JP2625747B2 - Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 本発明は、車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置
に関するものである。Description: TECHNICAL FIELD The present invention relates to a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle.

従来技術およびその問題点 一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設けられ
た一対の可変プーリと、それらの一対の可変プーリに巻
き掛けられて動力を伝達する伝動ベルトと、前記一対の
可変プーリの有効径をそれぞれ変更する一対の一次側油
圧シリンダおよび二次側油圧シリンダとを備えた車両用
ベルト式無段変速機が知られている。かかる無段変速機
の油圧制御装置においては、たとえば特開昭52−98861
号公報に記載されているように、二次側（従動側）油圧
シリンダに供給される作動油圧を調圧することにより専
ら伝動ベルトの張力が制御され、一次側（駆動側）油圧
シリンダに供給される作動油量或いはそれから排出され
る作動油量を調節することにより専ら速度比が制御され
るように構成されている。2. Related Art and Problems Thereof A pair of variable pulleys respectively provided on a primary rotation shaft and a secondary rotation shaft, a transmission belt wound around the pair of variable pulleys to transmit power, and the pair of variable pulleys 2. Description of the Related Art A belt type continuously variable transmission for a vehicle including a pair of a primary hydraulic cylinder and a secondary hydraulic cylinder that respectively change the effective diameter of a pulley is known. In such a hydraulic control device for a continuously variable transmission, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 52-98861
As described in the publication, the tension of the transmission belt is exclusively controlled by adjusting the operating oil pressure supplied to the secondary (driven side) hydraulic cylinder, and is supplied to the primary (driving side) hydraulic cylinder. The speed ratio is exclusively controlled by adjusting the amount of hydraulic oil to be discharged or the amount of hydraulic oil discharged therefrom.

しかし、かかる油圧制御装置においては、実際の速度
比などと関連して調圧されるライン油圧が１種類用意さ
れて、これが伝動ベルトの張力を維持する二次側油圧シ
リンダに直接的に供給されるとともに、速度比を制御す
る流量制御弁を介して一次側油圧シリンダにも供給され
る。このため、一次側油圧シリンダに作動油を流入させ
て一次側可変プーリの有効径を二次側可変プーリよりも
大きくして速度比変化範囲を充分に得るようにするに
は、一次側油圧シリンダの受圧面積を二次側油圧シリン
ダの受圧面積よりも大きくする必要がある。このため、
斯る形式の車両用ベルト式無段変速機では、外形寸法が
大きくなるとともに、一次側油圧シリンダへの作動油流
量が大きくなるため、変速応答性が充分に得られないと
いう不都合が生じる。また、一次側油圧シリンダの構成
部品が大型となり且つ容積が大きくなる結果、一次側回
転軸の慣性モーメントが大きくなり、特に減速変速（減
速側への速度比変化）では、一次側回転軸およびこれと
直結されるエンジンの回転速度上昇率が充分に得られ
ず、あるいはこれに加えて一次側回転軸が一時的に車両
の慣性により駆動される状態が発生し、車両の運転性が
損なわれる場合があった。However, in such a hydraulic control device, one type of line hydraulic pressure adjusted in relation to an actual speed ratio or the like is prepared, and this is directly supplied to a secondary hydraulic cylinder that maintains the tension of the transmission belt. At the same time, it is also supplied to the primary hydraulic cylinder via a flow control valve for controlling the speed ratio. Therefore, in order to make the effective diameter of the primary side variable pulley larger than that of the secondary side variable pulley so that hydraulic oil flows into the primary side hydraulic cylinder and obtain a sufficient speed ratio change range, the primary side hydraulic cylinder is required. Needs to be larger than the pressure receiving area of the secondary hydraulic cylinder. For this reason,
In such a type of belt-type continuously variable transmission for a vehicle, the external dimensions are increased, and the flow rate of the hydraulic oil to the primary hydraulic cylinder is increased. Therefore, there is a disadvantage that a sufficient shift response cannot be obtained. Also, as a result of an increase in the size and volume of the components of the primary-side hydraulic cylinder, the moment of inertia of the primary-side rotary shaft increases. Particularly, in the case of a deceleration shift (change in the speed ratio to the reduction side), the primary-side rotary shaft and the If the rate of increase in the rotational speed of the engine directly connected to the vehicle is not obtained, or in addition to this, the primary rotating shaft is temporarily driven by the inertia of the vehicle and the drivability of the vehicle is impaired was there.

これに対し、特公昭58−29424号に記載されているよ
うに、油圧源からの作動油を油圧シリンダの一方へ供給
すると同時に他方から流出させることにより速度比を変
化させる変速制御弁（４方弁）と、この制御弁から流出
する作動油を調圧する電磁リリーフ弁とが備えられたベ
ルト式無段変速機が考えられている。かかる形式のベル
ト式無段変速機においては、両油圧シリンダのうち動力
伝達状態において内部の油圧が高くなる側（駆動側）に
位置する油圧シリンダに油圧ポンプからの相対的に高い
ライン油圧が作用させられ、反対側の油圧シリンダには
電磁リリーフ弁により調圧された相対的に低い油圧が作
用させられるため、一次側油圧シリンダの受圧面積を二
次側油圧シリンダよりも大きくする必要がなく、一次側
油圧シリンダの受圧面積を大きくすることに起因する前
記不都合が生じない。また、電磁リリーフ弁により調圧
された相対的に低い油圧により、伝動ベルトに対する挟
圧力が好適に制御され得る。On the other hand, as described in Japanese Patent Publication No. 58-29424, a shift control valve (4-way) that changes the speed ratio by supplying hydraulic oil from a hydraulic source to one of the hydraulic cylinders and simultaneously discharging the hydraulic oil from the other hydraulic cylinder. ) And an electromagnetic relief valve that regulates hydraulic oil flowing out of the control valve. In the belt type continuously variable transmission of this type, a relatively high line oil pressure from the hydraulic pump acts on a hydraulic cylinder of the two hydraulic cylinders located on the side (drive side) where the internal oil pressure becomes high in the power transmission state. The relatively low hydraulic pressure regulated by the electromagnetic relief valve is applied to the opposite hydraulic cylinder, so that the pressure receiving area of the primary hydraulic cylinder does not need to be larger than that of the secondary hydraulic cylinder, The inconvenience caused by increasing the pressure receiving area of the primary hydraulic cylinder does not occur. Also, the clamping pressure on the transmission belt can be suitably controlled by the relatively low oil pressure adjusted by the electromagnetic relief valve.

しかし、斯る形式の油圧制御装置においては、油圧ポ
ンプから変速制御弁へ供給される相対的に高いライン油
圧は何等調圧されていないので、ベルト式無段変速機の
作動条件において所定の速度比を実現できるようにする
ために予め高い値に設定される必要がある。このため、
通常の作動条件下では油圧ポンプは不要な仕事をさせら
れることになり、動力損失が大きくなって車両の燃費を
低下させる欠点があった。However, in such a type of hydraulic control device, the relatively high line oil pressure supplied from the hydraulic pump to the shift control valve is not regulated at all. In order to be able to realize the ratio, it is necessary to set a high value in advance. For this reason,
Under normal operating conditions, the hydraulic pump can perform unnecessary work, and there is a disadvantage that power loss is increased and fuel efficiency of the vehicle is reduced.

問題点を解決するための手段 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、一次側油圧アクチュエー
タの受圧面積を二次側油圧アクチュエータよりも増加さ
せることなく速度比変化範囲が充分に得られ、しかも、
油圧ポンプにおける動力損失を可及的に軽減することが
できる油圧制御装置を提供することにある。Means for Solving the Problems The present invention has been made in view of the above circumstances, and its purpose is to increase the pressure receiving area of the primary hydraulic actuator without increasing it compared to the secondary hydraulic actuator. A sufficient speed ratio change range is obtained, and
An object of the present invention is to provide a hydraulic control device capable of reducing power loss in a hydraulic pump as much as possible.

斯る目的を達成するための本発明の要旨とするところ
は、一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設けら
れた一対の可変プーリ間に巻き掛けられた伝動ベルト
と、その可変プーリの有効径を変更する一対の油圧アク
チュエータとを備えた車両用ベルト式無段変速機におい
て、 （ａ） 油圧源から供給される作動油を、第１ライン油
圧およびその第１ライン油圧よりも相対的に低圧な第２
ライン油圧にそれぞれ調圧する第１調圧弁および第２調
圧弁と、 （ｂ） 前記第１ライン油圧を導く第１ライン油路を前
記一対の油圧アクチュエータの一方と連通させると同時
に前記第２ラインを導く第２ライン油路をその一対の油
圧アクチュエータの他方と連通させる状態と、前記第２
ライン油路または大気をその一対の油圧アクチュエータ
の一方と連通させると同時に前記第１ライン油路をその
一対の油圧アクチュエータの他方と連通させる状態との
２位置に位置させられる変速方向切換弁と、その変速方
向切換弁の作動に従って、前記一対の油圧アクチュエー
タの一方または他方へ流入させられる作動油の流量、或
いはその一対の油圧アクチュエータの他方または一方か
ら流出させられる作動油の流量を抑制する状態と抑制し
ない状態との２位置またはその間に位置させられる流量
切換弁と、を備え、前記ベルト式無段変速機の速度比を
変化させる変速制御弁装置と、 を含み、且つ、 （ｃ） 前記変速方向切換弁と流量切換弁とが１対の第
１接続路および第２接続路にて連結されるとともに、 （ｄ） その変速方向切換弁が、前記第１ライン油路と
連通する第１入力ポートと、前記第２ライン油路と連通
する第２入力ポートと、ドレンに連通するドレンポート
と、３つのランドを有して摺動可能に設けられ、前記第
１接続路をドレンポートおよび第１入力ポートへ択一的
に連通させ、前記第２接続路を第１入力ポートおよび第
２入力ポートに択一的に連通させるスプール弁子とを備
えたものであり、 （ｅ） 前記流量切換弁が、前記１対の油圧アクチュエ
ータのうちの一次側油圧アクチュエータと連通する第１
出力ポートと、前記１対の油圧アクチュエータのうちの
二次側油圧アクチュエータと連通する第２出力ポート
と、３つのランドを有して摺動可能に設けられ、その第
１出力ポートと前記第１接続路との間、およびその第２
出力ポートと前記第２接続路との間をそれぞれ開閉する
スプール弁子とを備えたことにある。The gist of the present invention for achieving the object is that a transmission belt wound around a pair of variable pulleys provided on a primary rotation shaft and a secondary rotation shaft, respectively, In a vehicle belt-type continuously variable transmission including a pair of hydraulic actuators for changing an effective diameter, (a) hydraulic fluid supplied from a hydraulic pressure source is supplied relative to a first line hydraulic pressure and the first line hydraulic pressure. 2nd low pressure
A first pressure regulating valve and a second pressure regulating valve for regulating a line oil pressure, respectively; and (b) connecting a first line oil passage for guiding the first line oil pressure to one of the pair of hydraulic actuators, and simultaneously connecting the second line. A state in which the leading second line oil passage communicates with the other of the pair of hydraulic actuators;
A shift direction switching valve which is located at two positions: a state in which a line oil passage or the atmosphere is communicated with one of the pair of hydraulic actuators and a state in which the first line oil passage is communicated with the other of the pair of hydraulic actuators; A state in which the flow rate of hydraulic oil flowing into one or the other of the pair of hydraulic actuators, or the flow rate of hydraulic oil flowing out from the other or one of the pair of hydraulic actuators, is controlled according to the operation of the shift direction switching valve. A shift control valve device for changing a speed ratio of the belt-type continuously variable transmission, comprising: a flow rate changeover valve located at or between two positions of a non-suppressed state, and (c) the shift The direction switching valve and the flow rate switching valve are connected by a pair of first connection path and second connection path, and (d) the speed change direction switching valve. A first input port communicating with the first line oil passage, a second input port communicating with the second line oil passage, a drain port communicating with the drain, and slidably having three lands. A spool valve element provided to selectively communicate the first connection path to a drain port and a first input port, and to selectively communicate the second connection path to a first input port and a second input port; (E) a first valve in which the flow rate switching valve communicates with a primary side hydraulic actuator of the pair of hydraulic actuators;
An output port, a second output port communicating with a secondary side hydraulic actuator of the pair of hydraulic actuators, and slidably provided with three lands, the first output port and the first Between the connection path and its second
There is a spool valve that opens and closes between the output port and the second connection path.

作用および発明の効果 このようにすれば、第１調圧弁および第２調圧弁によ
り第１ライン油圧および第２ライン油圧がそれぞれ用意
されているので、それらの差圧によって前記一次側油圧
アクチュエータおよび二次側油圧アクチュエータの一方
へ作動油が供給され且つ他方から作動油が排出される。
したがって、一次側油圧アクチュエータおよび二次側油
圧アクチュエータの推力比変化範囲が充分に得られるの
で、一次側油圧アクチュエータの受圧面積を大きくしな
くても充分な速度比変化範囲が得られるとともに、一次
側油圧アクチュエータの受圧面積を大きくすることに起
因する変速応答性および運転性の低下が解消される。In this manner, the first line pressure and the second line pressure are provided by the first pressure regulating valve and the second pressure regulating valve, respectively. Hydraulic oil is supplied to one of the secondary hydraulic actuators and discharged from the other.
Therefore, a sufficient change range of the thrust ratio between the primary hydraulic actuator and the secondary hydraulic actuator can be obtained, and a sufficient speed ratio change range can be obtained without increasing the pressure receiving area of the primary hydraulic actuator. Reduction of shift response and drivability caused by increasing the pressure receiving area of the hydraulic actuator is eliminated.

また、第１調圧弁をエンジンの出力状態と関連させて
制御することにより第１ライン油圧は変速比変化速度が
充分に得られ且つ動力損失が生じないように必要且つ充
分な値に制御されるとともに、第２調圧弁を速度比や伝
達トルクと関連させて制御することにより第２ライン油
圧は伝動ベルトの滑りが生じない範囲で必要且つ充分な
値に制御されるので、油圧ポンプの駆動に関連した車両
の動力損失が大幅に軽減される利点がある。Further, by controlling the first pressure regulating valve in relation to the output state of the engine, the first line hydraulic pressure is controlled to a necessary and sufficient value so that a speed ratio change speed can be sufficiently obtained and power loss does not occur. At the same time, by controlling the second pressure regulating valve in association with the speed ratio and the transmission torque, the second line hydraulic pressure is controlled to a necessary and sufficient value within a range in which the transmission belt does not slip. There is an advantage that the power loss of the associated vehicle is greatly reduced.

