｎが入力される第３入力ポート１０２ｅと、チェックバルブ１２０を介してセカンダリ圧Ｐｏｕｔが入力される第４入力ポート１０２ｆと、プライマリプーリ４２に接続され且つスプール弁子１０２ａの切替位置に応じて第３入力ポート１０２ｅ及び第４入力ポート１０２ｆの何れかと連通させられる第２出力ポート１０２ｇと、スプール弁子１０２ａをｎｏｒｍａｌ／ノーマル位置側へ付勢するスプリング１０２ｈと、スプール弁子１０２ａにｆａｉｌ／ガレージ位置側へ向かう推力を付与する為に切替油圧Ｐｓｃを受け入れる油室１０２ｉと、スプール弁子１０２ａにｎｏｒｍａｌ／ノーマル位置側に向かう推力を付与する為に切替油圧Ｐｓｌを受け入れる油室１０２ｊとを備えている。 Further, the clutch apply control valve 102 is connected to the first input port 102b to which the output hydraulic LPm is input, the second input port 102c to which the control hydraulic Pslu is input, and the input port 104a of the manual valve 104, and is a spool valve. The first output port 102d communicated with either the first input port 102b or the second input port 102c according to the switching position of the child 102a, the third input port 102e to which the primary pressure Pin is input, and the check valve 120. It is connected to the primary pulley 42 and communicated with either the third input port 102e or the fourth input port 102f according to the switching position of the spool valve 102a. The second output port 102g, the spring 102h that urges the spool valve 102a to the normal / normal position side, and the oil chamber that accepts the switching hydraulic pressure Psc to give the spool valve 102a a thrust toward the fail / garage position side. The spool valve 102a is provided with an oil chamber 102j that receives a switching hydraulic pressure Psl in order to apply a thrust toward the normal / normal position side to the spool valve 102a.

クラッチアプライコントロールバルブ１０２において、例えば切替バルブＳＣの切替油圧Ｐｓｃが油室１０２ｉに供給されると、スプール弁子１０２ａがスプリング１０２ｈの付勢力に抗してｆａｉｌ／ガレージ位置側に移動させられる。このとき、第２入力ポート１０２ｃと第１出力ポート１０２ｄとが連通させられ、リニアソレノイドバルブＳＬＵの制御油圧Ｐｓｌｕがマニュアルバルブ１０４の入力ポート１０４ａに供給される。すなわち、リニアソレノイドバルブＳＬＵの制御油圧Ｐｓｌｕが前進用クラッチＣ１（或いは後進用ブレーキＢ１）の係合油圧となる。 In the clutch apply control valve 102, for example, when the switching hydraulic pressure Psc of the switching valve SC is supplied to the oil chamber 102i, the spool valve 102a is moved to the file / garage position side against the urging force of the spring 102h. At this time, the second input port 102c and the first output port 102d are communicated with each other, and the control hydraulic Pslu of the linear solenoid valve SLU is supplied to the input port 104a of the manual valve 104. That is, the control oil Pslu of the linear solenoid valve SLU becomes the engagement oil of the forward clutch C1 (or the reverse brake B1).

この制御油圧ＰｓｌｕはリニアソレノイドバルブＳＬＵの励磁電流のデューティー比に基づいてリニア（線形）に変化させられるので、前進用クラッチＣ１（或いは後進用ブレーキＢ１）の係合過程における係合過渡油圧を変化させることができる。例えば、制御油圧Ｐｓｌｕは、所定の低車速時や車両停止時等にシフトレバー７４が「Ｎ」ポジションから「Ｄ」ポジション或いは「Ｒ」ポジションへ操作されるガレージシフト（Ｎ→Ｄシフト或いはＮ→Ｒシフト）の際に、前進用クラッチＣ１（或いは後進用ブレーキＢ１）が滑らかに係合させられ、係合ショックが抑制されるように、予め定められた規則に従って調圧される。また、第４入力ポート１０２ｆと第２出力ポート１０２ｇとが連通させられ、チェックバルブ１２０を介して流入したセカンダリ圧Ｐｏｕｔがプライマリプーリ４２に供給される。 Since this control hydraulic pressure Pslu is linearly changed based on the duty ratio of the exciting current of the linear solenoid valve SLU, the engaging transient oil pressure in the engaging process of the forward clutch C1 (or the reverse brake B1) is changed. Can be made to. For example, the control flood control Pslu is a garage shift (N → D shift or N →) in which the shift lever 74 is operated from the “N” position to the “D” position or the “R” position at a predetermined low vehicle speed or when the vehicle is stopped. At the time of R shift), the forward clutch C1 (or the reverse brake B1) is smoothly engaged, and the pressure is adjusted according to a predetermined rule so that the engagement shock is suppressed. Further, the fourth input port 102f and the second output port 102g are communicated with each other, and the secondary pressure Pout flowing in through the check valve 120 is supplied to the primary pulley 42.

一方、切替バルブＳＣから切替油圧Ｐｓｃが出力されないか或いは切替バルブＳＬの切替油圧Ｐｓｌが油室１０２ｊに供給されると、スプール弁子１０２ａがｎｏｒｍａｌ／ノーマル位置側に移動させられる。このとき、第１入力ポート１０２ｂと第１出力ポート１０２ｄとが連通させられ、出力油圧ＬＰｍがマニュアルバルブ１０４の入力ポート１０４ａに供給される。すなわち、出力油圧ＬＰｍが前進用クラッチＣ１（或いは後進用ブレーキＢ１）の係合油圧となる。 On the other hand, when the switching oil Psc is not output from the switching valve SC or the switching oil Psl of the switching valve SL is supplied to the oil chamber 102j, the spool valve 102a is moved to the normal / normal position side. At this time, the first input port 102b and the first output port 102d are communicated with each other, and the output oil pressure LPm is supplied to the input port 104a of the manual valve 104. That is, the output oil pressure LPm becomes the engaging oil pressure of the forward clutch C1 (or the reverse brake B1).

この出力油圧ＬＰｍはエンジン負荷等（例えば入力トルクＴｉｎ）に応じて調圧された油圧であるので、前進用クラッチＣ１（或いは後進用ブレーキＢ１）の係合が完了した後において、係合状態を安定して保持することができる。例えば、出力油圧ＬＰｍは、前進用クラッチＣ１（或いは後進用ブレーキＢ１）が係合させられたガレージシフト後の定常時等に、前進用クラッチＣ１（或いは後進用ブレーキＢ１）が完全係合状態とされるように、少なくとも予め定められた一定圧に調圧されると共に制御油圧Ｐｓｌｔに応じた油圧分を加えて調圧される。また、第３入力ポート１０２ｅと第２出力ポート１０２ｇとが連通させられ、プライマリ圧Ｐｉｎがプライマリプーリ４２に供給される。 Since this output oil pressure LPm is the oil pressure adjusted according to the engine load or the like (for example, the input torque Tin), the engaged state is changed after the engagement of the forward clutch C1 (or the reverse brake B1) is completed. It can be held stably. For example, in the output hydraulic LPm, the forward clutch C1 (or the reverse brake B1) is in a completely engaged state during a steady state after a garage shift in which the forward clutch C1 (or the reverse brake B1) is engaged. As a result, the pressure is adjusted to at least a predetermined constant pressure, and the pressure is adjusted by adding a hydraulic component corresponding to the control hydraulic pressure Pslt. Further, the third input port 102e and the second output port 102g are communicated with each other, and the primary pressure Pin is supplied to the primary pulley 42.

