JP2701475B2 - Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles - Google Patents
Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehiclesInfo
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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.
従来の技術 車両の動力伝達経路に介挿されて、エンジンの回転を
無段階に変速して駆動輪へ伝達するための車両用無段変
速機が知られている。たとえば、一対の可変プーリに巻
き掛けられた伝動ベルトを介して動力が伝達され、その
可変プーリの有効径が変更されることにより速度比が変
更される一方、伝動ベルトの係合圧力、すなわち可変プ
ーリにおける挟圧力を発生させる油圧シリンダに供給さ
れる制御油圧に応じて動力伝達容量が調節される形式の
ベルト式無段変速機がそれである。そして、上記のよう
なベルト式無段変速機では、伝動ベルトの摩擦力に基づ
いて動力が伝達されるため、その伝動ベルトに対する挟
圧力を必要かつ充分に制御することにより、動力損失を
軽減し且つ耐久性を高めることが望まれる。2. Description of the Related Art There is known a continuously variable transmission for a vehicle that is inserted into a power transmission path of a vehicle to continuously change the rotation of an engine and transmit the rotation to drive wheels. For example, power is transmitted through a transmission belt wound around a pair of variable pulleys, and the speed ratio is changed by changing the effective diameter of the variable pulley, while the engagement pressure of the transmission belt, This is a belt-type continuously variable transmission in which the power transmission capacity is adjusted according to the control oil pressure supplied to a hydraulic cylinder that generates a squeezing force on a pulley. In the belt-type continuously variable transmission as described above, power is transmitted based on the frictional force of the power transmission belt. Therefore, the power loss is reduced by controlling the clamping pressure on the power transmission belt as necessary and sufficiently. Further, it is desired to increase the durability.
このため、通常、ベルト式無段変速機の入力トルクお
よび速度比に応じた大きさの制御油圧が調圧弁により調
圧されて油圧シリンダへ供給されるようになっており、
しかも、出力軸あるいは入力軸とともに回転する油圧シ
リンダ内に発生する遠心油圧に基づく伝動ベルトの挟圧
力の増加分を補償するために、その油圧シリンダととも
に回転してその油圧シリンダの挟圧力を低減させる方向
の補償用推力を発生させることにより挟圧力を補償する
補償油室を設けるとともに、それら油圧シリンダと補償
油室との受圧面積差に基づいて補償油室が発生させる補
償用推力が不足することを解消するために、油圧シリン
ダへ供給される制御油圧をその油圧シリンダの回転速度
の上昇に関連して低下させる油圧制御装置が提案されて
いる。たとえば特開昭63−30641号公報の第１図および
第２図に記載された油圧制御装置がそれである。For this reason, normally, a control hydraulic pressure of a magnitude corresponding to the input torque and the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission is regulated by the pressure regulating valve and supplied to the hydraulic cylinder,
In addition, in order to compensate for an increase in the squeezing force of the transmission belt based on the centrifugal oil pressure generated in the hydraulic cylinder rotating with the output shaft or the input shaft, the squeezing force of the hydraulic cylinder is reduced by rotating with the hydraulic cylinder. A compensating oil chamber that compensates for squeezing pressure by generating a compensating thrust in the direction is provided, and the compensating oil chamber generates insufficient compensating thrust based on the pressure receiving area difference between these hydraulic cylinders and the compensating oil chamber. In order to solve the problem, there has been proposed a hydraulic control device that reduces a control hydraulic pressure supplied to a hydraulic cylinder in association with an increase in the rotation speed of the hydraulic cylinder. For example, the hydraulic control device described in FIGS. 1 and 2 of JP-A-63-30641 is such a device.
発明が解決すべき課題 ところで、上記従来の油圧制御装置においては、油圧
シリンダへ供給される制御油圧はリリーフ形式の調圧弁
により制御されているため、回転速度に応じて変化させ
られる制御圧は、所定の範囲内に制限される。すなわ
ち、制御圧の最高値は調圧弁へ供給される油圧源の出力
圧以上にはならず、また制御圧の最低値は調圧弁の制御
可能範囲の最低値により制限されるのである。このた
め、車速に関連して上記制御圧を減少補正しようとする
ときに上記のように制御圧の変化が制限されると、制御
圧が十分に低下せず、油圧シリンダ内の遠心油圧に起因
する挟圧力の増加分を十分に補償できず、動力損失の低
下や伝動ベルトの耐久性が充分に得られない場合があっ
た。Problems to be Solved by the Invention Incidentally, in the above conventional hydraulic control device, since the control oil pressure supplied to the hydraulic cylinder is controlled by a relief type pressure regulating valve, the control pressure changed according to the rotation speed is: It is restricted within a predetermined range. That is, the maximum value of the control pressure does not exceed the output pressure of the hydraulic pressure source supplied to the pressure regulating valve, and the minimum value of the control pressure is limited by the minimum value of the controllable range of the pressure regulating valve. For this reason, if the control pressure is limited as described above when the control pressure is to be reduced and corrected in relation to the vehicle speed, the control pressure does not decrease sufficiently, and the control pressure is not reduced sufficiently due to the centrifugal hydraulic pressure in the hydraulic cylinder. In some cases, the increase in the squeezing pressure cannot be sufficiently compensated, and the power loss may be reduced and the durability of the transmission belt may not be sufficiently obtained.