しかも、変速制御弁装置が、２位置に位置させられる
変速方向切換弁と２位置またはその間に位置させられる
流量切換弁とから構成されているので、リニヤソレノイ
ドを備えた制御弁を用いる場合に比較して、作動油に混
在する鉄粉、塵などの影響を受け難く、作動の信頼性が
向上し、且つ装置が安価となる。In addition, since the shift control valve device is constituted by the shift direction switching valve located at the two positions and the flow rate switching valve located at the two positions or between the two positions, a comparison is made between the case where a control valve having a linear solenoid is used. As a result, it is less susceptible to the effects of iron powder, dust and the like mixed in the working oil, the operation reliability is improved, and the apparatus is inexpensive.

また、前記のように、スプール弁子が３つのランドを
備えた形状とされて全長が短くなっているため、摺動抵
抗が小さくなって、スプール弁子の固着が発生し難くな
り作動が安定するとともに、スプール弁子が軽量となっ
て作動の応答性が高められる。特に、流量切換弁におい
てはデューティ制御の周波数の上限値が高められる利点
がある。また、上記のようにスプール弁子の全長が短く
されるため、弁の寸法が小さくなって他の油路の取り廻
しが容易となる。さらに、スプール弁子の全長が短くな
るので、その製作に際しての加工性が高められて弁が安
価となる ここで、前記変速制御弁装置は、好適には、前記第１
接続路と前記流量切換弁の第１出力ポートとの間に、流
通制限方向がその第１接続路に向かう方向の絞り付逆止
弁を備えたバイパス油路を有するもので．る。このよう
にすれば、緩やかな増速変速のときには上記バイパス油
路を通して一次側油圧シリンダへ作動油が供給される一
方、緩やかな減速変速のときには一次側油圧シリンダ内
の作動油が上記バイパス油路からドレンポートへ漏れる
ことが阻止される。Further, as described above, since the spool valve element is formed into a shape having three lands and has a short overall length, the sliding resistance is reduced, the sticking of the spool valve element is hardly generated, and the operation is stable. At the same time, the spool valve element becomes lightweight, and the responsiveness of the operation is enhanced. In particular, there is an advantage that the upper limit of the duty control frequency is increased in the flow switching valve. Further, since the overall length of the spool valve element is shortened as described above, the dimensions of the valve are reduced, so that it is easy to route other oil passages. Further, since the entire length of the spool valve element is shortened, the workability in manufacturing the spool valve element is increased, and the valve is inexpensive.
A bypass oil passage having a check valve with a throttle between the connection passage and the first output port of the flow switching valve, the flow restriction direction of which is directed toward the first connection passage; You. With this arrangement, the hydraulic oil is supplied to the primary hydraulic cylinder through the bypass oil passage during a gradual speed-up shift, while the hydraulic oil in the primary hydraulic cylinder is supplied through the bypass oil passage during a gentle deceleration. To the drain port.

また、前記変速制御弁装置は、好適には、前記変速方
向切換弁の第２入力ポートと前記流量切換弁の第２出力
ポートとの間に、絞りを備えたバイパス油路を有するも
のである。このようにすれば、緩やかな増速変速のとき
に二次側油圧アクチュエータ内の作動油がそのバイパス
油路を通して第２ライン油路へ排出されるとともに、速
やかな減速変速のときに供給された第１ライン油圧が第
２ライン油圧に低下することが阻止される。また、緩や
か減速変速のときに、二次側油圧アクチュエータへの作
動油補給により、二次側油圧アクチュエータ内の作動油
圧が第２ライン油圧よりも低くならないようにされる。Preferably, the shift control valve device has a bypass oil passage provided with a throttle between a second input port of the shift direction switching valve and a second output port of the flow rate switching valve. . With this configuration, the hydraulic oil in the secondary hydraulic actuator is discharged to the second line oil passage through the bypass oil passage at the time of gentle speed-up shifting, and is supplied at the time of rapid deceleration shifting. The first line oil pressure is prevented from dropping to the second line oil pressure. In addition, at the time of gradual deceleration shifting, the operating oil pressure in the secondary hydraulic actuator is prevented from becoming lower than the second line oil pressure by supplying hydraulic oil to the secondary hydraulic actuator.

また、好適には、前記変速方向切換弁のスプール弁子
は前記ベルト式無段変速機の速度比を減速側へ変化させ
る位置に向かってスプリングの付勢力を受けており、前
記流量切換弁のスプール弁子は、前記第１出力ポートと
前記第１接続路との間、および前記第２出力ポートと前
記第２接続路との間をそれぞれ閉じる側に向かってスプ
リングの付勢力を受けており、上記変速方向切換弁のス
プール弁子および流量切換弁のスプール弁子は、絞りを
通して供給されるパイロット油圧が作用されることによ
り前記スプリングの付勢力に抗してそれぞれ駆動される
とともに、常閉型の第１電磁弁および第２電磁弁が開か
れて上記絞りよりも下流側が排圧されることにより上記
スプリングの付勢力に従って移動させられるものであ
る。このようにすれば、たとえば制御装置を構成するコ
ンピュータの故障によって第１電磁弁および第２電磁弁
が共にオフ状態となると、ベルト式無段変速機の速度比
が速やかに増速側へ変化させられるので、車両の再発進
を困難として制御装置の故障を知らしめ得る。Further, preferably, the spool valve element of the shift direction switching valve receives a biasing force of a spring toward a position that changes the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission to a reduction side, and The spool valve element receives a biasing force of a spring toward a side that closes between the first output port and the first connection path and between the second output port and the second connection path. The spool valve element of the shift direction switching valve and the spool valve element of the flow rate switching valve are respectively driven against the urging force of the spring by the action of pilot hydraulic pressure supplied through a throttle, and are normally closed. The first solenoid valve and the second solenoid valve of the mold are opened and the downstream side of the throttle is exhausted to be moved in accordance with the urging force of the spring. With this configuration, when both the first solenoid valve and the second solenoid valve are turned off due to, for example, a failure of the computer constituting the control device, the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission is quickly changed to the speed increasing side. Therefore, it is difficult to restart the vehicle, and the failure of the control device can be notified.

実施例 以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明
する。Embodiment Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

第２図において、エンジン10の動力は、ロックアップ
クラッチ付流体継手12、前後進切換装置14、ベルト式無
段変速機（以下、CVTという）16、中間ギア装置18、お
よび差動歯車装置20を経て駆動軸22に連結された駆動輪
24へ伝達されるようになっている。2, the power of the engine 10 is controlled by a fluid coupling 12 with a lock-up clutch, a forward / reverse switching device 14, a belt-type continuously variable transmission (hereinafter referred to as CVT) 16, an intermediate gear device 18, and a differential gear device 20. Drive wheel connected to the drive shaft 22 via
24.

流体継手12は、エンジン10のクランク軸26と接続され
ているポンプ28と、前後進切換装置14の入力軸30に固定
されポンプ28からのオイルにより回転させられるタービ
ン32と、ダンパ34を介して入力軸30に固定されたロック
アップクラッチ36とを備えている。ロックアップクラッ
チ36は、たとえば車速、エンジン回転速度、またはター
ビン28の回転速度が所定値以上になると作動させられ
て、クランク軸26と入力軸30とを直結状態にするもので
ある。The fluid coupling 12 is connected via a pump 28 connected to the crankshaft 26 of the engine 10, a turbine 32 fixed to the input shaft 30 of the forward / reverse switching device 14 and rotated by oil from the pump 28, and a damper 34. A lock-up clutch 36 fixed to the input shaft 30 is provided. The lock-up clutch 36 is activated when, for example, the vehicle speed, the engine rotation speed, or the rotation speed of the turbine 28 exceeds a predetermined value, and brings the crankshaft 26 and the input shaft 30 into a directly connected state.

前後進切換装置14は、よく知られたダブルピニオン型
遊星歯車機構であって、CVT16の入力軸（前後進切換装
置14の出力軸）38に固定されたキャリア42により回転可
能に支持され且つ互いに噛み合う一対の遊星ギア44およ
び46と、前後進切換装置14の入力軸（流体継手12の出力
軸）30に固定され且つ内周側の遊星ギア44と噛み合うサ
ンギア40と、外周側の遊星ギア46と噛み合うリングギア
48と、リングギア48の回転を停止するための後進用ブレ
ーキ50と、上記キャリア42と前後進切換装置14の入力軸
30とを連結する前進用クラッチ52とを備えている。後進
用ブレーキ50および前進用クラッチ52は油圧により作動
させられる形式の摩擦係合装置であって、それらが共に
係合しない状態では前後進切換装置14が中立状態とされ
て動力伝達が遮断される。しかし、前進用クラッチ52が
係合させられると、流体継手12の出力軸30とCVT16の入
力軸38とが直結されて車両前進方向の動力が伝達され
る。また、後進用ブレーキ50が係合させられると、流体
継手12の出力軸30とCVT16の入力軸38との間で回転方向
が反転されるので、車両後進方向の動力が伝達される。The forward / reverse switching device 14 is a well-known double pinion type planetary gear mechanism, and is rotatably supported by a carrier 42 fixed to an input shaft (output shaft of the forward / reverse switching device 14) 38 of the CVT 16 and mutually movable. A pair of planetary gears 44 and 46 that mesh with each other; a sun gear 40 fixed to the input shaft (output shaft of the fluid coupling 12) 30 of the forward / reverse switching device 14 and meshing with the planetary gears 44 on the inner peripheral side; Ring gear that meshes with
48, a reverse brake 50 for stopping rotation of the ring gear 48, and an input shaft of the carrier 42 and the forward / reverse switching device 14.
And a forward clutch 52 for coupling the forward clutch 30 with the forward clutch 30. The reverse brake 50 and the forward clutch 52 are friction engagement devices of a type operated by hydraulic pressure. When they are not engaged with each other, the forward / reverse switching device 14 is set to a neutral state and power transmission is interrupted. . However, when the forward clutch 52 is engaged, the output shaft 30 of the fluid coupling 12 and the input shaft 38 of the CVT 16 are directly connected, and power in the vehicle forward direction is transmitted. Further, when the reverse brake 50 is engaged, the rotation direction is reversed between the output shaft 30 of the fluid coupling 12 and the input shaft 38 of the CVT 16, so that the power in the reverse direction of the vehicle is transmitted.

CVT16は、その入力軸38および出力軸54にそれぞれ設
けられた略同径の可変プーリ56および58と、それら可変
プーリ56および58に巻き掛けられた伝動ベルト60とを備
えている。可変プーリ56および58は、入力軸38および出
力軸54にそれぞれ固定された固定回転体62および64と、
入力軸38および出力軸54にそれぞれ軸方向の移動可能か
つ軸回りの相対回転不能に設けられた可動回転体66およ
び68とから成り、可動回転体66および68が油圧アクチュ
エータとして機能する油圧シリンダ70および72によって
移動させられることによりＶ溝幅すなわち伝導ベルト60
の掛り径（有効径）が変更されて、CVT16の速度比ｅ
（＝出力軸54の回転速度N_out／入力軸38の回転速度
N_in）が変更されるようになっている。可変プーリ56お
よび58は同径であるため、上記油圧シリンダ70および72
は同様の受圧面積を備えている。通常、油圧シリンダ70
および72のうちの従動側に位置するものの挟圧力は伝導
ベルト60の張力と関連させられる。なお、オイルポンプ
74は油圧制御回路の油圧源を構成するものであって、流
体継手12のポンプ28に一体的に固定されることにより、
クランク軸26によって常時回転駆動されるようになって
いる。The CVT 16 includes variable pulleys 56 and 58 having substantially the same diameter provided on the input shaft 38 and the output shaft 54, respectively, and a transmission belt 60 wound around the variable pulleys 56 and 58. Variable pulleys 56 and 58 include fixed rotating bodies 62 and 64 fixed to the input shaft 38 and the output shaft 54, respectively,
A movable cylinder 66 and 68 are provided on the input shaft 38 and the output shaft 54 so as to be movable in the axial direction and non-rotatable relative to the axis, respectively. The movable cylinders 66 and 68 function as hydraulic actuators. V-groove width or conduction belt 60
Diameter (effective diameter) has been changed and the speed ratio e of CVT16
(= Rotation speed N _out of output shaft 54 / rotation speed of input shaft 38
N _in ) is changed. Since the variable pulleys 56 and 58 have the same diameter, the hydraulic cylinders 70 and 72
Have a similar pressure receiving area. Normally, hydraulic cylinder 70
The pinching pressure of the driven side of 72 and 72 is related to the tension of the conduction belt 60. The oil pump
74 constitutes a hydraulic source of a hydraulic control circuit, and is integrally fixed to the pump 28 of the fluid coupling 12,
The crankshaft 26 is always driven to rotate.

第１図は第２図に示す車両用動力伝達装置を制御する
ための油圧制御回路を示している。オイルポンプ74は図
示しないオイルタンク内に還流した作動油をストレーナ
76および吸入油路78を介して吸い込み第１ライン油路80
へ圧送する。本実施例では、第１ライン油路80内の作動
油がオーバーフロー（リリーフ）型式の第１調圧弁100
によって吸入油路78およびロックアップクラッチ圧油路
92へ流出させられることにより、第１ライン油圧Pl₁が
調圧されるようになっている。また、減圧弁型式の第２
調圧弁102によって第１ライン油圧Pl₁が減圧されること
により第２ライン油圧Pl₂が発生させられるようになっ
ている。FIG. 1 shows a hydraulic control circuit for controlling the vehicle power transmission device shown in FIG. The oil pump 74 strains the returned hydraulic oil into an oil tank (not shown)
The first line oil passage 80 is sucked through the suction oil passage 76 and the suction oil passage 78.
To pump. In the present embodiment, the hydraulic oil in the first line oil passage 80 is filled with an overflow (relief) type first pressure regulating valve 100.
By suction oil passage 78 and lock-up clutch pressure oil passage
The first line hydraulic pressure Pl ₁ is regulated by flowing the fluid to the second line 92. In addition, the second type of pressure reducing valve
When the first line oil pressure Pl ₁ is reduced by the pressure regulating valve 102, the second line oil pressure Pl ₂ is generated.