マニュアルバルブ１０４において、入力ポート１０４ａには、クラッチアプライコントロールバルブ１０２の第１出力ポート１０２ｄから出力された係合油圧Ｐａ（制御油圧Ｐｓｌｕ又は出力油圧ＬＰｍ）が供給される。そして、シフトレバー７４が「Ｄ」ポジション或いは「Ｌ」ポジションに操作されると、係合油圧Ｐａが前進用出力ポート１０４ｂを経て前進用クラッチＣ１に供給され、前進用クラッチＣ１が係合させられる。また、シフトレバー７４が「Ｒ」ポジションに操作されると、係合油圧Ｐａが後進用出力ポート１０４ｃを経て後進用ブレーキＢ１に供給され、後進用ブレーキＢ１が係合させられる。また、シフトレバー７４が「Ｐ」ポジション及び「Ｎ」ポジションに操作されると、入力ポート１０４ａから前進用出力ポート１０４ｂ及び後進用出力ポート１０４ｃへの流路が何れも遮断され且つ前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１から作動油ＦＬをドレーン（排出）する為の流路が何れも連通され、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放させられる。 In the manual valve 104, the engagement oil Pa (control oil Pslu or output oil LPm) output from the first output port 102d of the clutch apply control valve 102 is supplied to the input port 104a. Then, when the shift lever 74 is operated to the "D" position or the "L" position, the engaging hydraulic pressure Pa is supplied to the forward clutch C1 via the forward output port 104b, and the forward clutch C1 is engaged. .. When the shift lever 74 is operated to the "R" position, the engagement hydraulic Pa is supplied to the reverse brake B1 via the reverse output port 104c, and the reverse brake B1 is engaged. Further, when the shift lever 74 is operated to the "P" position and the "N" position, the flow paths from the input port 104a to the forward output port 104b and the reverse output port 104c are both blocked and the forward clutch C1. And the flow path for draining (discharging) the hydraulic oil FL from the reverse brake B1 is communicated with each other, and both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released.

プライマリ圧コントロールバルブ１１０は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１０ｉを開閉してライン油圧ＰＬを入力ポート１１０ｉから出力ポート１１０ｔを経てクラッチアプライコントロールバルブ１０２の第３入力ポート１０２ｅへプライマリ圧Ｐｉｎとして供給可能にするスプール弁子１１０ａと、そのスプール弁子１１０ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１０ｂと、そのスプリング１１０ｂを収容し且つスプール弁子１１０ａに開弁方向の推力を付与する為に制御油圧Ｐｓｌｐを受け入れる油室１１０ｃと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与する為に出力ポート１１０ｔから出力されたライン油圧ＰＬを受け入れるフィードバック油室１１０ｄと、スプール弁子１１０ａに閉弁方向の推力を付与する為にモジュレータ油圧Ｐｍを受け入れる油室１１０ｅとを備えている。 The primary pressure control valve 110 is provided so as to be movable in the axial direction to open and close the input port 110i to transfer the line hydraulic PL from the input port 110i to the third input port 102e of the clutch apply control valve 102 via the output port 110t. A spool valve 110a that can be supplied as a pressure pin, a spring 110b as an urging means for urging the spool valve 110a in the valve opening direction, and a spring 110b that accommodates the spring 110b and is in the spool valve 110a in the valve opening direction. The oil chamber 110c that receives the control hydraulic pressure Pslp to apply the thrust of the valve, and the feedback oil chamber 110d that receives the line hydraulic PL output from the output port 110t to apply the thrust in the valve closing direction to the spool valve 110a. The spool valve 110a is provided with an oil chamber 110e that receives the modulator oil pressure Pm in order to apply a thrust in the valve closing direction.

プライマリ圧コントロールバルブ１１０は、例えば制御油圧Ｐｓｌｐをパイロット圧としてライン油圧ＰＬを調圧制御し、プライマリ圧Ｐｉｎをクラッチアプライコントロールバルブ１０２を介してプライマリ側油圧シリンダ４２ｃ内の油室に供給する。例えば、制御油圧Ｐｓｌｐが増大すると、スプール弁子１１０ａが図３の上側に移動することによりプライマリ圧Ｐｉｎが増大する一方で、制御油圧Ｐｓｌｐが低下すると、スプール弁子１１０ａが図３の下側に移動することによりプライマリ圧Ｐｉｎが低下する。 The primary pressure control valve 110 regulates and controls the line hydraulic pressure PL using, for example, the control hydraulic pressure Pslp as a pilot pressure, and supplies the primary pressure Pin to the oil chamber in the primary side hydraulic cylinder 42c via the clutch apply control valve 102. For example, when the control oil Pslp increases, the spool valve 110a moves to the upper side of FIG. 3 to increase the primary pressure Pin, while when the control hydraulic Pslp decreases, the spool valve 110a moves to the lower side of FIG. The movement lowers the primary pressure Pin.

セカンダリ圧コントロールバルブ１１２は、軸方向へ移動可能に設けられることにより入力ポート１１２ｉを開閉してライン油圧ＰＬを入力ポート１１２ｉから出力ポート１１２ｔを経てセカンダリプーリ４６へセカンダリ圧Ｐｏｕｔとして供給可能にするスプール弁子１１２ａと、そのスプール弁子１１２ａを開弁方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１１２ｂと、そのスプリング１１２ｂを収容し且つスプール弁子１１２ａに開弁方向の推力を付与する為に制御油圧Ｐｓｌｓを受け入れる油室１１２ｃと、スプール弁子１１２ａに閉弁方向の推力を付与する為に出力ポート１１２ｔから出力されたセカンダリ圧Ｐｏｕｔを受け入れるフィードバック油室１１２ｄと、スプール弁子１１２ａに閉弁方向の推力を付与する為にモジュレータ油圧Ｐｍを受け入れる油室１１２ｅとを備えている。 The secondary pressure control valve 112 is provided so as to be movable in the axial direction, so that the input port 112i can be opened and closed to supply the line hydraulic PL from the input port 112i to the secondary pulley 46 via the output port 112t as a secondary pressure Pout. A valve element 112a, a spring 112b as an urging means for urging the spool valve element 112a in the valve opening direction, and a control for accommodating the spring 112b and applying a thrust force in the valve opening direction to the spool valve element 112a. The oil chamber 112c that receives the flood control Psls, the feedback oil chamber 112d that receives the secondary pressure Pout output from the output port 112t to apply the thrust in the valve closing direction to the spool valve 112a, and the valve closing direction to the spool valve 112a. It is provided with an oil chamber 112e that receives the modulator oil pressure Pm in order to apply the thrust of the above.