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、調圧弁による制御圧の調
圧範囲が制限されても、油圧シリンダ内の遠心油圧に起
因する挟圧力の増加分を十分に補償できる油圧制御装置
を提供することにある。The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to reduce the clamping pressure caused by the centrifugal oil pressure in the hydraulic cylinder even if the pressure adjustment range of the control pressure by the pressure adjustment valve is limited. An object of the present invention is to provide a hydraulic control device that can sufficiently compensate for the increase.
課題を解決するための手段 かかる目的を達成するための本発明の要旨とするとこ
ろは、入力軸および出力軸にそれぞれ設けられた一対の
入力側可変プーリおよび出力側可変プーリと、それら一
対の入力側可変プーリおよび出力側可変プーリに巻き掛
けられた伝動ベルトの有効径を変化させる一対の入力側
油圧シリンダおよび出力側油圧シリンダとを備え、その
伝動ベルトを介して入力軸から出力軸へ動力を伝動する
車両用ベルト式無段変速機において、その伝動ベルトに
対する挟圧力を制御するための油圧制御装置であって、
（ａ）前記出力側油圧シリンダよりも小さい受圧面積を
備え、前記挟圧力を減少させるためにその出力側油圧シ
リンダの挟圧力と反対向きの補償用推力を発生させるた
めの油密な補償用油室と、（ｂ）車速の上昇に関連して
前記補償用油室内に供給する油圧を高めるとともに、前
記出力側油圧シリンダ内に供給する油圧を低下させる補
償油圧供給手段とを、含むことにある。Means for Solving the Problems To achieve the above object, the gist of the present invention is to provide a pair of input-side variable pulleys and an output-side variable pulley provided on an input shaft and an output shaft, respectively, and the pair of input-side variable pulleys. A pair of input-side hydraulic cylinders and an output-side hydraulic cylinder that change the effective diameter of the transmission belt wound around the output-side variable pulley and the output-side variable pulley. Power is transmitted from the input shaft to the output shaft via the transmission belt. In a transmission belt-type continuously variable transmission for a vehicle, a hydraulic control device for controlling a clamping force on the transmission belt,
(A) An oil-tight compensating oil having a pressure receiving area smaller than that of the output side hydraulic cylinder and generating a compensating thrust in the direction opposite to the clamping pressure of the output side hydraulic cylinder in order to reduce the clamping pressure. And (b) compensating hydraulic pressure supply means for increasing the hydraulic pressure supplied to the compensating oil chamber in association with an increase in vehicle speed and decreasing the hydraulic pressure supplied to the output side hydraulic cylinder. .
作用および発明の効果 このようにすれば、補償用油室内に発生する遠心油圧
に基づく補償用推力により伝動ベルトに対する挟圧力が
基本的に補償される一方、出力側油圧シリンダと出力側
油圧シリンダよりも小さい受圧面積を備えた補償用油室
との受圧面積差に起因する上記補償用推力の不足を補う
ための制御圧の低下が調圧弁の調圧範囲の下限によって
制限されても、補償油圧供給手段により、車速の上昇に
関連してその補償用油室内に供給される油圧が高められ
るとともに前記出力側油圧シリンダ内に供給される油圧
が低下させられるので、油圧シリンダ内の遠心油圧に起
因する挟圧力の増加分が好適に相殺される。このため、
油圧シリンダ内の遠心油圧に起因する挟圧力の増加分を
好適に補償でき、精度の高い挟圧力制御ができるのであ
る。In this way, the clamping pressure on the transmission belt is basically compensated by the compensating thrust based on the centrifugal oil pressure generated in the compensation oil chamber, while the output hydraulic cylinder and the output hydraulic cylinder Even if the control pressure for compensating for the lack of the compensating thrust caused by the pressure receiving area difference from the compensating oil chamber having a small pressure receiving area is limited by the lower limit of the pressure regulating range of the pressure regulating valve, the compensation hydraulic The supply means increases the hydraulic pressure supplied to the compensating oil chamber in association with the increase in the vehicle speed and reduces the hydraulic pressure supplied to the output side hydraulic cylinder. The increase in the squeezing pressure is preferably offset. For this reason,
The increase in the squeezing pressure due to the centrifugal oil pressure in the hydraulic cylinder can be suitably compensated, and the squeezing pressure can be controlled with high accuracy.
実施例 以下、本発明の一実施例を示す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図は、FF式車両の動力伝達装置を説明する骨子図
である。図において、エンジン10の動力は、トルクコン
バータ12、前後進切換装置14、ベルト式無段変速機16、
減速ギヤ装置18、および差動歯車装置20を経て一対の前
輪22へ伝達されるようになっている。上記トルクコンバ
ータ12は、クランク軸24に連結されたポンプ羽根車26
と、前後進切換装置14と連結されたタービン羽根車28
と、一方向クラッチを介して固定されているステータ30
とから構成されている。なお、上記トルクコンバータ12
に替えて、フルードカップリング、電磁クラッチ、摩擦
クラッチなどのクラッチが用いられてもよい。FIG. 2 is a skeleton view illustrating a power transmission device of an FF type vehicle. In the figure, the power of an engine 10 is a torque converter 12, a forward / reverse switching device 14, a belt-type continuously variable transmission 16,
The power is transmitted to the pair of front wheels 22 via the reduction gear device 18 and the differential gear device 20. The torque converter 12 includes a pump impeller 26 connected to a crankshaft 24.