まず、第２調圧弁102の構成を説明する。第３図に示
すように、第２調圧弁102は、第１ライン油路80と第２
ライン油路82との間を開閉するスプール弁子110、スプ
リングシート112、リターンスプリング114、プランジャ
116を備えている。スプール弁子110の第１ランド118と
第２ランド120との間には第２ライン油圧Pl₂がフィード
バック圧として絞り122を通して導入される室124が設け
られており、スプール弁子110が第２ライン油圧Pl₂によ
り閉弁方向へ付勢されるようになっている。また、スプ
ール弁子110の第１ランド118側には、絞り126を介して
後述の速度比圧Peが導かれる室128が設けられており、
スプール弁子110が速度比圧Peにより閉弁方向へ付勢さ
れるようになっている。第２調圧弁102内においてはリ
ターンスプリング114の開弁方向付勢力がスプリングシ
ート112を介してスプール弁子110に付与されている。ま
た、プランジャ116の端面に後述のスロットル圧P_thを作
用させるための室130が設けられており、スプール弁子1
10がこのスロットル圧P_thにより開弁方向へ付勢される
ようになっている。したがって、第１ランド118の受圧
面積をA₁、第２ランド120の断面の面積をA₂、プランジ
ャ116の受圧面積をA₃、リターンスプリング114の付勢力
をＷとすると、スプール弁子110は次式（１）が成立す
る位置において平衡させられる。すなわち、スプール弁
子110が式（１）にしたがって移動させられることによ
り、ポート132aに導かれている第１ライン油路80内の作
動油がポート132bを介して第２ライン油路82へ流入させ
られる状態とポート132bに導かれている第２ライン油路
82内の作動油がドレンに連通するドレンポート132cへ流
される状態とが繰り返されて、第２ライン油圧Pl₂が発
生させられるのである。なお、上記第２ライン油路82は
比較的閉じられた系であるので、第２調圧弁102は相対
的に高い油圧である第１ライン油圧Pl₁を減圧すること
により第２ライン油圧Pl₂を発生させるのである。First, the configuration of the second pressure regulating valve 102 will be described. As shown in FIG. 3, the second pressure regulating valve 102 is connected to the first line oil passage 80 and the second line oil passage 80.
Spool valve element 110 that opens and closes with line oil passage 82, spring seat 112, return spring 114, plunger
It has 116. The first land 118 of the spool 110 and between the second land 120 and the introduced chamber 124 is provided through the second line pressure Pl ₂ is squeezed as a feedback pressure 122, the spool valve element 110 and the second It is adapted to be urged in the valve closing direction by the line pressure Pl _2. On the first land 118 side of the spool valve element 110, there is provided a chamber 128 into which a speed specific pressure Pe described later is guided via a throttle 126.
The spool valve element 110 is urged in the valve closing direction by the speed specific pressure Pe. In the second pressure regulating valve 102, the urging force of the return spring 114 in the valve opening direction is applied to the spool valve element 110 via the spring seat 112. Further, a chamber 130 for applying a later-described throttle pressure P _th is provided on an end face of the plunger 116, and the spool valve 1
10 is biased in the valve opening direction by the throttle pressure _Pth . Therefore, assuming that the pressure receiving area of the first land 118 is A ₁ , the cross-sectional area of the second land 120 is A ₂ , the pressure receiving area of the plunger 116 is A ₃ , and the urging force of the return spring 114 is W, the spool valve 110 is The balance is made at a position where the following equation (1) holds. That is, the hydraulic oil in the first line oil passage 80 guided to the port 132a flows into the second line oil passage 82 through the port 132b by moving the spool valve element 110 according to the equation (1). Condition and the second line oil passage leading to port 132b
Working oil in 82 is repeated and the state flows to the drain port 132c communicating with the drain is the second line pressure Pl ₂ is generated. Since the second line oil passage 82 is a relatively closed system, the second pressure regulating valve 102 reduces the first line oil pressure Pl ₁ , which is a relatively high oil pressure, to reduce the second line oil pressure Pl _2. Is generated.

Pl₂＝（A₃・P_th＋Ｗ−A₁・Pe）／（A₂−A₁） ・・・・（１） 第１調圧弁100は、第４図に示すように、スプール弁
子140、スプリングシート142、リターンスプリング14
4、プランジャ146を備えている。スプール弁子140は、
第１ライン油路80に連通するポート148aとドレンポート
148bまたは148cとの間を開閉するものであり、その第１
ランド150の端面にフィードバック圧としての第１ライ
ン油圧Pl₁を絞り151を介して作用させるための室152が
設けられており、この第１ライン油圧Pl₁によりスプー
ル弁子140が開弁方向へ付勢されるようになっている。
スプール弁子140と同軸に設けられたプランジャ146の第
１ランド154と第２ランド156との間にはスロットル圧P
_thを導くための室158が設けられており、また、第１ラ
ンド154の端面に後述のスイッチ弁170により選択された
第２ライン油圧Pl₂および一次側油圧シリンダ70内の油
圧P_inのうち相対的に高い油圧を作用させるための室160
が設けられている。そして、リターンスプリング144の
付勢力は、スプリングシート142を介して閉弁方向にス
プール弁子140に付与されている。したがって、スプー
ル弁子140の第１ランド150の受圧面積をA₄、プランジャ
146の第２ランド156の断面の面積をA₅、プランジャ146
の第１ランド154の受圧面積をA₆、リターンスプリング1
44の付勢力をＷとすると、スプール弁子140は次式
（２）が成立する位置において平衡させられる。すなわ
ち、スプール弁子140が式（２）にしたがって移動させ
られることにより、ポート148aに導かれている第１ライ
ン油路80内の作動油の一部がドレンポート148bおよび14
8cへ同時に流出させられて第１ライン油圧Pl₁が調圧さ
れるのである。Pl ₂ = (A ₃ · P _th + W-A ₁ · Pe) / (A ₂ -A ₁ ) (1) The first pressure regulating valve 100 is, as shown in FIG. , Spring seat 142, return spring 14
4. Equipped with a plunger 146. The spool valve 140 is
Port 148a and drain port communicating with the first line oil passage 80
It opens and closes between 148b and 148c.
A chamber 152 is provided on an end face of the land 150 for applying a first line oil pressure Pl ₁ as feedback pressure via a throttle 151, and the first line oil pressure Pl ₁ causes the spool valve element 140 to move in the valve opening direction. It is to be energized.
The throttle pressure P is applied between the first land 154 and the second land 156 of the plunger 146 provided coaxially with the spool valve 140.
chamber 158 for guiding _th is provided, also, of the hydraulic P _in the second line pressure Pl ₂ and primary-side hydraulic cylinder 70 which is selected by the switch valve 170 to be described later on the end face of the first land 154 Chamber 160 for applying relatively high hydraulic pressure
Is provided. The biasing force of the return spring 144 is applied to the spool valve element 140 via the spring seat 142 in the valve closing direction. Therefore, the pressure receiving area of the first land 150 of the spool valve element 140 is A ₄ , and the plunger
The area of the cross section of the second land 156 of 146 is A ₅ , and the plunger 146
The pressure receiving area of the first land 154 is A ₆ , and the return spring 1
Assuming that the urging force of 44 is W, the spool valve element 140 is balanced at a position where the following equation (2) is satisfied. That is, by moving the spool valve element 140 in accordance with the equation (2), a part of the hydraulic oil in the first line oil passage 80 led to the port 148a is drained by the drain ports 148b and 148b.
It is simultaneously discharged to 8c and the first line hydraulic pressure Pl ₁ is adjusted.

Pl₁＝〔（P_in or Pl₂）・A₆＋P_th（A₅−A₆）＋Ｗ〕／A₄ ・・・・（２） 第１図に戻って、上記スロットル圧P_thはエンジン10
における実際のスロットル弁開度θ_thを表すものであ
り、スロットル弁開度検知弁180によって発生させられ
る。また、速度比圧PeはCVT16の実際の速度比を表すも
のであり、速度比検知弁182によって発生させられる。
すなわち、スロットル弁開度検知弁180は、図示しない
スロットル弁とともに回転させられるカム184と、この
カム184のカム面に係合し、このカム184の回動角度と関
連して軸方向へ駆動されるプランジャ186と、スプリン
グ188を介して付与されるプランジャ186からの推力と第
１ライン油圧Pl₁からの推力とが平衡した位置に位置さ
せられることにより第１ライン油圧Pl₁を減圧し、実際
のスロットル弁開度θ_thに対応したスロットル圧P_thを
発生させるスプール弁子190とを備えている。第５図は
上記スロットル圧P_thとスロットル弁開度θ_thとの関係
を示すものであり、油路84を通して第１調圧弁100、第
２調圧弁102、リミット弁210、第３調圧弁220へそれぞ
れ供給される。Pl ₁ = _{[(P in or Pl 2) ·} A 6 + P th (A 5 -A 6) + W ] / A ₄ ···· (2) back to FIG. 1, the throttle pressure P _th engine 10
In is intended to represent the actual throttle valve opening theta _th, it is generated by a throttle valve opening detecting valve 180. The speed specific pressure Pe represents the actual speed ratio of the CVT 16 and is generated by the speed ratio detection valve 182.
That is, the throttle valve opening detection valve 180 is engaged with a cam 184 rotated together with a throttle valve (not shown) and a cam surface of the cam 184, and is driven in the axial direction in relation to the rotation angle of the cam 184. that the plunger 186, reducing the pressure of the first line pressure Pl ₁ by thrust and is caused to position the position equilibrium from thrust and first line pressure Pl ₁ from the plunger 186 that is imparted through the spring 188, the actual and a valve spool 190 which generates a throttle pressure P _th corresponding to the throttle valve opening theta _th of. FIG. 5 shows the relationship between the throttle pressure P _th and the throttle valve opening θ _th. The first pressure regulating valve 100, the second pressure regulating valve 102, the limit valve 210, and the third pressure regulating valve 220 are passed through an oil passage 84. Respectively.

また、速度比検出弁182は、CVT16の入力側可動回転体
66に摺接してその軸線方向の変位量に等しい変位量だけ
軸線方向へ移動させられる検知棒192と、この検知棒192
の位置に対応して付勢力を伝達するスプリング194と、
このスプリング194からの付勢力を受ける一方、第１ラ
イン油圧Pl₁を受けて両者の推力が平衡した位置に位置
させられることにより、ドレンへの排出流量を変化させ
るスプール弁子198とを備えている。したがって、たと
えば速度比が大きくなってCVT16の入力側の固定回転体6
2に対して可動回転体66が接近（Ｖ溝幅縮小）すると、
上記検知棒192が押し込まれる。このため、第１ライン
油路80からオリフィス196を通して供給され且つスプー
ル弁子198によりドレンへ排出される作動油の流量が減
少させられるので、オリフィス196よりも下流側の作動
油圧が高められる。この作動油圧が速度比圧Peであり、
第６図に示すように、速度比ｅの増大とともに増大させ
られる。そして、このようにして発生させられた速度比
圧Peは、油路86を通して第２調圧弁102および第３調圧
弁220へそれぞれ供給される。Also, the speed ratio detection valve 182 is an input-side movable rotating body of the CVT16.
A detection rod 192 which is slidably in contact with 66 and is displaced in the axial direction by a displacement amount equal to the displacement amount in the axial direction;
A spring 194 that transmits an urging force corresponding to the position of
A spool valve element 198 is provided which receives the urging force from the spring 194 and receives the first line oil pressure Pl ₁ and is positioned at a position where both thrusts are balanced, thereby changing the discharge flow rate to the drain. I have. Therefore, for example, when the speed ratio increases, the fixed rotating body 6 on the input side of the CVT 16
When the movable rotating body 66 approaches (reduces the V-groove width) to 2,
The detection rod 192 is pushed. Therefore, the flow rate of the working oil supplied from the first line oil passage 80 through the orifice 196 and discharged to the drain by the spool valve 198 is reduced, so that the working oil pressure downstream of the orifice 196 is increased. This working oil pressure is the speed specific pressure Pe,
As shown in FIG. 6, it is increased with an increase in the speed ratio e. Then, the speed specific pressure Pe thus generated is supplied to the second pressure regulating valve 102 and the third pressure regulating valve 220 through the oil passage 86, respectively.

ここで、リミット弁210は、プランジャ212と、スプリ
ング214の閉弁方向の推力およびプランジャ212の閉弁方
向の推力を受けるスプール弁子216とを備えている。プ
ランジャ212の端面に作用させるためにスロットル圧P_th
が導かれた室218が設けられており、スプール弁子216は
スプリング214の閉弁方向の推力およびスロットル圧P_th
に基づくプランジャ212の閉弁方向の推力を受けるとと
もに速度比圧Peに基づく開弁方向の推力を反対方向に受
け、速度比圧Peに基づく開弁方向の推力がスプリング21
4およびプランジャ212の閉弁方向の推力を超えると油路
86とドレンとの間を開く。これにより、速度比圧Peは、
第６図に示すように、スロットル弁開度θ_thに関連した
上限値以上の増加が阻止されるようになっている。そし
て、このように速度比圧Peがスロットル弁開度θ_thに関
連した上限値に飽和させられる結果、前記第２調圧弁10
2において前記（１）式にしたがって制御される第２ラ
イン油圧Pl₂は、第７図に示すように、速度比ｅが大き
い領域においてスロットル弁開度θ_thが小さくなる程、
低下が阻止される。すなわち、速度比ｅに関連して低圧
側ライン油圧に求められる第８図に示す理想曲線に近似
した特性が油圧回路のみによって得られるのであり、マ
イクロコンピュータによって制御される電磁式圧力制御
サーボ弁を用いる場合に比較して油圧回路が大幅に安価
となる利点がある。Here, the limit valve 210 includes a plunger 212 and a spool valve element 216 that receives the thrust of the spring 214 in the valve closing direction and the thrust of the plunger 212 in the valve closing direction. In order to act on the end face of the plunger 212, the throttle pressure P _th
The spool 216 is provided with a thrust in the valve closing direction of the spring 214 and a throttle pressure P _th.
The thrust in the valve closing direction of the plunger 212 is received in the valve opening direction based on the speed specific pressure Pe, and the thrust in the valve opening direction based on the speed specific pressure Pe is applied in the opposite direction.
4 and the plunger 212 thrust in the valve closing direction
Open between 86 and drain. Thereby, the speed specific pressure Pe becomes
As shown in FIG. 6, the increase of the throttle valve opening degree _θth or more related to the upper limit value is prevented. Then, as a result of the speed specific pressure Pe being saturated to the upper limit value related to the throttle valve opening _θth , the second pressure regulating valve 10
As shown in FIG. 7, the second line oil pressure Pl ₂ controlled in accordance with the above equation (1) in FIG. ₂ is such that as the throttle valve opening θ _th becomes smaller in a region where the speed ratio e is large,
The decline is prevented. That is, the characteristic approximated to the ideal curve shown in FIG. 8, which is required for the low-pressure side line hydraulic pressure in relation to the speed ratio e, can be obtained only by the hydraulic circuit, and the electromagnetic pressure control servo valve controlled by the microcomputer is used. There is an advantage that the hydraulic circuit is significantly less expensive than when used.