セカンダリ圧コントロールバルブ１１２は、例えば制御油圧Ｐｓｌｓをパイロット圧としてライン油圧ＰＬを調圧制御し、セカンダリ圧Ｐｏｕｔをセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃ内の油室に供給する。例えば、制御油圧Ｐｓｌｓが増大すると、スプール弁子１１２ａが図３の上側に移動することによりセカンダリ圧Ｐｏｕｔが増大する一方で、制御油圧Ｐｓｌｓが低下すると、スプール弁子１１２ａが図３の下側に移動することによりセカンダリ圧Ｐｏｕｔが低下する。 The secondary pressure control valve 112 controls the line hydraulic pressure PL with the control hydraulic pressure Psls as the pilot pressure, and supplies the secondary pressure Pout to the oil chamber in the secondary hydraulic cylinder 46c. For example, when the control hydraulic pressure Psls increases, the spool valve valve 112a moves to the upper side in FIG. 3 to increase the secondary pressure Pout, while when the control hydraulic pressure Psls decreases, the spool valve valve 112a moves to the lower side in FIG. By moving, the secondary pressure Pout decreases.

油圧制御回路９０において、例えばリニアソレノイドバルブＳＬＰにより調圧されるプライマリ圧Ｐｉｎ及びリニアソレノイドバルブＳＬＳにより調圧されるセカンダリ圧Ｐｏｕｔは、ベルト滑りを発生させず且つ不必要に大きくならないベルト挟圧力をプライマリプーリ４２及びセカンダリプーリ４６に発生させるように制御される。また、プライマリ圧Ｐｉｎとセカンダリ圧Ｐｏｕｔとの相互関係で、プライマリプーリ４２及びセカンダリプーリ４６の推力比τ（＝Ｗｏｕｔ／Ｗｉｎ）が変更されることにより無段変速機１８の変速比γが変更される。例えば、その推力比τが大きくされる程、変速比γが大きくされる（すなわち無段変速機１８はダウンシフトされる）。 In the hydraulic control circuit 90, for example, the primary pressure Pin regulated by the linear solenoid valve SLP and the secondary pressure Pout regulated by the linear solenoid valve SLS generate a belt pinching pressure that does not cause belt slippage and does not increase unnecessarily. It is controlled to be generated in the primary pulley 42 and the secondary pulley 46. Further, due to the mutual relationship between the primary pressure Pin and the secondary pressure Pout, the thrust ratio τ (= Wout / Win) of the primary pulley 42 and the secondary pulley 46 is changed, so that the gear ratio γ of the continuously variable transmission 18 is changed. To. For example, as the thrust ratio τ increases, the gear ratio γ increases (that is, the continuously variable transmission 18 is downshifted).

チェックバルブ１２０は、入力ポート１２０ａを開閉してセカンダリ圧Ｐｏｕｔを入力ポート１２０ａから出力ポート１２０ｂを経てクラッチアプライコントロールバルブ１０２の第４入力ポート１０２ｆへプライマリ圧Ｐｉｎとして供給可能にするポペット１２０ｃと、そのポペット１２０ｃを入力ポート１２０ａを閉じる方向へ付勢する付勢手段としてのスプリング１２０ｄとを備えている。 The check valve 120 opens and closes the input port 120a to enable the secondary pressure Pout to be supplied as the primary pressure Pin from the input port 120a to the fourth input port 102f of the clutch apply control valve 102 via the output port 120b, and a poppet 120c thereof. It is provided with a spring 120d as an urging means for urging the poppet 120c in the direction of closing the input port 120a.

このチェックバルブ１２０において、入力ポート１２０ａからセカンダリ圧Ｐｏｕｔが流入し、セカンダリ圧Ｐｏｕｔによる押圧力（＝Ｐｏｕｔ×ポペット１２０ｃの受圧面積Ｓ１２０）がスプリング１２０ｄの付勢力Ｆ１２０を超えると、入力ポート１２０ａと出力ポート１２０ｂとが連通してセカンダリ圧Ｐｏｕｔが減圧されて出力ポート１２０ｂを経て第４入力ポート１０２ｆへ供給される。つまり、セカンダリ圧Ｐｏｕｔがクラッキング圧力Ｐｋ（＝Ｆ１２０／Ｓ１２０）を超えると、そのクラッキング圧力Ｐｋを超えた分のセカンダリ圧Ｐｏｕｔｄ（＝Ｐｏｕｔ−Ｐｋ）がプライマリ圧Ｐｉｎとして第４入力ポート１０２ｆへ供給される。 In this check valve 120, when the secondary pressure Pout flows in from the input port 120a and the pressing force (= Pout × pressure receiving area S120 of the poppet 120c) by the secondary pressure Pout exceeds the urging force F120 of the spring 120d, the input port 120a and the output The secondary pressure Pout is depressurized by communicating with the port 120b and supplied to the fourth input port 102f via the output port 120b. That is, when the secondary pressure Pout exceeds the cracking pressure Pk (= F120 / S120), the secondary pressure Poutd (= Pout-Pk) exceeding the cracking pressure Pk is supplied to the fourth input port 102f as the primary pressure Pin. To.

チェックバルブ１２０は、セカンダリ圧Ｐｏｕｔに応じた所定の圧力にプライマリ圧Ｐｉｎを調圧する。また、ここではチェックバルブ１２０はプライマリ圧Ｐｉｎを調圧すると表現しているが、ここで言うチェックバルブ１２０による調圧は、チェックバルブ１２０自体が持つ機構的なもので決まるチェックバルブ調圧特性によって、プライマリ圧Ｐｉｎ（セカンダリ圧Ｐｏｕｔｄ）をセカンダリ圧Ｐｏｕｔに応じた所定の圧力に設定すること、すなわちセカンダリ圧Ｐｏｕｔに応じて所定の圧力とされたプライマリ圧Ｐｉｎ（セカンダリ圧Ｐｏｕｔｄ）に減圧して出力すること、を言っている。 The check valve 120 regulates the primary pressure Pin to a predetermined pressure corresponding to the secondary pressure Pout. Further, although it is expressed here that the check valve 120 regulates the primary pressure Pin, the pressure regulation by the check valve 120 referred to here depends on the check valve pressure regulation characteristics determined by the mechanical one of the check valve 120 itself. , The primary pressure Pin (secondary pressure Poutd) is set to a predetermined pressure according to the secondary pressure Pout, that is, the pressure is reduced to the primary pressure Pin (secondary pressure Poutd) which is set to the predetermined pressure according to the secondary pressure Pout and output. I'm telling you to do.

ここで、本実施例の油圧制御回路９０では、クラッチアプライコントロールバルブ１０２を備えており、プライマリプーリ４２へ供給する油圧を、プライマリ圧Ｐｉｎとチェックバルブ１２０を介したセカンダリ圧Ｐｏｕｔｄとの何れかに切り替えることが可能である。従って、プライマリ圧Ｐｉｎが正常に出力されないフェール時（故障発生時）には、切替油圧Ｐｓｃを出力してクラッチアプライコントロールバルブ１０２のスプール弁子１０２ａをｆａｉｌ／ガレージ位置側へ切り替え、チェックバルブ１２０を介して第４入力ポート１０２ｆへ供給されたセカンダリ圧Ｐｏｕｔｄを第２出力ポート１０２ｇからプライマリプーリ４２へ供給するフェールセーフ作動を実行することができる。尚、上記フェール時としては、例えば制御油圧Ｐｓｌｐの出力異常やプライマリ圧コントロールバルブ１１０のバルブスティック（弁固着）などが想定される。また、特に、意図しないダウンシフトを発生させるようなフェール時にこのフェールセーフ作動を実行することが効果的である。 Here, in the hydraulic control circuit 90 of this embodiment, the clutch apply control valve 102 is provided, and the oil supply to the primary pulley 42 is supplied to either the primary pressure Pin or the secondary pressure Poutd via the check valve 120. It is possible to switch. Therefore, when the primary pressure Pin is not output normally (when a failure occurs), the switching hydraulic pressure Psc is output to switch the spool valve 102a of the clutch apply control valve 102 to the fail / garage position side, and the check valve 120 is switched. A fail-safe operation can be performed in which the secondary pressure Poud supplied to the fourth input port 102f via the second output port 102g is supplied to the primary pulley 42. At the time of the failure, for example, an abnormality in the output of the control hydraulic pressure Pslp or a valve stick (valve sticking) of the primary pressure control valve 110 is assumed. Further, it is particularly effective to execute this fail-safe operation at the time of a fail that causes an unintended downshift.

このように、クラッチアプライコントロールバルブ１０２は、前進用クラッチＣ１（或いは後進用ブレーキＢ１）へ供給する係合油圧を、定常時には出力油圧ＬＰｍへ切り替える一方で、ガレージシフト時には制御油圧Ｐｓｌｕへ切り替えるガレージシフト弁として機能する。加えて、クラッチアプライコントロールバルブ１０２は、プライマリプーリ４２へ供給する油圧を、正常時にはプライマリ圧Ｐｉｎへ切り替える一方で、フェール時にはチェックバルブ１２０を介したセカンダリ圧Ｐｏｕｔへ切り替えるフェールセーフ弁としても機能する。 In this way, the clutch apply control valve 102 switches the engagement hydraulic pressure supplied to the forward clutch C1 (or the reverse brake B1) to the output oil pressure LPm at steady state, while switching to the control oil pressure Pslu at the time of garage shift. Functions as a valve. In addition, the clutch apply control valve 102 also functions as a fail-safe valve that switches the hydraulic pressure supplied to the primary pulley 42 to the primary pressure Pin during normal operation, while switching to the secondary pressure Pout via the check valve 120 during failure.

図４は、油圧制御回路９０を構成するバルブボデー１５０の要部を示す断面図である。図５は、従来の単一のオリフィスの場合における油圧、比較例である孔径が同じ３個のオリフィスの場合における油圧及び等価オリフィス径の計算結果、及び、図４に示す本実施例である３個のオリフィスの場合における油圧及び等価オリフィス径の計算結果を示す表であり、図６は、図５の計算結果とオリフィスの位置とを示す図である。図５及び図６において、＃１は図４のバルブボデー１５０における第１オリフィス１６４ａと同じ位置のオリフィスを示し、＃２は第２オリフィス１６４ｂと同じ位置のオリフィスを示し、＃３は第３オリフィス１６４ｃと同じ位置のオリフィスを示している。なお、図５の計算結果は、例えばＣＦＤ（Computational Fluid Dynamics）解析などにより求められる。図５に示すように、比較例である孔径が同じ３個のオリフィスと、図４に示す本実施例である３個のオリフィスとは、等価オリフィスがほぼ同じ値である。 FIG. 4 is a cross-sectional view showing a main part of the valve body 150 constituting the hydraulic control circuit 90. FIG. 5 shows the calculation results of the hydraulic pressure in the case of a conventional single orifice, the hydraulic pressure and the equivalent orifice diameter in the case of three orifices having the same hole diameter as a comparative example, and the present embodiment shown in FIG. It is a table which shows the calculation result of the hydraulic pressure and the equivalent orifice diameter in the case of individual orifices, and FIG. 6 is a figure which shows the calculation result of FIG. In FIGS. 5 and 6, # 1 indicates an orifice at the same position as the first orifice 164a in the valve body 150 of FIG. 4, # 2 indicates an orifice at the same position as the second orifice 164b, and # 3 indicates an orifice at the same position as the second orifice 164b. It shows the orifice at the same position as 164c. The calculation result of FIG. 5 can be obtained by, for example, CFD (Computational Fluid Dynamics) analysis. As shown in FIG. 5, the three orifices having the same hole diameter in the comparative example and the three orifices in the present embodiment shown in FIG. 4 have substantially the same equivalent orifices.

図４に示すように、バルブボデー１５０は、上流側の第１バルブボデー１５２と下流側の第２バルブボデー１５６と、第１バルブボデー１５２と第２バルブボデー１５６との間に挟まれたバルブボデープレート１５４とを備えている。バルブボデー１５０は、アルミダイカストなどにより製造される。油圧制御回路９０を構成するバルブボデー１５０には、図３の油圧制御回路９０に示すように複数の絞りが形成されているが、図４では、一例として、切替バルブＳＬとクラッチアプライコントロールバルブ１０２の油室１０２ｊとの間を接続する流路の一部である流路１６０、及び、流路１６０に設けられた絞り１６４の断面を示す。なお、他例として、図３に示す切替バルブＳＣとクラッチアプライコントロールバルブ１０２の油室１０２ｉとの間を接続する流路の一部である流路１７０、及び、流路１７０に設けられた絞り１７４も、流路１６０及び絞り１６４と同様の構成を備えている。 As shown in FIG. 4, the valve body 150 is a valve sandwiched between the first valve body 152 on the upstream side and the second valve body 156 on the downstream side, and the first valve body 152 and the second valve body 156. It is equipped with a body plate 154. The valve body 150 is manufactured by aluminum die casting or the like. The valve body 150 constituting the hydraulic control circuit 90 is formed with a plurality of throttles as shown in the hydraulic control circuit 90 of FIG. 3, but in FIG. 4, as an example, the switching valve SL and the clutch apply control valve 102 are formed. The cross section of the flow path 160 which is a part of the flow path connecting between the oil chamber 102j and the throttle 164 provided in the flow path 160 is shown. As another example, a flow path 170 which is a part of a flow path connecting between the switching valve SC shown in FIG. 3 and the oil chamber 102i of the clutch apply control valve 102, and a throttle provided in the flow path 170. The 174 also has the same configuration as the flow path 160 and the throttle 164.