前記第３調圧弁220は、前後進切換装置14の後進用ブ
レーキ50および前進用クラッチ52を作動させるための最
適な第３ライン油圧Pl₃を発生させるものである。すな
わち、第３調圧弁220は、第１ライン油路80と第３ライ
ン油路88との間を開閉するスプー．弁子222、スプリン
グシート224、リターンスプリング226、プランジャ228
を備えている。スプール弁子222の第１ランド230と第２
ランド232との間には第３ライン油圧Pl₃がフィードバッ
ク圧として絞り234を通して導入される室236が設けられ
ており、スプール弁子222が第３ライン油圧Pl₃により閉
弁方向へ付勢されるようになっている。また、スプール
弁子222の第１ランド230側には、絞り238を介して速度
比圧Peが導かれる室240が設けられており、スプール弁
子222が速度比圧Peにより閉弁方向へ付勢されるように
なっている。第３調圧弁220内においてはリターンスプ
リング226の開弁方向付勢力がスプリングシート224を介
してスプール弁子222に付与されている。また、プラン
ジャ228の端面にスロットル圧P_thを作用させるための室
242が設けられており、スプール弁子222がこのスロット
ル圧P_thにより開弁方向へ付勢されるようになってい
る。このため、第３ライン油圧Pl₃は、前記（１）式と
同様な式から、速度比圧Peおよびスロットル圧P_thに基
づいて最適な値に調圧されるのである。この最適な値と
は、前進用クラッチ52或いは後進用ブレーキ50において
滑りが発生することなく確実にトルクを伝達できるよう
にするために必要かつ充分な値である。The third pressure regulating valve 220 is intended to generate an optimal third line pressure Pl ₃ for actuating the reverse brake 50 and forward clutch 52 of the forward-reverse switching device 14. That is, the third pressure regulating valve 220 is a spoo. That opens and closes between the first line oil passage 80 and the third line oil passage 88. Valve 222, spring seat 224, return spring 226, plunger 228
It has. First land 230 and second land of spool valve 222
Between the lands 232 and the introduced chamber 236 is provided through the third line pressure Pl ₃ are squeezed as a feedback pressure 234, spool 222 is biased by the third line pressure Pl ₃ in the valve closing direction It has become so. A chamber 240 is provided on the first land 230 side of the spool valve 222 to guide the speed specific pressure Pe through the throttle 238, and the spool valve 222 is attached in the valve closing direction by the speed specific pressure Pe. It is getting energized. In the third pressure regulating valve 220, the urging force of the return spring 226 in the valve opening direction is applied to the spool valve 222 via the spring seat 224. Further, a chamber for applying a throttle pressure P _th to the end face of the plunger 228 is provided.
242 is provided, the spool valve element 222 is adapted to be urged in the valve opening direction by the throttle pressure P _th. Therefore, the third line pressure Pl _3, the equation (1) similar expression is of being pressure regulated to the optimum value based on the speed ratio pressure Pe and the throttle pressure P _th. The optimum value is a necessary and sufficient value for reliably transmitting torque without causing slippage in the forward clutch 52 or the reverse brake 50.

上記のように調圧された第３ライン油圧Pl₃は、マニ
ュアルバルブ250によって前進用クラッチ52或いは後進
用ブレーキ50へ供給されるようになっている。すなわ
ち、マニュアルバルブ250は、車両のシフトレバー252の
操作と関連して移動させられるスプール弁子254を備え
ており、シフトレバー252がＮ（ニュートラル）レンジ
に操作されている状態では第３ライン油圧Pl₃を供給し
ないが、Ｌ（ロー）、Ｓ（セカンド）、Ｄ（ドライブ）
レンジへ操作されている状態では第３ライン油圧Pl₃を
専ら前進用クラッチ52へ供給すると同時に後進用ブレー
キ50から排油し、Ｒ（リバース）レンジへ操作されてい
る状態では第３ライン油圧Pl₃を専ら後進用ブレーキ50
へ供給すると同時に前進用クラッチ52から排油し、Ｐ
（パーキング）レンジへ操作されている状態では、前進
用クラッチ52および後進用ブレーキ50から排油する。な
お、アキュムレータ256および258は、摩擦係合を緩やか
に進行させるためのものであり、前進用クラッチ52およ
び後進用ブレーキ50にそれぞれ接続されている。The third line pressure Pl ₃ pressure regulated as described above, are supplied to the forward clutch 52 or reverse brake 50 by the manual valve 250. That is, the manual valve 250 includes the spool valve element 254 that is moved in association with the operation of the shift lever 252 of the vehicle. When the shift lever 252 is operated in the N (neutral) range, the third line hydraulic pressure is used. Pl ₃ is not supplied, but L (low), S (second), D (drive)
When the engine is operated to the range, the third line hydraulic pressure Pl ₃ is exclusively supplied to the forward clutch 52 and at the same time, the oil is drained from the reverse brake 50. When the engine is operated to the R (reverse) range, the third line oil pressure Pl ₃ is supplied. ₃ exclusively for reverse brake 50
Oil from the forward clutch 52 at the same time
In a state where the operation is performed to the (parking) range, oil is discharged from the forward clutch 52 and the reverse brake 50. The accumulators 256 and 258 are for gradually progressing the frictional engagement, and are connected to the forward clutch 52 and the reverse brake 50, respectively.

前記第１調圧弁100により調圧された第１ライン油圧P
l₁および第２調圧弁102により調圧された第２ライン油
圧Pl₂は、CVT16の速度比を調節するために、変速制御弁
装置260により油圧シリンダ70および油圧シリンダ72の
一方および他方へ供給されている。上記変速制御弁装置
260は変速方向切換弁262および流量切換弁264から構成
されている。なお、それら変速方向切換弁262および流
量切換弁264を駆動するためのパイロット圧P_pがパイロ
ット圧制御弁266によって発生させられ、パイロット油
路90により導かれるようになっている。パイロット圧制
御弁266は、第１ライン油路80とパイロット油路90との
間を開閉するスプール弁子268と、このスプール弁子268
を開弁方向へ付勢するスプリング270とを備えており、
スプール弁子268はパイロット圧P_pに基づく閉弁方向の
付勢力がスプリング270の付勢力とが平衡する位置に作
動させられることによって第１ライン油圧Pl₁を減圧し
て、一定のパイロット圧P_pを発生させる。The first line hydraulic pressure P regulated by the first pressure regulating valve 100
The second line oil pressure Pl ₂ regulated by the _first and second pressure regulating valves 102 is supplied to one and the other of the hydraulic cylinder 70 and the hydraulic cylinder 72 by the transmission control valve device 260 in order to adjust the speed ratio of the CVT 16. Have been. Transmission control valve device
260 is constituted by a shift direction switching valve 262 and a flow rate switching valve 264. Incidentally, the pilot pressure P _p for driving them shift directional control valve 262 and the flow rate switching valve 264 is caused to occur by the pilot pressure control valve 266 is adapted to be guided by the pilot oil passage 90. The pilot pressure control valve 266 includes a spool valve element 268 that opens and closes between the first line oil path 80 and the pilot oil path 90, and a spool valve element 268.
And a spring 270 for urging the valve in the valve opening direction.
The spool valve element 268 reduces the first line hydraulic pressure Pl ₁ by operating the biasing force in the valve closing direction based on the pilot pressure P _p at a position where the biasing force of the spring 270 is balanced. Generate _p .

第９図に詳しく示すように、変速方向切換弁262は、
常閉型の第１電磁弁272によって制御されるスプール弁
であって、流量切換弁264との間を接続する２本の第１
接続路274、第２接続路276にそれぞれ連通するポート28
0a,280cと、ドレンに連通するドレンポート280bと、絞
り282を通して第１ライン油圧Pl₁が供給されるポート28
0dと、第２ライン油圧Pl₂が供給されるポート280fと、
３つのランド283a,283b,283cを有して、移動ストローク
の一端（第９図の上端）である第１位置と移動ストロー
クの他端（第９図の下端）である第２位置との間におい
て摺動可能に配置されたスプール弁子284と、このスプ
ール弁子284を第１位置に向かって付勢するスプリング2
86とを備えている。上記スプール弁子284の一端側の端
面には、第１電磁弁272がオフ状態、すなわち閉状態で
あるときに絞り288を通してパイロット油圧P_pが作用さ
せられている一方、第１電磁弁272がオン状態、すなわ
ち開状態では絞り288よりも下流が排圧されてパイロッ
ト油圧P_pが作用しない状態となる。このため、第１電磁
弁272がオン（デューティ比100％）である期間は、スプ
ール弁子284が第１位置に位置させられてポート280aと
ドレンポート280bとの間およびポート280cとポート280d
との間がそれぞれ開かれるとともに、ポート280aとポー
ト280dとの間およびポート280cとポート280fとの間がそ
れぞれ閉じられるが、第１電磁弁272がオフ（デューテ
ィ比０％）である期間は、スプール弁子284が第２位置
に位置させられてポート280aとポート280dとの間、およ
びポート280cとポート280fとの間がそれぞれ開かれると
ともに、ポート280cとポート280dとの間およびポート28
0aとドレンポート280bとの間がそれぞれ閉じられる。こ
こで、変速方向切換弁262においては、図に示すよう
に、スプール弁子284の各ランドと各ポート280a,280c,2
80b,280d,280fとの間が半開状態にて開となるようにス
プール弁子284の移動ストロークが短く設定されてお
り、応答性が改善されている。しかし、上記半開状態に
おいても作動油流量が充分に得られるように流通断面積
が設定されており、上記のように移動ストロークが短く
されていても何等差支えない。なお、本実施例における
ポート280dが第１入力ポートに、またポート280fが第２
入力ポートにそれぞれ対応する。As shown in detail in FIG. 9, the shift direction switching valve 262 is
It is a spool valve controlled by a normally-closed first solenoid valve 272, and includes two first solenoid valves connected to a flow switching valve 264.
Port 28 communicating with connection path 274 and second connection path 276, respectively
0a, 280c, a drain port 280b communicating with the drain, and a port 28 to which the first line hydraulic pressure Pl ₁ is supplied through a throttle 282.
0d, a port 280f to which the second line hydraulic pressure Pl ₂ is supplied,
With three lands 283a, 283b, 283c, between a first position which is one end of the movement stroke (upper end in FIG. 9) and a second position which is the other end of the movement stroke (lower end in FIG. 9). , And a spring 2 for urging the spool valve 284 toward the first position.
86 and. The end face of one end side of the spool 284, the first solenoid valve 272 is turned off, i.e., while the pilot pressure P _p through aperture 288 when in the closed state are allowed to act, the first solenoid valve 272 on state, that is, the pilot pressure P _p downstream is pressurized discharge than 288 stop in the open state in a state that does not act. For this reason, during the period when the first solenoid valve 272 is on (duty ratio 100%), the spool valve element 284 is located at the first position, and between the port 280a and the drain port 280b and between the port 280c and the port 280d.
Are opened, and between the ports 280a and 280d and between the ports 280c and 280f are closed. However, during the period when the first solenoid valve 272 is off (duty ratio 0%), The spool valve 284 is located at the second position to open between the port 280a and the port 280d, between the port 280c and the port 280f, and between the port 280c and the port 280d, and between the port 280c and the port 28.
The space between 0a and the drain port 280b is closed. Here, in the shift direction switching valve 262, as shown in the figure, each land of the spool valve element 284 and each port 280a, 280c, 2
The moving stroke of the spool valve element 284 is set to be short so that the spaces between 80b, 280d, and 280f are opened in a half-open state, and the responsiveness is improved. However, the flow cross-sectional area is set so that the hydraulic oil flow rate can be sufficiently obtained even in the half-open state, and the moving stroke may be shortened as described above. In this embodiment, the port 280d is the first input port, and the port 280f is the second input port.
Each corresponds to an input port.

前記流量切換弁264は、常閉型の第２電磁弁290によっ
て制御されるスプール弁であって、前記２本の第１接続
路274、第２接続路276にそれぞれ連通するポート292b、
292dと、一次側油圧シリンダ70に連通するポート292a
と、二次側油圧シリンダ72に連通するポート292cと、３
つのランド293a、293b、293cを有して、移動ストローク
の一端（第９図の上端）である第１位置と移動ストロー
クの他端（第９図の下端）である第２位置との間におい
て摺動可能に配置されたスプール弁子294と、このスプ
ール弁子294を第１位置に向かって付勢するスプリング2
96とを備えている。変速方向切換弁262の場合と同様
に、上記スプール弁子294の一端側の端面には、第２電
磁弁290のオフ状態では絞り298を通してパイロット油圧
P_pが作用させられている一方、第２電磁弁290のオン状
態、すなわち開状態では絞り298よりも下流が排圧され
てパイロット油圧P_pが作用しない状態となる。このた
め、第２電磁弁290がオンである期間は、スプール弁子2
94が第１位置に位置させられてポート292aとポート292b
との間、およびポート292cとポート292dとの間がそれぞ
れ閉じられるとともに、第２電磁弁290がオフである期
間は、スプール弁子294が第２位置に位置させられてポ
ート292aとポート292bとの間、およびポート292cとポー
ト292dとの間がそれぞれ開かれる。なお、上記第２電磁
弁290がオンである期間においてポート292aとポート292
bとの間が閉じられているが、ポート292bと292aとの間
に設けられた絞り付逆止弁299を備えたバイパス油路300
を通して僅かに連通させられている。そして、前記一次
側油圧シリンダ70は絞り304を備えた一次側油路302を介
して上記ポート292aと接続されており、二次側油圧シリ
ンダ72は二次側油路306を介して上記ポート292cと接続
されているとともに、絞り308を備えたバイパス油路310
を介して第２ライン油路82と接続されている。この流量
切換弁264においても、変速方向切換弁262と同様に、ス
プール弁子294の各ランドとポート292a,292b,292c,292d
との間が半開状態にて開となるように、スプール弁子29
4の移動ストロークが短くされている。なお、本実施例
におけるポート298aが第１出力ポートに、またポート29
2cが第２出力ポートにそれぞれ対応する。The flow switching valve 264 is a spool valve controlled by a normally-closed second solenoid valve 290, and is a port 292b that communicates with the two first connection paths 274 and the second connection path 276, respectively.
292d and a port 292a communicating with the primary hydraulic cylinder 70
Port 292c communicating with the secondary hydraulic cylinder 72;
With two lands 293a, 293b, 293c, between a first position which is one end of the movement stroke (upper end in FIG. 9) and a second position which is the other end of the movement stroke (lower end in FIG. 9). A spool valve 294 slidably disposed, and a spring 2 for urging the spool valve 294 toward a first position.
It has 96 and. As in the case of the shift direction switching valve 262, the pilot hydraulic pressure is passed through the throttle 298 when the second solenoid valve 290 is in the off state, on the one end side of the spool valve element 294.
While P _p is allowed to act, the ON state of the second solenoid valve 290, that is, the pilot pressure P _p downstream is pressurized discharge than 298 stop in the open state in a state that does not act. Therefore, while the second solenoid valve 290 is on, the spool valve 2
Port 94 is located at the first position and port 292a and port 292b
And between the port 292c and the port 292d are closed, and the spool valve element 294 is located at the second position while the second solenoid valve 290 is off, and the port 292a and the port 292b are closed. And between the ports 292c and 292d. During the period when the second solenoid valve 290 is on, the port 292a and the port 292
b, but with a non-return check valve 299 provided between the ports 292b and 292a.
Is slightly communicated through. The primary hydraulic cylinder 70 is connected to the port 292a via a primary oil passage 302 having a throttle 304, and the secondary hydraulic cylinder 72 is connected to the port 292c via a secondary oil passage 306. And a bypass oil passage 310 with a throttle 308
Is connected to the second line oil passage 82. Also in this flow rate switching valve 264, similarly to the shift direction switching valve 262, each land of the spool valve element 294 and the ports 292a, 292b, 292c, 292d
The spool valve element 29 is opened so that
4 The moving stroke has been shortened. In this embodiment, the port 298a is the first output port and the port 29
2c corresponds to each of the second output ports.