図４において、第１バルブボデー１５２には、切替バルブＳＬと連通する第１油室１６２ａが形成されている。第２バルブボデー１５６には、クラッチアプライコントロールバルブ１０２と連通する第４油室１６２ｄが形成されている。流路１６０は、切替バルブＳＬからクラッチアプライコントロールバルブ１０２に通じる流路の一部であって、第１油室１６２ａから第４油室１６２ｄへ向かう流路である。流路１６０には、第２油室１６２ｂ及び第３油室１６２ｃと絞り１６４とが設けられている。第２油室１６２ｂは第２バルブボデー１５６に形成され、第３油室１６２ｃは第１バルブボデー１５２に形成されている。第１油室１６２ａから第４油室１６２ｄは、例えば、第１バルブボデー１５２又は第２バルブボデー１５６におけるバルブボデープレート１５４側の面に掘られた溝に、バルブボデープレート１５４が重ねられることにより形成されている。絞り１６４は、バルブボデープレート１５４に形成された第１オリフィス１６４ａ、第１オリフィス１６４ａより大径の第２オリフィス１６４ｂ、及び、第２オリフィス１６４ｂより大径の第３オリフィス１６４ｃから構成されている。第１オリフィス１６４ａ、第２オリフィス１６４ｂ、第３オリフィス１６４ｃは、バルブボデープレート１５４が厚み方向に貫通されて形成されており、本発明における第１貫通孔、第２貫通孔、第３貫通孔に相当する。 In FIG. 4, the first valve body 152 is formed with a first oil chamber 162a communicating with the switching valve SL. The second valve body 156 is formed with a fourth oil chamber 162d that communicates with the clutch apply control valve 102. The flow path 160 is a part of the flow path leading from the switching valve SL to the clutch apply control valve 102, and is a flow path from the first oil chamber 162a to the fourth oil chamber 162d. The flow path 160 is provided with a second oil chamber 162b, a third oil chamber 162c, and a throttle 164. The second oil chamber 162b is formed in the second valve body 156, and the third oil chamber 162c is formed in the first valve body 152. In the first oil chamber 162a to the fourth oil chamber 162d, for example, the valve body plate 154 is superposed on the groove dug in the surface of the first valve body 152 or the second valve body 156 on the valve body plate 154 side. It is formed. The throttle 164 is composed of a first orifice 164a formed on the valve body plate 154, a second orifice 164b having a diameter larger than that of the first orifice 164a, and a third orifice 164c having a diameter larger than that of the second orifice 164b. The first orifice 164a, the second orifice 164b, and the third orifice 164c are formed by penetrating the valve body plate 154 in the thickness direction, and form the first through hole, the second through hole, and the third through hole in the present invention. Equivalent to.

第１油室１６２ａから第３油室１６２ｃは、切替バルブＳＬからクラッチアプライコントロールバルブ１０２に通じる流路内に直列に設けられて連通しており、第１油室１６２ａと第２油室１６２ｂとの間に第１オリフィス１６４ａが設けられている。また、第２油室１６２ｂと第３油室１６２ｃとの間には、第２オリフィス１６４ｂが設けられ、第３油室１６２ｃと第４油室１６２ｄとの間には、第３オリフィス１６４ｃが設けられている。これにより、第１オリフィス１６４ｃから第３オリフィス１６４ｃは、流路１６０内において相互に離されて直列に配置されている。 The first oil chamber 162a to the third oil chamber 162c are provided in series in the flow path leading from the switching valve SL to the clutch apply control valve 102 and communicate with each other, and are communicated with the first oil chamber 162a and the second oil chamber 162b. A first orifice 164a is provided between the two. Further, a second orifice 164b is provided between the second oil chamber 162b and the third oil chamber 162c, and a third orifice 164c is provided between the third oil chamber 162c and the fourth oil chamber 162d. Has been done. As a result, the first orifice 164c to the third orifice 164c are arranged in series in the flow path 160 so as to be separated from each other.

第１油室１６２ａは、切替バルブＳＬから送られた作動油ＦＬが第１オリフィス１６４ａに流れる油路（第１油路）として機能し、第２油室１６２ｂは、第１オリフィス１６４ａと第２オリフィス１６４ｂとの間の油路（第３油路）として機能し、第３油室１６２ｃは、第２オリフィス１６４ｂと第３オリフィス１６４ｃとの間の油路（第４油路）として機能し、第４油室１６２ｄは、第３オリフィス１６４ｃから作動油ＦＬが通りクラッチアプライコントロールバルブ１０２に向かう油路（第２油路）として機能している。 The first oil chamber 162a functions as an oil passage (first oil passage) through which the hydraulic oil FL sent from the switching valve SL flows to the first orifice 164a, and the second oil chamber 162b has the first orifice 164a and the second. It functions as an oil passage (third oil passage) between the orifice 164b and the third oil chamber 162c, and the third oil chamber 162c functions as an oil passage (fourth oil passage) between the second orifice 164b and the third orifice 164c. The fourth oil chamber 162d functions as an oil passage (second oil passage) through which the hydraulic oil FL passes from the third orifice 164c and goes to the clutch apply control valve 102.

切替バルブＳＬから流れてきた作動油ＦＬは、第１バルブボデー１５２に設けられた第１油室１６２ａを通り、バルブボデープレート１５４に設けられた第１オリフィス１６４ａを通過して、第２バルブボデー１５６に設けられた第２油室１６２ｂに流れ込む。第１オリフィス１６４ａの孔径は、例えば０．９００ｍｍであり、作動油ＦＬの油圧は第１油室１６２ａにおける油圧（すなわち第１オリフィスの入口圧）１．８ＭＰａから第２油室１６２ｂにおける油圧（すなわち第１オリフィスの出口圧）０．７５ＭＰａまで減圧される。図４における２つの白い矢印は、作動油ＦＬの流れる方向を示している。 The hydraulic oil FL flowing from the switching valve SL passes through the first oil chamber 162a provided in the first valve body 152, passes through the first orifice 164a provided in the valve body plate 154, and passes through the second valve body. It flows into the second oil chamber 162b provided in 156. The hole diameter of the first orifice 164a is, for example, 0.900 mm, and the oil pressure of the hydraulic oil FL is from the oil pressure in the first oil chamber 162a (that is, the inlet pressure of the first orifice) 1.8 MPa to the oil pressure in the second oil chamber 162b (that is,). The outlet pressure of the first orifice) is reduced to 0.75 MPa. The two white arrows in FIG. 4 indicate the direction in which the hydraulic oil FL flows.

第２油室１６２ｂに流れ込んだ作動油ＦＬは、バルブボデープレート１５４に設けられた第２オリフィス１６４ｂを通過して、第１バルブボデー１５２に設けられた第３油室１６２ｃに流れ込む。第２オリフィス１６４ｂの孔径は、例えば１．２００ｍｍであり、作動油ＦＬの油圧は第２油室１６２ｂにおける油圧（すなわち第２オリフィス１６４ｂの入口圧）０．７５ＭＰａから第３油室１６２ｃにおける油圧（すなわち第２オリフィス１６４ｂの出口圧）０．４ＭＰａまで減圧される。 The hydraulic oil FL that has flowed into the second oil chamber 162b passes through the second orifice 164b provided in the valve body plate 154 and flows into the third oil chamber 162c provided in the first valve body 152. The hole diameter of the second orifice 164b is, for example, 1.200 mm, and the oil pressure of the hydraulic oil FL is from the oil pressure in the second oil chamber 162b (that is, the inlet pressure of the second orifice 164b) 0.75 MPa to the oil pressure in the third oil chamber 162c (that is, the pressure in the third oil chamber 162c). That is, the pressure is reduced to 0.4 MPa (outlet pressure of the second orifice 164b).