したがって、第１電磁弁272がオフである状態では、
第９図の実線に示すように、第１ライン油路80内の作動
油き絞り282、ポート280d、ポート280a、第１接続路27
4、ポート292b、ポート292a、一次側油路302、絞り304
を通して一次側油圧シリンダ70へ流入される一方、二次
側油圧シリンダ72内の作動油は、二次側油路306、ポー
ト292c、ポート292d、第２接続路276、ポート280c、ポ
ート280fを通して第２ライン油路82へ排出される。この
ため、第１ライン油路80内の作動油（Pl₁）は一次側油
圧シリンダ70へ作用させられるとともに、二次側油圧シ
リンダ72には第２ライン油路82内の作動油（Pl₂）が作
用させられるので、一次側油圧シリンダ70と二次側油圧
シリンダ72との推力の平衡状態が崩されて、CVT16の速
度比ｅは増速方向（速度比増加方向）へ変化させられ
る。Therefore, in a state where the first solenoid valve 272 is off,
As shown by the solid line in FIG. 9, the working oil restrictor 282 in the first line oil passage 80, the port 280d, the port 280a, the first connection passage 27
4, port 292b, port 292a, primary oil passage 302, restrictor 304
Hydraulic fluid in the secondary hydraulic cylinder 72 flows through the secondary hydraulic passage 306, the port 292c, the port 292d, the second connection passage 276, the port 280c, and the port 280f. It is discharged to the two-line oil passage 82. Thus, hydraulic oil in the first line oil passage 80 (Pl ₁₎ with is caused to act on the primary side hydraulic cylinder 70, the secondary-side hydraulic cylinder 72 hydraulic oil in the second line oil passage 82 (Pl ₂ ) Is applied, the thrust balance between the primary hydraulic cylinder 70 and the secondary hydraulic cylinder 72 is broken, and the speed ratio e of the CVT 16 is changed in the speed increasing direction (speed ratio increasing direction).

反対に、第１電磁弁272がオンである状態では、第９
図の破線に示すように、第１ライン油路80内の作動油は
絞り282、ポート280d、ポート280c、第２接続路276、ポ
ート292d、ポート292c、二次側油路306を通して二次側
油圧シリンダ72へ流入される一方、一次側油圧シリンダ
70内の作動油は、絞り304、一次側油路302、ポート292
a、ポート292b、第１接続路274、ポート280a、ドレンポ
ート280bを通してドレンへ排出される。このため、第１
ライン油路80内の作動油（Pl₁）は二次側油圧シリンダ7
2へ作用させられるとともに、一次側油圧シリンダ70に
は極めて低い圧が作用させられるので、一次側油圧シリ
ンダ70と二次側油圧シリンダ72との推力の平衡状態が崩
されて、CVT16の速度比ｅは減速方向（速度比減少方
向）へ変化させられる。Conversely, when the first solenoid valve 272 is on, the ninth
As shown by the dashed line in the figure, the hydraulic oil in the first line oil passage 80 passes through the throttle 282, the port 280d, the port 280c, the second connection passage 276, the port 292d, the port 292c, and the secondary oil passage 306. While flowing into the hydraulic cylinder 72, the primary hydraulic cylinder
Hydraulic oil in 70 is throttle 304, primary oil passage 302, port 292
a, the port 292b, the first connection path 274, the port 280a, and the drain port 280b are discharged to the drain. Therefore, the first
The hydraulic oil (Pl ₁ ) in the line oil passage 80 is supplied to the secondary hydraulic cylinder 7
2 and an extremely low pressure is applied to the primary hydraulic cylinder 70, so that the thrust balance between the primary hydraulic cylinder 70 and the secondary hydraulic cylinder 72 is broken, and the speed ratio of the CVT 16 is reduced. e is changed in the deceleration direction (speed ratio decreasing direction).

したがって、第１電磁弁272がオン或いはオフとされ
且つ第２電磁弁290がオン或いはオフとされると、第９
図の実線および破線に示すように流れる作動油の流量が
非抑制状態或いは抑制状態とされるので、前記CVT16の
速度比ｅは減速方向或いは増速方向において速やかに或
いは緩やかに変化させられる。また、第２電磁弁290が
連続的にオン・オフ駆動され且つそのデューティ比が制
御されることによりスプール弁子294がその移動ストロ
ータの中間位置に位置決めされると、それにともなって
CVT16の速度比ｅの変化速度が抑制される。第10図は、
上記第１電磁弁272および第２電磁弁290の駆動状態とCV
T16の変速方向および速度比ｅの変化速度との関係を示
している。Therefore, when the first solenoid valve 272 is turned on or off and the second solenoid valve 290 is turned on or off, the ninth
Since the flow rate of the working oil flowing as shown by the solid line and the broken line in the drawing is in the non-suppressed state or the suppressed state, the speed ratio e of the CVT 16 is changed quickly or slowly in the deceleration direction or the speed-up direction. Further, when the second solenoid valve 290 is continuously turned on and off and the duty ratio is controlled, the spool valve element 294 is positioned at an intermediate position of the movable strobator.
The change speed of the speed ratio e of the CVT 16 is suppressed. FIG.
The driving state and CV of the first solenoid valve 272 and the second solenoid valve 290
The relationship between the speed change direction of T16 and the changing speed of the speed ratio e is shown.

上記のように、第２電磁弁290がオンとされて、流量
切換弁264のポート292aとポート292bとの間、ポート292
cとポート292dとの間が閉じられた場合において、増速
変速の場合には、第１ライン油路80内の作動油が絞り付
逆止弁299を備えたバイパス油路300を通して一次側油圧
シリンダ70へ緩やかに供給されるとともに、二次側油圧
シリンダ72内の作動油が絞り308を備えたバイパス油路3
10を通して第２ライン油路82へ排出されるので、緩やか
に増速変速が行われる。また、減速変速の場合には、第
２ライン油路82内の作動油が絞り308を備えたバイパス
油路310を通して二次側油圧シリンダ72供給されるとと
もに、一次側油圧シリンダ70内の作動油はそのピストン
の摺動部分などに形成された図示しない隙間から緩やか
に排出されるので、緩やかな減速変速が行われる。As described above, the second solenoid valve 290 is turned on, and between the port 292a and the port 292b of the flow switching valve 264, the port 292
When the space between the port c and the port 292d is closed, in the case of a speed-up shift, the hydraulic oil in the first line oil passage 80 passes through the bypass oil passage 300 provided with the check valve 299 with a throttle to make the primary hydraulic pressure. The hydraulic oil in the secondary side hydraulic cylinder 72 is supplied slowly to the cylinder 70, and the hydraulic oil in the secondary side hydraulic cylinder 72 is
Since the oil is discharged to the second line oil passage 82 through 10, the speed increase is performed gently. In the case of the deceleration shift, the hydraulic oil in the second line oil passage 82 is supplied to the secondary hydraulic cylinder 72 through the bypass oil passage 310 provided with the throttle 308, and the hydraulic oil in the primary hydraulic cylinder 70 Is gently discharged from a gap (not shown) formed in a sliding portion of the piston or the like, so that a gradual deceleration shift is performed.

なお、上記絞り308を備えたバイパス油路310は、上記
のように、緩やかな減速変速が行われるときに二次側油
圧シリンダ72内へ作動油を補給する。また、絞り308
は、二次側油圧シリンダ72内を高圧側とする過渡的な減
速変速のとき、二次側シリンダ72内油圧P_outが逃げない
ようにするものである。The bypass oil passage 310 provided with the throttle 308 supplies hydraulic oil to the secondary hydraulic cylinder 72 when a gradual deceleration shift is performed as described above. Aperture 308
Is to prevent the hydraulic pressure _Pout in the secondary cylinder 72 from escaping during a transient deceleration shift in which the inside of the secondary hydraulic cylinder 72 is on the high pressure side.

ここで、CVT16における第１ライン油圧Pl₁には、正駆
動走行時には第11図に示すような、また、エンジンブレ
ーキ走行時には第12図に示すような油圧値が望まれる。
第11図および第12図は、いずれも入力軸38が一定の軸ト
ルクで回転させられている状態で速度比を全範囲内で変
化させたときに必要とされる油圧値を示したものであ
る。本実施例では、一次側油圧シリンダ70と二次側油圧
シリンダ72の受圧面積が等しいので、第11図の正駆動走
行時には一次側油圧シリンダ70内の油圧P_in＞二次側油
圧シリンダ72内の油圧P_out、第12図のエンジンブレーキ
走行時にはP_out＞P_inであり、いずれも駆動側油圧シリ
ンダ内油圧＞被駆動側油圧シリンダ内油圧となる。正駆
動走行時における上記P_inは駆動側の油圧シリンダの推
力を発生させるものであるので、その油圧シリンダに目
標とする速度比を得るための推力が発生し得るように、
また動力損失を少なくするために、第１ライン油圧Pl₁
は上記P_inに必要且つ充分な余裕油圧αを加えた値に調
圧することが望まれる。しかし、上記第11図および第12
図に示す第１ライン油圧Pl₁を一方の油圧シリンダ内油
圧に基づいて調圧することは不可能であり、このため、
本実施例では、前記スイッチ弁170が設けられ、P_inおよ
び第２ライン油圧Pl₂のうちの何れか高い油圧が第１調
圧弁100に供給されるようになっている。このことは、
第13図に示すような、P_inを示す曲線とP_outを示す曲線
とが交差する無負荷走行時において、第１ライン油圧Pl
₁をP_inおよびP_out（≒第２ライン油圧Pl₂）の何れか高
い油圧値に余裕値αを加えた値に制御する場合でも必要
である。Here, the first line hydraulic pressure Pl ₁ in the CVT 16 is desired to have a hydraulic pressure value as shown in FIG. 11 during forward drive traveling and as shown in FIG. 12 during engine brake traveling.
FIG. 11 and FIG. 12 show hydraulic pressure values required when the speed ratio is changed within the entire range in a state where the input shaft 38 is rotated with a constant shaft torque. is there. In this embodiment, since the pressure receiving area of the primary-side hydraulic cylinder 70 and the secondary-side hydraulic cylinder 72 is equal to, 11 view of the forward drive hydraulic pressure P _in the primary-side hydraulic cylinder 70 during travel> secondary side hydraulic cylinder 72 The hydraulic pressure P _out at the time of engine brake running in FIG. 12 _satisfies P _out > P _in , and in each case, the hydraulic pressure in the driving hydraulic cylinder> the hydraulic pressure in the driven hydraulic cylinder. Since the P _in during the positive drive running is one which generates the thrust of the drive side of the hydraulic cylinder, as the thrust to obtain the speed ratio of the target to the hydraulic cylinder can occur,
To reduce power loss, the first line hydraulic pressure Pl ₁
Be pressure regulated to a value obtained by adding and sufficient margin hydraulic α required to the P _in is desired. However, FIG. 11 and FIG.
It is impossible to adjust the first line oil pressure Pl ₁ shown in the figure based on the oil pressure in one of the hydraulic cylinders.
In this embodiment, the switch valve 170 is provided, so that any high pressure of P _in and a second line pressure Pl ₂ is supplied to the first pressure regulating valve 100. This means
13 as shown in figure, in the no-load running which is a curve showing the curve and P _out showing a P _in cross, first line pressure Pl
₁ is needed even when controlling the value obtained by adding a margin value α to any high pressure value P _in and P _out (≒ second line pressure Pl _2).

スイッチ弁170は、第１調圧弁100の室160と絞り310を
介して連通するコモンポート312と、前記一次側油路302
と連通する第１ポート314と、第２ライン油路82と連通
する第２ポート316と、コモンポート312を第１ポート31
4と接続する第１位置とコモンポート312を第２ポート31
6と接続する第２位置との間で移動させられるスプール
弁子318と、このスプール弁子318を第２位置へ向かって
付勢するスプリング319とを備えている。上記スプール
弁子318の両端面には、一次側油圧シリンダ70内の油圧P
_inおよび第２ライン油圧Pl₂がそれぞれ作用させられて
おり、油圧P_inおよび第２ライン油圧Pl₂のうちの高い油
圧が第１調圧弁100の室160に作用させられる側へ移動さ
せられる。厳密には、油圧P_inに基づく推力が第２ライ
ン油圧Pl₂に基づく推力とスプリング319の推力とを加え
たものを超えたときに油圧P_inが室160に作用させられる
が、上記スプリング319の推力は極めて小さいものであ
る。The switch valve 170 has a common port 312 communicating with the chamber 160 of the first pressure regulating valve 100 via the throttle 310, and the primary oil passage 302.
The first port 314 communicating with the first port 31, the second port 316 communicating with the second line oil passage 82, and the common port 312 are connected to the first port 31.
Connect 1st position to connect with 4 and common port 312 to 2nd port 31
The spool valve element 318 is moved between a second position connected to the spool valve 6 and a spring 319 for urging the spool valve element 318 toward the second position. The hydraulic pressure P in the primary hydraulic cylinder 70 is provided on both end surfaces of the spool valve element 318.
_in and has a second line pressure Pl ₂ is allowed to act respectively, higher ones of hydraulic P _in and a second line pressure Pl ₂ hydraulic is moved to the side to be allowed to act on the chamber 160 of the first pressure regulating valve 100. Strictly speaking, although the hydraulic pressure P _in is allowed to act on the chamber 160 when beyond those thrust based on the hydraulic pressure P _in the plus the thrust of the thrust spring 319 based on the second line pressure Pl _2, the spring 319 Has a very small thrust.

上記のように、スイッチ弁170によって一次側油圧シ
リンダ70内の油圧P_inおよび第２ライン油圧Pl₂のうちの
高い油圧が第１調圧弁100の室160に作用させられるよう
になっているので、第１ライン油圧Pl₁は、第13図に示
すように、P_inもしくは、Pl₂に略等しいP_outよりも余裕
値αだけ高い圧に制御される。このため、第１ライン油
圧Pl₁は必要かつ充分な値に制御され、動力損失が可及
的に小さくされている。因に、第13図の破線に示す第１
ライン油圧Pl₁はスイッチ弁170が設けられていない場合
のものであり、速度比ｅが低い状態では不要に大きな余
裕油圧が発生させられている。As described above, the switch valve 170 causes the higher hydraulic pressure of the hydraulic pressure Pin _{in the} primary hydraulic cylinder 70 and the second line hydraulic pressure Pl ₂ to act on the chamber 160 of the first pressure regulating valve 100. As shown in FIG. 13, the first line hydraulic pressure Pl ₁ is controlled to a pressure higher by a margin α than P _in or P _out substantially equal to Pl ₂ . For this reason, the first line hydraulic pressure Pl ₁ is controlled to a necessary and sufficient value, and the power loss is made as small as possible. The first line shown by the broken line in FIG.
The line oil pressure Pl ₁ is a case where the switch valve 170 is not provided, and when the speed ratio e is low, an unnecessarily large margin oil pressure is generated.

この余裕値αは、CVT16の速度比変化範囲全域内にお
いて所望の速度で速度比を変化させて所望の速度比を得
るに足る必要かつ充分な値であり、（２）式から明らか
なように、スロットル圧P_thに関連して第１ライン油圧P
l₁が高められている。前記第１調圧弁100の各部の受圧
面積およびスプリング144の付勢力がそのように設定さ
れているのである。このとき、第１調圧弁100により調
圧される第１ライン油圧Pl₁は、第14図に示すように、P
_inもしくはP_outとスロットル圧P_thとにしたがって増加
するが、スロットル圧P_thに対応した最大値において飽
和させられるようになっている。これにより、速度比ｅ
が最大値となって一次側可変プーリ56のＶ溝幅の減少が
機械的に阻止された状態で、一次側油圧シリンダ70内の
油圧P_inが増大しても、それよりも常に余裕値αだけ高
く制御される第１ライン油圧Pl₁の過昇圧が防止される
ようになっている。This margin value α is a necessary and sufficient value to obtain a desired speed ratio by changing the speed ratio at a desired speed within the entire range of the speed ratio change range of the CVT 16, and as apparent from the equation (2), , The first line hydraulic pressure P in relation to the throttle pressure P _th
l ₁ has been raised. The pressure receiving area of each part of the first pressure regulating valve 100 and the urging force of the spring 144 are set as such. At this time, the first line hydraulic pressure Pl ₁ regulated by the first pressure regulating valve 100 becomes, as shown in FIG.
_It increases according to _in or _Pout and the throttle pressure _Pth , but is saturated at the maximum value corresponding to the throttle pressure _Pth . Thereby, the speed ratio e
There in a state in which the reduction of the V groove width of the primary-side variable pulley 56 becomes maximum is mechanically prevented, even when increased pressure P _in the primary-side hydraulic cylinder 70 is always allowance α than the first line overboost hydraulic Pl ₁ is adapted to be prevented to be as high control.

前述の第１調圧弁100において、第１ライン油路80に
連通するポート148aからポート148bへ流出させられた作
動油、および絞り320を通して流出させられた作動油
は、クラッチ圧調圧弁322により流体継手12のロックア
ップクラッチ36を作動させるために適した圧力のクラッ
チ油圧P_cLに調圧され、ロックアップクラッチ圧油路92
に導かれるようになっている。すなわち、上記クラッチ
圧調圧弁322は、フィードバック圧としてクラッチ油圧P
_cLを受けて開弁方向に付勢されるスプール弁子324と、
このスプール弁子324を開弁方向に付勢するスプリング3
26とを備えており、スプール弁子324が上記フィードバ
ック圧に基づく推力とスプリング326の推力とが平衡す
るように作動させられてロックアップクラッチ圧油路92
内の作動油を流出させることにより、一定のクラッチ油
圧P_cLが発生させられる。クラッチ圧調圧弁322から流出
させられた作動油は、絞り328を通してトランスミッシ
ョンの各部の潤滑のために送出されるとともに、オイル
ポンプ74の吸入油路78に還流させられる。In the above-described first pressure regulating valve 100, the hydraulic oil discharged from the port 148a communicating with the first line oil passage 80 to the port 148b and the hydraulic oil discharged through the throttle 320 are fluidized by the clutch pressure regulating valve 322. The clutch oil pressure _PcL is adjusted to a pressure suitable for operating the lock-up clutch 36 of the coupling 12, and the lock-up clutch pressure oil passage 92
Is to be led to. That is, the clutch pressure regulating valve 322 serves as the feedback
a spool valve element 324 urged in the valve opening direction in response to _cL ,
A spring 3 for urging the spool valve element 324 in the valve opening direction.
26, the spool valve element 324 is operated so that the thrust based on the feedback pressure and the thrust of the spring 326 are balanced, and the lock-up clutch pressure oil passage 92 is provided.
A constant clutch oil pressure _PcL is generated by letting out the working oil in the inside. The hydraulic oil flowing out of the clutch pressure regulating valve 322 is sent out through the throttle 328 for lubrication of each part of the transmission, and is returned to the suction oil passage 78 of the oil pump 74.

上記のようにして調圧されたクラッチ油圧P_cLは、ロ
ックアップ制御弁330により流体継手12の係合側油路332
および解放側油路334へ択一的に供給され、ロックアッ
プクラッチ36が係合状態および解放状態とされるように
なっている。すなわち、ロックアップ制御弁330は、ロ
ックアップクラッチ圧油路92を上記係合側油路332およ
び解放側油路334と択一的に接続するスプール弁子336
と、スプール弁子336を解放側へ付勢するスプリング338
とを備えている。スプール弁子336の両端面にはクラッ
チ油圧P_cLがそれぞれ付与されている。このため、第３
電磁弁340がオフ状態であって閉じられているときに
は、スプール弁子336はスプリング338にしたがって解放
側へ移動させられ、ロックアップクラッチ36が解放状態
とされる。第２図のロックアップ制御弁330はこの状態
を示している。しかし、第３電磁弁340がオン状態とな
って解放されることにより絞り342よりも下流側が排圧
されると、それまでスプール弁子336のスプリング338側
の室344に作用させられていたクラッチ油圧P_CLが除去さ
れてスプール弁子336がスプリング338の付勢力に抗して
係合側へ移動させられ、ロックアップクラッチ36が係合
状態とされる。なお、ロックアップ制御弁330から流出
させられる作動油はクーラへ送出されるようになってお
り、この作動油の圧力はクーラバイパス弁346により制
御される。また、348は第１ライン油圧Pl₁の過昇圧を防
止するための安全弁である。The clutch oil pressure _PcL adjusted as described above is applied to the engagement side oil passage 332 of the fluid coupling 12 by the lockup control valve 330.
And the release side oil passage 334, so that the lock-up clutch 36 is brought into an engaged state and a released state. That is, the lock-up control valve 330 connects the lock-up clutch pressure oil passage 92 to the engagement-side oil passage 332 and the release-side oil passage 334 alternatively.
And a spring 338 for urging the spool valve element 336 toward the release side.
And A clutch oil pressure _PcL is applied to both end surfaces of the spool valve element 336, respectively. Therefore, the third
When the solenoid valve 340 is off and closed, the spool valve element 336 is moved to the release side in accordance with the spring 338, and the lock-up clutch 36 is released. The lock-up control valve 330 in FIG. 2 shows this state. However, when the third solenoid valve 340 is turned on and released to release the pressure downstream of the throttle 342, the clutch that has been acting on the chamber 344 of the spool valve element 336 on the spring 338 side up to that point is released. The hydraulic pressure _PCL is removed, the spool valve element 336 is moved toward the engagement side against the urging force of the spring 338, and the lock-up clutch 36 is engaged. The hydraulic oil flowing out of the lock-up control valve 330 is sent to a cooler, and the pressure of the hydraulic oil is controlled by a cooler bypass valve 346. Also, 348 is a safety valve for preventing excessive boosting of the first line pressure Pl _1.

第２図において、電子制御装置350は、本実施例の制
御手段として機能するものであって、第１図の油圧制御
回路における第１電磁弁272、第２電磁弁290、第３電磁
弁340を駆動することにより、CVT16の速度比ｅと流体継
手12のロックアップクラッチ36とを制御する。電子制御
装置350は、CPU、RAM、ROM等から成る所謂マイクロコン
ピュータを備えており、それには、エンジン回転速度を
検出するためのエンジン回転センサ352、CVT16の入力軸
38の回転速度を検出するための入力軸回転センサ354、C
VT16の出力軸54の回転速度を検出するための出力軸回転
センサ356、エンジン10の吸気配管に設けられたスロッ
トル弁の開度を検出するためのスロットル弁開度センサ
358、シフトレバー252の操作位置を検出するための操作
位置センサ360から、エンジン回転速度N_eを表す記号、
入力軸回転速度N_inを表す記号、出力軸回転速度N_outを
表す記号、スロットル弁開度θ_thを表す記号、シフトレ
バー252の操作位置P_sを表す記号がそれぞれ供給され
る。電子制御装置350内のCPUはRAMの一時記憶機能を利
用しつつROMに予め記憶されたプログラムに従って入力
信号を処理し、第１電磁弁272、第２電磁弁290、第３電
磁弁340を駆動するための信号を出力する。In FIG. 2, an electronic control unit 350 functions as control means of the present embodiment, and includes a first solenoid valve 272, a second solenoid valve 290, and a third solenoid valve 340 in the hydraulic control circuit of FIG. , The speed ratio e of the CVT 16 and the lock-up clutch 36 of the fluid coupling 12 are controlled. The electronic control unit 350 includes a so-called microcomputer including a CPU, a RAM, a ROM, and the like. The microcomputer includes an engine rotation sensor 352 for detecting an engine rotation speed, and an input shaft of the CVT16.
Input shaft rotation sensor 354, C for detecting the rotation speed of 38
An output shaft rotation sensor 356 for detecting the rotation speed of the output shaft 54 of the VT 16 and a throttle valve opening sensor for detecting the opening of a throttle valve provided in an intake pipe of the engine 10.
358, from the operating position sensor 360 for detecting the operating position of the shift lever 252, symbols representing the engine rotational speed N _e,
Symbols representing the input shaft rotational speed N _in, symbols representing the output shaft speed N _out, the symbol representing the throttle valve opening theta _th, symbol representing an operation position P _s of the shift lever 252 is supplied. The CPU in the electronic control unit 350 processes the input signal according to the program stored in the ROM while using the temporary storage function of the RAM, and drives the first solenoid valve 272, the second solenoid valve 290, and the third solenoid valve 340. Output a signal for performing

電子制御装置350においては、図示しないメインルー
チンが実行されることにより、初期化が行われるととも
に各センサからの入力信号等が読み込まれる一方、その
読み込まれた信号に基づいて入力軸38の回転速度N_in、
出力軸54の回転速度N_out、CVT16の速度比ｅ、車速ｖ等
が算出され、且つ入力信号条件に従って、ロックアップ
制御、CVT16の変速制御などが順次あるいは選択的に実
行される。In the electronic control unit 350, a main routine (not shown) is executed, thereby performing initialization and reading input signals from the respective sensors, and based on the read signals, the rotational speed of the input shaft 38 based on the read signals. N _in ,
The rotation speed N _out of the output shaft 54, the speed ratio e of the CVT 16 and the vehicle speed v are calculated, and the lock-up control, the shift control of the CVT 16 and the like are sequentially or selectively executed according to the input signal conditions.

上記CVT16の変速制御では、たとえば第15図に示すフ
ローチャートにしたがって制御される。ステップS1にお
いては、各センサからの入力信号等が読み込まれるとと
もに、その読み込まれた信号に基づいてエンジン10の回
転速度N_e、入力軸38の回転速度N_in、出力軸54の回転速
度N_out、スロットル弁開度θ_thが算出され、ステップS2
において、それらからCVT16の速度比ｅ（＝N_out／
N_in）、車速ｖ等が算出される。ステップS3において
は、エンジン10の最小燃費率および運転性が得られるよ
うに予め求められた関係から上記スロットル弁開度θ_th
および車速ｖに基づいて目標速度比e^*が決定される。こ
の関係は、たとえばスロットル弁開度θ_thが表す要求出
力をエンジン10の最小燃費率曲線上で発生させるための
ものであり、上記関係から車速ｖおよびスロットル弁開
度θ_thに基づいて一義的に決定されるエンジン回転速度
（入力軸回転速度）が目標回転速度N_in ^*となり、このN
_in ^*値を実現するように目標速度比e^*が決定される。な
お、上記関係は、関数式またはデータマップの形態にて
ROM内に予め記憶されている。また、上記関係は予め複
数種類記憶されており、シフトレバー252の操作位置
（D,S）に基づいて選択されるようになっている。In the shift control of the CVT 16, the control is performed, for example, according to a flowchart shown in FIG. In step S1, together with the input signal from each sensor is read, the rotational speed N _e of the engine 10 based on the read signal, the rotational speed N _in of the input shaft 38, the rotational speed N _out of the output shaft 54 , The throttle valve opening θ _th is calculated, and step S2
At which the speed ratio e of the CVT 16 (= N _out /
N _in ), vehicle speed v, etc. are calculated. In step S3, the throttle valve opening degree θ _{th is} determined based on a relationship determined in advance to obtain the minimum fuel efficiency and the drivability of the engine 10.
The target speed ratio e ^* is determined based on the vehicle speed v. This relationship is, for example, intended for a required output represented by the throttle opening theta _th generated on minimum fuel consumption curve of the engine 10, uniquely based on the vehicle speed v and the throttle valve opening theta _th from the relationship The engine rotation speed (input shaft rotation speed) determined to be the target rotation speed N _in ^* , and this N
_The target speed ratio e ^* is determined so as to realize the _in ^* value. The above relationship is expressed in the form of a function expression or data map.
It is stored in the ROM in advance. Further, a plurality of the above relationships are stored in advance, and are selected based on the operation position (D, S) of the shift lever 252.

そして、ステップS5では、ステップS4において求めら
れた制御偏差（e^*−ｅ）が正であるか否かが判断され、
その制御偏差（e^*−ｅ）を解消する方向に実際の速度比
ｅを変化させるためのステップS5aまたはS5bが実行され
る。ステップS5での判断が肯定された場合には、ステッ
プS5aにおいて第１電磁弁272がオフ状態とされてCVT16
の増速シフトが実行され、実際の速度比ｅが増加させら
れる。しかし、ステップS5での判断が否定された場合に
は、ステップS5bにおいて第１電磁弁272がオン状態とさ
れてCVT16の減速シフトが実行され、実際の速度比ｅが
減少させられるのである。Then, in step S5, it is determined whether or not the control deviation (e ^* −e) obtained in step S4 is positive.
Step S5a or S5b for changing the actual speed ratio e in a direction to eliminate the control deviation (e ^* -e) is executed. If the determination in step S5 is affirmative, the first solenoid valve 272 is turned off in step S5a and the CVT 16
Is executed, and the actual speed ratio e is increased. However, if the determination in step S5 is denied, the first solenoid valve 272 is turned on in step S5b, the deceleration shift of the CVT 16 is executed, and the actual speed ratio e is reduced.