第３油室１６２ｃに流れ込んだ作動油ＦＬは、バルブボデープレート１５４に設けられた第３オリフィス１６４ｃを通過して、第２バルブボデー１５６に設けられた第４油室１６２ｄに流れ込む。第３オリフィス１６４ｃの孔径は、例えば１．２５０ｍｍであり、作動油ＦＬの油圧は第３油室１６２ｃにおける油圧（すなわち第３オリフィス１６４ｃの入口圧）０．４ＭＰａから第４油室１６２ｄにおける油圧（すなわち第３オリフィス１６４ｃの出口圧）０．１ＭＰａまで減圧される。 The hydraulic oil FL that has flowed into the third oil chamber 162c passes through the third orifice 164c provided in the valve body plate 154 and flows into the fourth oil chamber 162d provided in the second valve body 156. The hole diameter of the third orifice 164c is, for example, 1.250 mm, and the oil pressure of the hydraulic oil FL is from the oil pressure in the third oil chamber 162c (that is, the inlet pressure of the third orifice 164c) 0.4 MPa to the oil pressure in the fourth oil chamber 162d (that is, the oil pressure in the fourth oil chamber 162d). That is, the pressure is reduced to 0.1 MPa (outlet pressure of the third orifice 164c).

図６に示す実線は、＃１の入口圧が１．８ＭＰａであって＃３の出口圧が０．１ＭＰａであり、＃１の孔径が０．９００ｍｍ、＃２の孔径が１．２００ｍｍ、＃３の孔径が１．２５０ｍｍの場合、すなわち、第１オリフィス１６４ａ〜第３オリフィス１６４ｃと同じ孔径の場合の計算結果である。図６に示す１点鎖線は、＃１の入口圧が１．８ＭＰａであって＃３の出口圧が０．１ＭＰａであり、＃１〜３の孔径が１．０５３ｍｍ、すなわち３個のオリフィスの孔径が全て同じ場合の計算結果である。図４から図６から明らかなように、本実施例では、第１オリフィス１６４ａにより油圧が１．８ＭＰａから０．７５ＭＰａと５０％以下まで減圧されている。また、第１オリフィス１６４ａの入口圧と出口圧との差圧は１．０５ＭＰａであり、第１オリフィス１６４ａの入口圧と第３オリフィス１６４ｃの出口圧との差圧１．７ＭＰａの約６０％以上を占めている。また、第１オリフィス１６４ａ及び第２オリフィス１６４ｂにより油圧が１．８ＭＰａから０．４ＭＰａまで減圧されているので、第１オリフィス１６４ａの入口圧と第２オリフィス１６４ｂの出口圧との差圧は１．４ＭＰａであり、第１オリフィス１６４ａの入口圧と第３オリフィス１６４ｃの出口圧との差圧１．７ＭＰａの約８０％以上を占めている。 The solid line shown in FIG. 6 shows that the inlet pressure of # 1 is 1.8 MPa, the outlet pressure of # 3 is 0.1 MPa, the pore diameter of # 1 is 0.900 mm, the pore diameter of # 2 is 1.200 mm, and # It is a calculation result when the hole diameter of No. 3 is 1.250 mm, that is, when the hole diameter is the same as that of the first orifice 164a to the third orifice 164c. In the alternate long and short dash line shown in FIG. 6, the inlet pressure of # 1 is 1.8 MPa, the outlet pressure of # 3 is 0.1 MPa, and the pore diameters of #s 1 to 3 are 1.053 mm, that is, three orifices. This is the calculation result when all the hole diameters are the same. As is clear from FIGS. 4 to 6, in this embodiment, the oil pressure is reduced from 1.8 MPa to 0.75 MPa, which is 50% or less, by the first orifice 164a. The differential pressure between the inlet pressure of the first orifice 164a and the outlet pressure is 1.05 MPa, which is about 60% or more of the differential pressure of 1.7 MPa between the inlet pressure of the first orifice 164a and the outlet pressure of the third orifice 164c. Occupy. Further, since the hydraulic pressure is reduced from 1.8 MPa to 0.4 MPa by the first orifice 164a and the second orifice 164b, the difference pressure between the inlet pressure of the first orifice 164a and the outlet pressure of the second orifice 164b is 1. It is 4 MPa, and occupies about 80% or more of the differential pressure of 1.7 MPa between the inlet pressure of the first orifice 164a and the outlet pressure of the third orifice 164c.

一般に絞りとして機能するオリフィスに作動油ＦＬが流れると、流速が高い場合にオリフィスの内部で負圧が発生し、キャビテーションが起きてしまう。これに対し、本願発明者らは、鋭意検討を重ねた結果、オリフィスの入口圧と出口圧との差圧の寄与がキャビテーションの発生に対して大きいこと、さらに、オリフィスの出口圧が低い場合にキャビテーションが発生しやすいという事実を見出した。図７ではこの知見に基づいて、キャビテーションが発生しない領域の例を、オリフィスの入口圧と出口圧との差圧が縦軸、オリフィスの出口圧が横軸のグラフに太い破線で示している。このキャビテーションが発生しない領域は、実験や解析などの結果により適宜求められる領域である。 When hydraulic oil FL flows through an orifice that generally functions as a throttle, negative pressure is generated inside the orifice when the flow velocity is high, and cavitation occurs. On the other hand, as a result of diligent studies, the inventors of the present application have found that the contribution of the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the orifice is large with respect to the occurrence of cavitation, and further, when the outlet pressure of the orifice is low. We found the fact that cavitation is likely to occur. Based on this finding, FIG. 7 shows an example of a region where cavitation does not occur in a graph in which the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the orifice is on the vertical axis and the outlet pressure of the orifice is on the horizontal axis with a thick broken line. The region where this cavitation does not occur is a region that is appropriately obtained based on the results of experiments and analyzes.