ステップS6では、流量制御値V₀がたとえば次式（３）
に従って求められる。In step S6, the flow control value V ₀ is calculated, for example, by the following equation (3)
Is required in accordance with

V₀＝ｋ・｜e^*−e| ・・・（３） また、ステップS7では、上記流量制御値V₀が出力され
て第２電磁弁290が駆動される。この流量制御値V₀はた
とえばデューティ比に対応したものであり、予め定めら
れたデューティ周波数にてデューティ比を連続的に変化
させた駆動信号が第２電磁弁290に供給される。そし
て、上記のようなステップが繰り返し実行されることに
より、CVT16の速度比ｅが車両の走行状態に関連して最
適値に制御されるのである。V ₀ = k · | e ^* −e | (3) In step S7, the flow control value V ₀ is output, and the second solenoid valve 290 is driven. The flow control value V ₀ corresponds to, for example, a duty ratio, and a drive signal whose duty ratio is continuously changed at a predetermined duty frequency is supplied to the second solenoid valve 290. Then, by repeatedly executing the above-described steps, the speed ratio e of the CVT 16 is controlled to an optimum value in relation to the running state of the vehicle.

なお、図示しないロックアップクラッチ制御では、車
速ｖが予め定められた一定の値、たとえば30km/h以上と
なったときにロックアップクラッチ36が係合させられ
る。In the lock-up clutch control (not shown), the lock-up clutch 36 is engaged when the vehicle speed v becomes equal to or more than a predetermined constant value, for example, 30 km / h.

上述のように、本実施例によれば、第１調圧弁100お
よび第２調圧弁102により第１ライン油圧Pl₁および第２
ライン油圧Pl₂が用意されるので、その第１ライン油圧P
l₁に対応した油圧が一次側油圧シリンダ70および二次側
油圧シリンダ72の一方へ供給され且つ他方から第２ライ
ン油路82またはドレンへ排出される。したがって、一次
側油圧シリンダ70および二次側油圧シリンダ72の推力比
変化範囲が充分に得られるので、一次側油圧シリンダ70
の受圧面積を大きくしなくても充分な速度比変化範囲が
得られるとともに、一次側油圧シリンダ70の受圧面積を
大きくすることに起因する変速応答性および運転性の低
下が解消される。As described above, according to the present embodiment, the first line pressure Pl ₁ and the second line pressure Pl _{1 are} controlled by the first pressure regulating valve 100 and the second pressure regulating valve 102.
Since the line pressure Pl ₂ is prepared, the first line pressure P
The hydraulic pressure corresponding to l ₁ is supplied to one of the primary hydraulic cylinder 70 and the secondary hydraulic cylinder 72 and discharged from the other to the second line oil passage 82 or the drain. Accordingly, a sufficient thrust ratio change range between the primary hydraulic cylinder 70 and the secondary hydraulic cylinder 72 can be obtained.
Thus, a sufficient speed ratio change range can be obtained without increasing the pressure receiving area, and the reduction in shift response and drivability caused by increasing the pressure receiving area of the primary hydraulic cylinder 70 is eliminated.

また、第１調圧弁100をエンジン10の要求出力（≒ス
ロットル弁開度θ_th）と関連させて作動させることによ
り、第１ライン油圧Pl₁は変速比変化速度de/dtが充分に
得られかつ動力損失が生じないように必要かつ充分な値
に制御されるとともに、第２調圧弁102を実際の速度比
ｅや伝達トルク（≒スロットル弁開度θ_th）と関連させ
て作動させることにより第２ライン油圧Pl₂は伝動ベル
トの滑りが生じない範囲で必要かつ充分な値に制御され
るので、オイルポンプ74の駆動に関係した車両の動力損
失が大幅に軽減される利点がある。By operating the first pressure regulating valve 100 in association with the required output of the engine 10 (≒ throttle valve opening θ _th ), the first line hydraulic pressure Pl ₁ can sufficiently obtain the speed ratio change speed de / dt. By controlling the second pressure regulating valve 102 in relation to the actual speed ratio e and the transmission torque (≒ throttle valve opening θ _th ) while controlling the value to a necessary and sufficient value so as not to cause a power loss. Since the second line hydraulic pressure Pl ₂ is controlled to a necessary and sufficient value within a range in which the transmission belt does not slip, there is an advantage that the power loss of the vehicle related to driving of the oil pump 74 is greatly reduced.

しかも、変速制御弁装置260が、２位置に位置させら
れる変速方向切換弁262と２位置またはその間に位置さ
せられる流量切換弁264とから構成されているので、リ
ニヤソレノイドを備えた変速制御弁を用いる場合に比較
して、作動油に混在する鉄粉、塵などの影響を受け難く
なって速度比制御作動の信頼性が向上し、また、リニヤ
ソレノイドや弁子を円滑に移動させるための高い加工精
度が不要となるので装置が安価となる。In addition, since the shift control valve device 260 is constituted by the shift direction switching valve 262 located at the two positions and the flow rate switching valve 264 located at the two positions or between the two, the shift control valve having the linear solenoid can be used. Compared to the case of using hydraulic oil, it is less susceptible to the effects of iron powder and dust mixed in the hydraulic oil, improving the reliability of the speed ratio control operation, and increasing the linear solenoid and valve to move smoothly. Since the processing accuracy is not required, the apparatus is inexpensive.

また、前記のように、変速制御弁装置260において変
速方向切換弁262のスプール弁子284および流量切換弁26
4のスプール弁子294がそれぞれ３つのランドを備えた形
状とされて全長が短くなっているため、摺動抵抗が小さ
くなって、スプール弁子284および294の固着が発生し難
くなるとともに作動が安定し、また、スプール弁子284
および294が軽量となって作動の応答性が高められる。
特に、流量切換弁264においてはデューティ制御の周波
数の上限値が高められる利点がある。しかも、上記のよ
うにスプール弁子284および294の全長が短くされるた
め、弁の寸法が小さくなって他の油路の取り廻しが容易
となるとともに、その製作に際しての加工性が高められ
て弁が安価となる。Further, as described above, in the shift control valve device 260, the spool valve element 284 of the shift direction switching valve 262 and the flow switching valve 26
Since the spool valve elements 294 have a shape with three lands and a short overall length, the sliding resistance is reduced, so that the spool valve elements 284 and 294 are hardly fixed and the operation is improved. Stable and also spool valve 284
And 294 are lighter and the responsiveness of operation is enhanced.
In particular, the flow switching valve 264 has an advantage that the upper limit of the frequency of the duty control is increased. Moreover, since the total length of the spool valve elements 284 and 294 is shortened as described above, the dimensions of the valve are reduced, so that it is easy to handle other oil passages, and the workability in manufacturing the valve is enhanced, Is cheaper.

また、本実施例によれば、第１ライン油圧Pl₁は、車
両のスロットル弁開度θ_thと一次側油圧シリンダ内油圧
P_inおよび第２ライン油圧Pl₂のうちの高圧側油圧とに基
づいて調圧されるので、第13図に示すように、無負荷走
行においても必要かつ充分な値に制御される。Further, according to the present embodiment, the first line hydraulic pressure Pl ₁ is determined by the throttle valve opening θ _th of the vehicle and the hydraulic pressure in the primary hydraulic cylinder.
Since the pressure is adjusted based on the high pressure side hydraulic of P _in and a second line pressure Pl _2, as shown in FIG. 13, is controlled to a necessary and sufficient value even in no-load running.

また、本実施例によれば、第１ライン油圧Pl₁が前述
の（２）式にしたがって作動する第１調圧弁100によっ
て調圧されるので、第14図に示すように、車両のスロッ
トル弁開度θ_thと一次側油圧シリンダ内油圧P_in関連し
た最大値以上の増加が阻止される。このため、偏差（e^*
−ｅ）が解消される前に一次側可変プーリ56のＶ溝幅の
減少が機械的に阻止されても、第１ライン油圧Pl₁が過
度に昇圧することが防止される。Further, according to the present embodiment, the first line hydraulic pressure Pl ₁ is regulated by the first pressure regulating valve 100 which operates according to the above-mentioned equation (2), and therefore, as shown in FIG. opening theta _th and associated maximum increase or more primary-side hydraulic cylinder in the hydraulic P _in is prevented. Therefore, the deviation (e ^*
Also reduction of V groove width of the primary-side variable pulley 56 before -e) is eliminated is mechanically blocked, the first line pressure Pl ₁ is prevented from being excessively boosted.

また、本実施例によれば、第１ライン油圧Pl₁を調圧
するためにオーバフロー形式の第１調圧弁100が配設さ
れ、第１ライン油圧Pl₁を減圧して第２ライン油圧Pl₂を
発生させる減圧弁形式の第２調圧弁102が配設されると
ともに、第１調圧弁100から溢れ出た作動油がオーバフ
ロー形式のクラッチ圧調圧弁322によりクラッチ油圧P_cL
に調圧されるようになっている。このため、たとえば共
に減圧弁形式の第１調圧弁と第２調圧弁とが直列に連結
される形式の油圧回路と比較して、第１ライン油圧Pl₁
が第２ライン油圧Pl₂の影響を受けることがなく、独立
に調圧され得る。このため、第１ライン油圧Pl₁が必要
かつ充分な値に制御され得て、動力損失が軽減される。Further, according to this embodiment, the first pressure regulating valve 100 of the overflow format for applying the first line pressure Pl ₁ tone is disposed, the second line pressure Pl ₂ and the first line pressure Pl ₁ vacuo A second pressure regulating valve 102 of a pressure reducing valve type to be generated is disposed, and the hydraulic oil overflowing from the first pressure regulating valve 100 is _supplied to a clutch hydraulic pressure P _cL by a clutch pressure regulating valve 322 of an overflow type.
The pressure is adjusted. Therefore, for example, compared to a hydraulic circuit in which a first pressure regulating valve and a second pressure regulating valve, both of which are of the pressure reducing type, are connected in series, the first line pressure Pl ₁
Can be independently adjusted without being affected by the second line oil pressure Pl ₂ . For this reason, the first line hydraulic pressure Pl ₁ can be controlled to a necessary and sufficient value, and power loss is reduced.

以上、本発明の一実施例を図面に基づいて説明した
が、本発明はその他の態様においても適用される。As mentioned above, although one Example of this invention was described based on drawing, this invention is applied also in another aspect.

たとえば、前述の実施例においては第１接続路274と
一次側油路302との間に絞り付逆止弁299を備えたバイパ
ス油路300が設けられているが、第16図に示すように、
除去されても差支えない。上記バイパス油路300は流量
切換弁264が閉じられて緩やかな増速変速が行われると
きに第１ライン油路80からの作動油を一次側油圧シリン
ダ70へ導くものであるが、その作動油の流量が抑制され
るように第２電磁弁290が高いデューティ比にて駆動す
ることにより、バイパス油路300の機能に替えることが
できる。しかし、バイパス油路300は、緩やかな増速変
速時において第２電磁弁290のオンオフ駆動を不要とし
てその耐久性を高める効果を生じる。For example, in the above-described embodiment, the bypass oil passage 300 having the check valve 299 with a throttle is provided between the first connection passage 274 and the primary oil passage 302, as shown in FIG. ,
It can be removed. The bypass oil passage 300 guides hydraulic oil from the first line oil passage 80 to the primary hydraulic cylinder 70 when the flow rate switching valve 264 is closed and a gradual speed-up shift is performed. By driving the second solenoid valve 290 at a high duty ratio so as to suppress the flow rate of the oil, the function of the bypass oil passage 300 can be replaced. However, the bypass oil passage 300 does not require the on / off drive of the second solenoid valve 290 at the time of gradual speed-up shifting, and thus has the effect of increasing the durability.

また、前述の実施例の変速方向切換弁262および流量
切換弁264において、スプール弁子284および294の両端
面にパイロット油圧P_pを作用させるとともに、たとえば
スプリング286および296が配置された側の端面に作用し
ているパイロット油圧P_pを第１電磁弁272および第２電
磁弁290によって排圧することによりそれらスプール弁
子284および294を駆動するようにしてもよいのである。In the shift direction switching valve 262 and the flow rate switching valve 264 of the above-described embodiment, the pilot oil pressure Pp acts on both end faces of the spool valve _elements 284 and 294, and, for example, the end face on the side where the springs 286 and 296 are disposed. it's may be driven them spool 284 and 294 by pressure ejection through and have pilot hydraulic P _p of the first electromagnetic valve 272 and the second solenoid valve 290 acts on.

また、変速方向切換弁262および流量切換弁264におい
て、所謂直動型電磁弁と同様に、スプール弁子284およ
び294を直接駆動するソレノイドを設けてもよい。Further, in the shift direction switching valve 262 and the flow rate switching valve 264, a solenoid that directly drives the spool valve elements 284 and 294 may be provided, similarly to a so-called direct-acting solenoid valve.

また、前述の実施例では、スロットル弁開度検知弁18
0によって発生させられたスロットル圧P_thが用いられて
いたが、ディーゼルエンジンを搭載した車両などのよう
にスロットル弁を用いない形式の車両では、アクセルペ
ダル操作量に対応した油圧を用いればよい。このような
場合は、たとえば、前述の実施例のカム184をアクセル
ペダルの踏み込みに伴って回転させるようにアクセルペ
ダルと機械的に関連させればよい。In the above-described embodiment, the throttle valve opening detection valve 18
Although the throttle pressure P _th generated by 0 is used, in a vehicle that does not use a throttle valve, such as a vehicle equipped with a diesel engine, a hydraulic pressure corresponding to the accelerator pedal operation amount may be used. In such a case, for example, the cam 184 of the above-described embodiment may be mechanically associated with the accelerator pedal so as to rotate as the accelerator pedal is depressed.

また、前述の実施例におけるCVT16の変速制御では、
目標速度比e^*に実際の速度比ｅが一致するように速度比
ｅを調節するように制御されているが、目標回転速度N
_in ^*に実際の入力軸回転速度N_inが一致するように制御さ
れてもよいのである。Further, in the shift control of the CVT 16 in the above-described embodiment,
The speed ratio e is controlled so that the actual speed ratio e matches the target speed ratio e ^*.
_It may be controlled so that the actual input shaft rotation speed N _in matches _in ^* .

また、前述の実施例において、パイロット圧制御弁26
6によって発生させられているパイロット圧P_pに替え
て、クラッチ油圧P_cLを用いてもよい。この場合はパイ
ロット圧制御弁266が不要となり、油圧回路をより安価
に構成することができる。In the above-described embodiment, the pilot pressure control valve 26
6 in place of the pilot pressure P _p being is generated by, it may be used clutch oil pressure P _cL. In this case, the pilot pressure control valve 266 becomes unnecessary, and the hydraulic circuit can be configured at lower cost.

また、前述の実施例におけるスイッチ弁170は、一次
側油圧シリンダ70内油圧P_inと第２ライン油圧Pl₂のうち
の高圧側油圧を第１調圧弁100に供給するよう構成され
ていたが、二次側油圧シリンダ72内油圧P_outを油路306
からスイッチ弁170の第２ポート316へ導くことにより第
２ライン油圧Pl₂に替えてP_outを用いてもよい。The switch valve 170 in the embodiment described above has been configured to supply the high-pressure-side hydraulic of the primary-side hydraulic cylinder 70 hydraulic P _in the second line pressure Pl ₂ to the first pressure regulating valve 100, Hydraulic pressure P _out in secondary side hydraulic cylinder 72 to oil passage 306
It may be used P _out instead of the second line pressure Pl ₂ by directing to the second port 316 of the switch valve 170 from.

また、前述の実施例では、流体継手12とCVT16の入力
軸38との間に前後進切換装置14が設けられていたが、第
17図に示すように、CVT16の出力軸54と中間ギア装置18
との間に設けられていてもよいのである。図において、
前後進切換装置370は、ダブルピニオン形式の遊星歯車
機構であって、出力軸54と同心に設けられた中間軸372
に固定されたキャリア374により回転可能に支持され且
つ互いに噛み合う一対の遊星ギア376および378と、CVT1
6の出力軸54に固定され且つ内周側の遊星ギア376と噛み
合うサンギア380と、外周側の遊星ギア378と噛み合うリ
ングギア382と、リングギア382の回転を停止させるため
の後進用ブレーキ384と、上記キャリア374とCVT16の出
力軸54とを連結する前進用クラッチ386とを備えてい
る。Further, in the above-described embodiment, the forward / reverse switching device 14 is provided between the fluid coupling 12 and the input shaft 38 of the CVT 16;
As shown in FIG. 17, the output shaft 54 of the CVT 16 and the intermediate gear device 18
And may be provided between them. In the figure,
The forward / reverse switching device 370 is a double pinion type planetary gear mechanism, and includes an intermediate shaft 372 provided concentrically with the output shaft 54.
A pair of planetary gears 376 and 378 rotatably supported by and engaged with each other by a carrier 374 fixed to the CVT 1;
6, a sun gear 380 fixed to the output shaft 54 and meshing with the inner planetary gear 376, a ring gear 382 meshing with the outer planetary gear 378, and a reverse brake 384 for stopping rotation of the ring gear 382. And a forward clutch 386 for connecting the carrier 374 and the output shaft 54 of the CVT 16.

また、上記前後進切換装置370は、前進２段以上のギ
ア段を備えていても差支えない。The forward / reverse switching device 370 may have two or more forward gears.

また、前述の実施例の流体継手12に替えて、電磁クラ
ッチ、湿式クラッチなどの他の形式の継手が用いられ得
る。Further, instead of the fluid coupling 12 of the above-described embodiment, another type of coupling such as an electromagnetic clutch and a wet clutch may be used.

なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施例であ
り、本発明はその精神を逸脱しない範囲において種々変
更が加えられ得るものである。The above is merely an example of the present invention, and the present invention can be variously modified without departing from the spirit thereof.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

第１図は第２図の装置を作動させるための油圧制御装置
を詳細に示す回路図である。第２図は本発明の一実施例
の車両に備えられた動力伝達装置を示す骨子図である。
第３図は第１図の第２調圧弁を詳しく示す図である。第
４図は第１図の第１調圧弁を詳しく示す図である。第５
図は第１図のスロットル弁開度検知弁の出力特性を示す
図である。第６図は第１図の速度比検知弁の出力特性を
示す図である。第７図は第３図の第２調圧弁の出力特性
を示す図である。第８図は第２ライン油圧の理想特性を
示す図である。第９図は第１図の変速制御弁装置の構成
を詳しく示す図である。第10図は、第９図の変速制御弁
装置における第１電磁弁および第２電磁弁の作動状態と
第２図のCVTのシフト状態との関係を説明する図であ
る。第11図、第12図、第13図は、第２図のCVTの速度比
と各部の油圧値との関係を説明する図であって、第11図
は正トルク走行状態、第12図はエンジンブレーキ走行状
態、第13図は無負荷走行状態をそれぞれ示す図である。
第14図は、第４図の第１調圧弁において一次側油圧シリ
ンダ内油圧または第２ライン油圧に対する出力特性を示
す図である。第15図は、第２図の制御装置の作動を説明
するフローチャートである。第16図は本発明の他の実施
例における第９図に相当する図である。第17図は本発明
の他の実施例における動力伝達機構を説明する図であ
る。 16:CVT（ベルト式無段変速機） 56,58:可変プーリ 60:伝動ベルト 70,72:油圧シリンダ（油圧アクチュエータ） 80:第１ライン油路、82:第２ライン油路 100:第１調圧弁、102:第２調圧弁 260:変速制御弁装置 262:変速方向切換弁 264:流量切換弁、272:第１電磁弁 274:第１接続路、276:第２接続路 280d:ポート（第１入力ポート） 280f:ポート（第２入力ポート） 283a,283b,283c:ランド 284:スプール弁子 290:第２電磁弁 292a:ポート（第１出力ポート） 292c:ポート（第２出力ポート） 293a,293b,293c:ランド 294:スプール弁子 300:バイパス油路 310:バイパス油路FIG. 1 is a circuit diagram showing in detail a hydraulic control device for operating the device of FIG. FIG. 2 is a skeleton view showing a power transmission device provided in a vehicle according to one embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a diagram showing the second pressure regulating valve of FIG. 1 in detail. FIG. 4 is a diagram showing the first pressure regulating valve of FIG. 1 in detail. Fifth
The figure shows the output characteristics of the throttle valve opening detection valve of FIG. FIG. 6 is a diagram showing output characteristics of the speed ratio detection valve of FIG. FIG. 7 is a diagram showing output characteristics of the second pressure regulating valve of FIG. FIG. 8 is a diagram showing ideal characteristics of the second line hydraulic pressure. FIG. 9 is a diagram showing the configuration of the transmission control valve device of FIG. 1 in detail. FIG. 10 is a view for explaining the relationship between the operating state of the first solenoid valve and the second solenoid valve in the shift control valve device of FIG. 9 and the shift state of the CVT of FIG. 11, 12, and 13 are diagrams for explaining the relationship between the speed ratio of the CVT of FIG. 2 and the hydraulic pressure of each part. FIG. 11 shows a positive torque running state, and FIG. FIG. 13 is a diagram showing an engine brake running state, and FIG. 13 is a diagram showing a no-load running state.
FIG. 14 is a diagram showing output characteristics of the first pressure regulating valve of FIG. 4 with respect to the hydraulic pressure in the primary hydraulic cylinder or the second line hydraulic pressure. FIG. 15 is a flowchart illustrating the operation of the control device in FIG. FIG. 16 is a view corresponding to FIG. 9 in another embodiment of the present invention. FIG. 17 is a diagram illustrating a power transmission mechanism according to another embodiment of the present invention. 16: CVT (belt type continuously variable transmission) 56, 58: Variable pulley 60: Transmission belt 70, 72: Hydraulic cylinder (hydraulic actuator) 80: 1st line oil passage, 82: 2nd line oil passage 100: 1st line Pressure regulating valve, 102: second pressure regulating valve 260: shift control valve device 262: shift direction switching valve 264: flow rate switching valve, 272: first solenoid valve 274: first connection path, 276: second connection path 280d: port ( First input port) 280f: Port (second input port) 283a, 283b, 283c: Land 284: Spool valve 290: Second solenoid valve 292a: Port (first output port) 292c: Port (second output port) 293a, 293b, 293c: Land 294: Spool valve 300: Bypass oil passage 310: Bypass oil passage

Claims (4)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞ
れ設けられた一対の可変プーリ間に巻き掛けられた伝動
ベルトと、該一対の可変プーリの有効径を変更する一対
の油圧アクチュエータとを備えた車両用ベルト式無段変
速機において、 油圧源から供給される作動油を、第１ライン油圧および
該第１ライン油圧よりも相対的に低圧な第２ライン油圧
にそれぞれ調圧する第１調圧弁および第２調圧弁と、 前記第１ライン油圧を導く第１ライン油路を前記一対の
油圧アクチュエータの一方と連通させると同時に前記第
２ライン油圧を導く第２ライン油路を該一対の油圧アク
チュエータの他方と連通させる状態と、該第２ライン油
路または大気を該一対の油圧アクチュエータの一方と連
通させると同時に前記第１ライン油路を該一対の油圧ア
クチュエータの他方と連通させる状態との２位置に位置
させられる変速方向切換弁と、該変速方向切換弁の作動
に従って、前記一対の油圧アクチュエータの一方または
他方へ流入させられる作動油の流量、或いは該一対の油
圧アクチュエータの他方または一方から流出させられる
作動油の流量を抑制する状態と抑制しない状態との２位
置またはその間に位置させられる流量切換弁と、を備
え、前記ベルト式無段変速機の速度比を変化させる変速
制御弁装置と、 を含み、 前記変速方向切換弁と流量切換弁とが１対の第１接続路
および第２接続路にて連結されるとともに、該変速方向
切換弁が、前記第１ライン油路と連通する第１入力ポー
トと、前記第２ライン油路と連通する第２入力ポート
と、ドレンに連通するドレンポートと、３つのランドを
有して摺動可能に設けられ、前記第１接続路を該ドレン
ポートおよび第１入力ポートへ択一的に連通させ、前記
第２接続路を該第１入力ポートおよび第２入力ポートに
択一的に連通させるスプール弁子とを備えたものであ
り、 前記流量切換弁が、前記１対の油圧アクチュエータのう
ちの一次側油圧アクチュエータと連通する第１出力ポー
トと、前記１対の油圧アクチュエータのうちの二次側油
圧アクチュエータと連通する第２出力ポートと、３つの
ランドを有して摺動可能に設けられ、該第１出力ポート
と前記第１接続路との間、および該第２出力ポートと前
記第２接続路との間をそれぞれ開閉するスプール弁子と
を備えたことを特徴とする車両用ベルト式無段変速機の
油圧制御装置。1. A transmission belt wound around a pair of variable pulleys provided on a primary rotation shaft and a secondary rotation shaft, and a pair of hydraulic actuators for changing an effective diameter of the pair of variable pulleys. In the belt type continuously variable transmission for a vehicle, the hydraulic oil supplied from the hydraulic pressure source is adjusted to a first line oil pressure and a second line oil pressure relatively lower than the first line oil pressure. A pressure regulating valve and a second pressure regulating valve, and a first line oil passage for leading the first line oil pressure is communicated with one of the pair of hydraulic actuators, and a second line oil passage for leading the second line oil pressure is connected to the pair of hydraulic actuators. A state in which the second line oil passage or the atmosphere is communicated with one of the pair of hydraulic actuators, and a state in which the first line oil passage is communicated with the pair of hydraulic actuators. A shift direction switching valve located at two positions, a state in which the shift direction switching valve is in communication with the other of the hydraulic actuators, and a flow rate of hydraulic oil that flows into one or the other of the pair of hydraulic actuators, The belt-type continuously variable transmission, comprising: a flow rate switching valve positioned between two positions, a state in which a flow rate of hydraulic oil flowing out from the other or one of the pair of hydraulic actuators is suppressed and a state in which the flow rate is not suppressed. A shift control valve device for changing a speed ratio, wherein the shift direction switching valve and the flow rate switching valve are connected by a pair of first connection path and a second connection path, and the shift direction switching valve is A first input port communicating with the first line oil passage, a second input port communicating with the second line oil passage, a drain port communicating with the drain, and three lands. The first connection path is selectively connected to the drain port and the first input port, and the second connection path is selectively connected to the first input port and the second input port. A spool valve element that is in fluid communication with the first hydraulic port, wherein the flow rate switching valve communicates with a primary hydraulic actuator of the pair of hydraulic actuators; A second output port communicating with the secondary-side hydraulic actuator, slidably provided with three lands, between the first output port and the first connection path, and between the first output port and the first connection path; A hydraulic control device for a vehicle belt-type continuously variable transmission, comprising: a spool valve element that opens and closes a port between the port and the second connection path. 【請求項２】前記変速制御弁装置は、前記第１制御路と
前記流量切換弁の第１出力ポートとの間に、流通制限方
向が該第１接続路に向かう方向の絞り付逆止弁を備えた
バイパス油路を有するものである特許請求の範囲第１項
に記載の車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。2. The check valve according to claim 1, wherein the flow control direction is directed toward the first connection path between the first control path and the first output port of the flow rate switching valve. 2. The hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1, wherein the hydraulic control device has a bypass oil passage provided with: 【請求項３】前記変速制御弁装置は、前記変速方向切換
弁の第２入力ポートと前記流量切換弁の第２出力ポート
との間に、絞りを備えたバイパス油路を有するものであ
る特許請求の範囲第１項に記載の車両用ベルト式無段変
速機の油圧制御装置。3. The shift control valve device according to claim 1, further comprising a bypass oil passage provided with a throttle between a second input port of the shift direction switching valve and a second output port of the flow rate switching valve. The hydraulic control apparatus for a vehicle belt-type continuously variable transmission according to claim 1. 【請求項４】前記変速方向切換弁のスプール弁子は前記
ベルト式無段変速機の速度比を減速側へ変化させる位置
に向かってスプリングの付勢力を受けており、前記流量
切換弁のスプール弁子は、前記第１出力ポートと前記第
１接続路との間、および該第２出力ポートと前記第２接
続路との間をそれぞれ閉じる側に向かってスプリングの
付勢力を受けており、上記変速方向切換弁のスプール弁
子および流量切換弁のスプール弁子は、絞りを通して供
給されるパイロット油圧が作用されることにより前記ス
プリングの付勢力に抗してそれぞれ駆動されるととも
に、常閉型の第１電磁弁および第２電磁弁が開かれて上
記絞りよりも下流側が排圧されることにより上記スプリ
ングの付勢力に従って移動させられるものである特許請
求の範囲第１項に記載の車両用ベルト式無段変速機の油
圧制御装置。4. The spool valve of the flow rate switching valve receives a biasing force of a spring toward a position for changing a speed ratio of the belt type continuously variable transmission to a speed reduction side. The valve element receives a biasing force of a spring toward a side that closes between the first output port and the first connection path and between the second output port and the second connection path, The spool valve element of the shift direction switching valve and the spool valve element of the flow rate switching valve are respectively driven against the urging force of the spring by the action of pilot hydraulic pressure supplied through a throttle, and are normally closed. The first solenoid valve and the second solenoid valve are opened and the downstream side of the throttle is exhausted to be moved in accordance with the urging force of the spring. Hydraulic control device for a vehicular belt-type continuously variable transmission.