図７のグラフ中の×印は従来の例である単一のオリフィス、すなわち１個の貫通孔のみで油圧を１．８ＭＰａから０．１ＭＰａから減圧した場合を示しており、出口圧が０．１ＭＰａと低く差圧が１．７ＭＰａと高いため、キャビテーションが発生しない領域から外れている。グラフ中の□印は、図６に示す比較例の１点鎖線と同じ条件である同径のオリフィスの場合、すなわち３個のオリフィスの孔径が全て１．０５３ｍｍの場合を示している。この場合は、＃１、＃２、＃３で同じ差圧であるが、（□印の）＃３は、出口圧が０．１ＭＰａと低いために、キャビテーションが発生しない領域から外れている。グラフ中の●印は、図６に示す本実施例の実線と同じ条件である異径のオリフィスの場合、すなわち＃１の孔径が０．９００ｍｍ、＃２の孔径が１．２００ｍｍ、＃３の孔径が１．２５０ｍｍの場合を示している。この場合は、（●印の）＃１は、出口圧が０．７５ＭＰａと高いため、差圧が１．０５ＭＰａと高いにもかかわらずキャビテーションが発生しない領域に位置している。また、（●印の）＃２は、出口圧が０．４ＭＰａと比較的低いが差圧も０．３５ＭＰａと低いため、キャビテーションが発生しない領域に位置している。また、（●印の）＃３は、出口圧が０．１ＭＰａと最も低いが差圧が０．３ＭＰａと低いため、キャビテーションが発生しない領域に位置している。 The x mark in the graph of FIG. 7 shows the case where the oil pressure is reduced from 1.8 MPa to 0.1 MPa with only one orifice, that is, one through hole, which is a conventional example, and the outlet pressure is 0. Since the differential pressure is as low as 1 MPa and as high as 1.7 MPa, it is out of the region where cavitation does not occur. The □ mark in the graph indicates the case where the orifices have the same diameter under the same conditions as the alternate long and short dash line in the comparative example shown in FIG. 6, that is, the case where the hole diameters of the three orifices are all 1.053 mm. In this case, the differential pressures of # 1, # 2, and # 3 are the same, but # 3 (marked with □) is out of the region where cavitation does not occur because the outlet pressure is as low as 0.1 MPa. The ● mark in the graph indicates that the orifice has a different diameter, which is the same condition as the solid line of this embodiment shown in FIG. 6, that is, the hole diameter of # 1 is 0.900 mm, the hole diameter of # 2 is 1.200 mm, and # 3. The case where the hole diameter is 1.250 mm is shown. In this case, # 1 (marked with ●) is located in a region where cavitation does not occur even though the differential pressure is as high as 1.05 MPa because the outlet pressure is as high as 0.75 MPa. Further, # 2 (marked with ●) is located in a region where cavitation does not occur because the outlet pressure is relatively low at 0.4 MPa but the differential pressure is also low at 0.35 MPa. Further, # 3 (marked with ●) is located in a region where cavitation does not occur because the outlet pressure is the lowest at 0.1 MPa but the differential pressure is as low as 0.3 MPa.

図７の×印の従来の例、□印の比較例、●印の本実施例は、全て油圧を１．８ＭＰａから０．１ＭＰａから減圧した場合を示しており、単位時間当たりの作動油ＦＬの通過流量、すなわち全体の流通抵抗は変化していない。しかし、従来１個であったオリフィスを２つ以上のオリフィスとすることで中間圧が生まれ、各々のオリフィスの入口圧と出口圧との差圧を小さくできる。また、２つ以上のオリフィスにおける、最も上流側のオリフィスの孔径をできるだけ小さくすることで、キャビテーションの発生しない出口圧の高い領域を効果的に使うことができる。 The conventional example marked with x in FIG. 7, the comparative example marked with □, and the present embodiment marked with ● all show the case where the oil pressure is reduced from 1.8 MPa to 0.1 MPa, and the hydraulic oil FL per unit time. The passing flow rate, that is, the overall flow resistance, has not changed. However, by changing the conventional one orifice to two or more orifices, an intermediate pressure is generated, and the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of each orifice can be reduced. Further, by making the hole diameter of the most upstream orifice in the two or more orifices as small as possible, a region having a high outlet pressure where cavitation does not occur can be effectively used.

上述のように、本実施例の車両用油圧装置１００によれば、第１油室（第１油路）１６２ａが形成された第１バルブボデー１５２と、第１油室１６２ａと連通する第４油室（第２油路）１６２ｄが形成された第２バルブボデー１５６と、第１バルブボデー１５２と第２バルブボデー１５６との間に挟まれたバルブボデープレート１５４とから構成されるバルブボデー１５０を備え、第１油室１６２ａから第４油室１６２ｄへ向かう流路１６０には絞り１６４が設けられている車両用油圧装置１００であって、絞り１６４は、流路１６０内に相互に離されて設けられた複数個のオリフィス（貫通孔）１６４ａ〜１６４ｃから構成され、バルブボデープレート１５４には、複数個のオリフィス１６４ａ〜１６４ｃが設けられ、複数個のオリフィス１６４ａ〜１６４ｃは、下流ほど孔径が大きく形成されている。このため、例えば、上流側のオリフィス１６４ａにおける入口圧と出口圧との差圧が比較的大きくなるが下流側のオリフィス１６４ｃにおける入口圧が下がるため、出口圧が低くキャビテーションが発生しやすい下流側のオリフィス１６４ｃにおける入口圧と出口圧との差圧を比較的小さくでき、キャビテーションの発生を効果的に抑制することができる。 As described above, according to the vehicle hydraulic system 100 of the present embodiment, the first valve body 152 in which the first oil chamber (first oil passage) 162a is formed and the fourth valve body 152 communicating with the first oil chamber 162a are communicated with each other. A valve body 150 composed of a second valve body 156 in which an oil chamber (second oil passage) 162d is formed, and a valve body plate 154 sandwiched between the first valve body 152 and the second valve body 156. The vehicle hydraulic system 100 is provided with a throttle 164 in the flow path 160 from the first oil chamber 162a to the fourth oil chamber 162d, and the throttles 164 are separated from each other in the flow path 160. The valve body plate 154 is provided with a plurality of orifices 164a to 164c, and the plurality of orifices 164a to 164c have a hole diameter toward the downstream. It is formed large. Therefore, for example, the differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure at the upstream orifice 164a becomes relatively large, but the inlet pressure at the downstream orifice 164c decreases, so that the outlet pressure is low and cavitation is likely to occur on the downstream side. The differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure at the orifice 164c can be made relatively small, and the occurrence of cavitation can be effectively suppressed.

また、本実施例の車両用油圧装置１００によれば、前記複数個のオリフィス（貫通孔）は、流路１６０内に直列に配置された第１オリフィス（第１貫通孔）１６４ａ及び第２オリフィス（第２貫通孔）１６４ｂであり、第１オリフィス１６４ａと第２オリフィス１６４ｂとの間には第２油室（第３油路）１６２ｂが形成され、バルブボデープレート１５４には、複数個のオリフィスのうち少なくとも１個が設けられている。このようにすれば、比較的簡便に第１油室１６２ａから第４油室１６２ｄへ向かう流路内に複数個のオリフィスを相互に離して設けることができ、キャビテーションの発生を効果的に抑制することができる。 Further, according to the vehicle hydraulic system 100 of the present embodiment, the plurality of orifices (through holes) are the first orifice (first through hole) 164a and the second orifice arranged in series in the flow path 160. (Second through hole) 164b, a second oil chamber (third oil passage) 162b is formed between the first orifice 164a and the second orifice 164b, and a plurality of orifices are formed in the valve body plate 154. At least one of them is provided. In this way, a plurality of orifices can be relatively easily provided in the flow path from the first oil chamber 162a to the fourth oil chamber 162d so as to be separated from each other, and the occurrence of cavitation can be effectively suppressed. be able to.

また、本実施例の車両用油圧装置１００によれば、前記複数個のオリフィスは、流路１６０内に直列に配置された第１オリフィス（第１貫通孔）１６４ａ、第２オリフィス（第２貫通孔）１６４ｂ及び第３オリフィス（第３貫通孔）１６４ｃであり、第１オリフィス１６４ａと第２オリフィス１６４ｂとの間には第２油室（第３油路）１６２ｂが形成され、第２オリフィス１６４ｂと第３オリフィス１６４ｃとの間には第３油室（第４油路）１６２ｃが形成され、第１油室（第１油路）１６２ａ及び第３油室１６２ｃ（第４油路）は前記第１バルブボデー１５２に形成され、第２油室１６２ｂ（第３油路）及び第４油室（第２油路）１６２ｄは第２バルブボデー１５６に形成され、第１オリフィス１６４ａ、第２オリフィス１６４ｂ及び第３オリフィス１６４ｃは、バルブボデープレート１５４に形成されている。このようにすれば、第１油室１６２ａから第４油室１６２ｄへ向かう流路に比較的簡便に複数個のオリフィスを設けることができる。 Further, according to the vehicle hydraulic device 100 of the present embodiment, the plurality of orifices are the first orifice (first through hole) 164a and the second orifice (second through) arranged in series in the flow path 160. Hole) 164b and third orifice (third through hole) 164c, a second oil chamber (third oil passage) 162b is formed between the first orifice 164a and the second orifice 164b, and the second orifice 164b. A third oil chamber (fourth oil passage) 162c is formed between the third orifice and the third orifice 164c, and the first oil chamber (first oil passage) 162a and the third oil chamber 162c (fourth oil passage) are described above. The second oil chamber 162b (third oil passage) and the fourth oil chamber (second oil passage) 162d are formed in the first valve body 152, and the first orifice 164a and the second orifice are formed in the second valve body 156. The 164b and the third orifice 164c are formed on the valve body plate 154. In this way, a plurality of orifices can be relatively easily provided in the flow path from the first oil chamber 162a to the fourth oil chamber 162d.

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。 Although the examples of the present invention have been described in detail with reference to the drawings, the present invention also applies to other aspects.

例えば、前述の実施例において、オリフィスは３個設けられていたが、２個でもよく、４個以上設けられていてもよい。また、オリフィスは全てバルブボデープレート１５４に設けられていたが、少なくとも１個のオリフィスがバルブボデープレート１５４に設けられていればよい。また、例えば、第１オリフィス１６４ａ、第２オリフィス１６４ｂ、及び、第２油室１６２ｂを無くし、第１バルブボデー１５２に形成された第１油室１６２ａと第３油室１６２ｃとが第１バルブボデー１５２に形成された新たなオリフィス（貫通孔）により連通されていてもよい。 For example, in the above-described embodiment, three orifices are provided, but two orifices or four or more orifices may be provided. Further, although all the orifices are provided on the valve body plate 154, at least one orifice may be provided on the valve body plate 154. Further, for example, the first orifice 164a, the second orifice 164b, and the second oil chamber 162b are eliminated, and the first oil chamber 162a and the third oil chamber 162c formed in the first valve body 152 are the first valve body. It may be communicated by a new orifice (through hole) formed in 152.

また、前述の実施例において、オリフィス（貫通孔）は全てバルブボデープレート１５４が厚み方向に貫通されて形成されていたが、バルブボデープレート１５４の表面に掘られた溝に第１バルブボデー１５２又は第２バルブボデー１５６が重ねられることでオリフィス（貫通孔）が形成されていてもよい。 Further, in the above-described embodiment, all the orifices (through holes) were formed by the valve body plate 154 penetrating in the thickness direction, but the first valve body 152 or the first valve body 152 or the groove dug in the surface of the valve body plate 154. An orifice (through hole) may be formed by overlapping the second valve body 156.

また、前述の実施例において、第１油室１６２ａ及び第３油室１６２ｃは第１バルブボデー１５２に形成され、第２油室１６２ｂ及び第４油室１６２ｄは第２バルブボデー１５６に形成されていたが、第２油室１６２ｂ及び第３油室１６２ｃは、両方が第１バルブボデー１５２又は第２バルブボデー１５６に設けられていてもよく、両方がバルブボデープレート１５４に設けられていてもよい。また、第１油室１６２ａ〜第４油室１６２ｄは、それぞれが接するオリフィス（貫通孔）の孔径より大きい内径を備える箇所を有するものであればよく、長い油路であってもよい。 Further, in the above-described embodiment, the first oil chamber 162a and the third oil chamber 162c are formed in the first valve body 152, and the second oil chamber 162b and the fourth oil chamber 162d are formed in the second valve body 156. However, both the second oil chamber 162b and the third oil chamber 162c may be provided on the first valve body 152 or the second valve body 156, or both may be provided on the valve body plate 154. .. Further, the first oil chamber 162a to the fourth oil chamber 162d may have a portion having an inner diameter larger than the hole diameter of the orifice (through hole) in contact with each other, and may be a long oil passage.

また、前述の実施例では、バルブボデー１５０はベルト式の無段変速機１８を制御する油圧制御回路９０に設けられていたが、例えば、有段の自動変速機を制御する油圧制御回路に設けられていてもよい。 Further, in the above-described embodiment, the valve body 150 is provided in the hydraulic control circuit 90 that controls the belt-type continuously variable transmission 18, but is provided in, for example, the hydraulic control circuit that controls the stepped automatic transmission. It may have been done.

尚、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。 It should be noted that the above is only one embodiment, and the present invention can be implemented in a mode in which various changes and improvements are made based on the knowledge of those skilled in the art.

１００：車両用油圧装置
１５０：バルブボデー
１５２：第１バルブボデー
１５４：バルブボデープレート
１５６：第２バルブボデー
１６０，１７０：流路
１６２ａ：第１油室（第１油路）
１６２ｄ：第４油室（第２油路）
１６４，１７４：絞り
１６４ａ〜１６４ｃ：オリフィス（貫通孔） 100: Vehicle hydraulic system 150: Valve body 152: First valve body 154: Valve body plate 156: Second valve body 160, 170: Flow path 162a: First oil chamber (first oil passage)
162d: 4th oil chamber (2nd oil passage)
164, 174: Aperture 164a to 164c: Orifice (through hole)

Claims

第１油路が形成された第１バルブボデーと、前記第１油路と連通する第２油路が形成された第２バルブボデーと、前記第１バルブボデーと前記第２バルブボデーとの間に挟まれたバルブボデープレートとから構成されるバルブボデーを備え、前記第１油路から前記第２油路へ向かう流路には絞りが設けられている車両用油圧装置であって、
前記絞りは、前記流路内に相互に離されて設けられた複数個の貫通孔から構成され、前記バルブボデープレートには、前記複数個の貫通孔のうち少なくとも１個が設けられ、
前記複数個の貫通孔は、下流ほど孔径が大きく形成されている
ことを特徴とする車両用油圧装置。 Between the first valve body in which the first oil passage is formed, the second valve body in which the second oil passage communicating with the first oil passage is formed, and the first valve body and the second valve body. A vehicle hydraulic system having a valve body composed of a valve body plate sandwiched between the two, and having a throttle in the flow path from the first oil passage to the second oil passage.
The throttle is composed of a plurality of through holes provided in the flow path so as to be separated from each other, and the valve body plate is provided with at least one of the plurality of through holes.
A vehicle hydraulic system characterized in that the plurality of through holes are formed to have a larger hole diameter toward the downstream side.