And a turbine impeller 28 connected to the forward / reverse switching device 14.
And the stator 30 fixed via a one-way clutch
It is composed of The torque converter 12
Instead, a clutch such as a fluid coupling, an electromagnetic clutch, or a friction clutch may be used.
上記前後進切換装置14は、図示しない遊星歯車装置、
前進用クラッチ、後進用フレーキなどを備えており、図
示しない油圧回路からの油圧信号に従ってトルクコンバ
ータ12のタービン羽根車28から入力されたトルクを正回
転方向あるいは逆回転方向に切り換えて、ベルト式無段
変速機16の入力軸32へ伝達する。ベルト式無段変速機16
は、入力軸32および出力軸34に設けられた一対の可変プ
ーリ36および38と、それら可変プーリ36および38に巻き
掛けられて動力を伝達する伝動ベルト40とを備えてい
る。この伝動ベルト40はベルト式無段変速機16の伝動部
材として機能するものであり、伝動ベルト40の張力、換
言すれば可変プーリ38の伝動ベルト40に対する挟圧力に
したがって伝動容量が決定される。The forward / reverse switching device 14 is a not-shown planetary gear device,
A forward clutch, a reverse brake and the like are provided, and the torque input from the turbine impeller 28 of the torque converter 12 is switched in the forward rotation direction or the reverse rotation direction in accordance with a hydraulic signal from a hydraulic circuit (not shown), and the belt type is provided. The power is transmitted to the input shaft 32 of the step transmission 16. Belt-type continuously variable transmission 16
Has a pair of variable pulleys 36 and 38 provided on the input shaft 32 and the output shaft 34, and a transmission belt 40 wound around the variable pulleys 36 and 38 to transmit power. The transmission belt 40 functions as a transmission member of the belt-type continuously variable transmission 16, and the transmission capacity is determined according to the tension of the transmission belt 40, in other words, the clamping force of the variable pulley 38 on the transmission belt 40.
本実施例の油圧回路の要部は、第１図に示すように構
成されており、可変プーリ36のＶ溝幅を変更する入力側
油圧シリンダ42内の作動油容積が変速制御弁44により変
化させられて可変プーリ36のＶ溝幅が変更されることに
より、ベルト式無段変速機16の速度比ｅ（＝出力軸回転
速度Nout/入力軸回転速度Nin）が変更されるようになっ
ている。また、ベルト式無段変速機16の出力側油圧シリ
ンダ46には、専ら伝動ベルト40の張力を制御するため
に、ライン圧調圧弁48により調圧されたライン圧Plが常
時作用されるようになっている。本実施例では、ライン
圧Plが伝動ベルト40の張力を制御するための制御油圧と
して機能している。また、上記ライン圧調圧弁48は、ラ
イン油路78から戻り油路82への作動油漏出量を調節する
ことによりライン圧Plを調圧するリリーフ形式の調圧弁
であり、その構造上の理由から最低調圧値Plminから最
高調圧値Plmaxまでの調圧範囲内においてライン圧Plを
調圧する。The essential part of the hydraulic circuit according to the present embodiment is configured as shown in FIG. 1, and the hydraulic oil volume in the input side hydraulic cylinder 42 for changing the V-groove width of the variable pulley 36 is changed by the shift control valve 44. The speed ratio e (= output shaft rotation speed N out / input shaft rotation speed N in ) of the belt-type continuously variable transmission 16 is changed by changing the V-groove width of the variable pulley 36. Has become. Further, the line pressure Pl regulated by the line pressure regulating valve 48 is always applied to the output side hydraulic cylinder 46 of the belt type continuously variable transmission 16 in order to exclusively control the tension of the transmission belt 40. Has become. In the present embodiment, the line pressure Pl functions as a control oil pressure for controlling the tension of the transmission belt 40. The line pressure regulating valve 48 is a relief type pressure regulating valve that regulates the line pressure Pl by adjusting the amount of hydraulic oil leaking from the line oil passage 78 to the return oil passage 82. The line pressure Pl is adjusted within a pressure adjustment range from the minimum pressure adjustment value Pl min to the maximum pressure adjustment value Pl max .
第１図に詳しく示すように、出力軸34は図示しないト
ランスアクスルハウジングにベアリング52を介して回転
可能に支持されており、その出力軸34には、可変プーリ
38を構成する固定ディスク54および可動ディスク56が設
けられている。すなわち、出力軸34には、固定ディスク
54が固設されているとともに、可動ディスク56が軸方向
の移動可能且つ軸まわりの回転不能に設けられている。
上記固定ディスク54および可動ディスク56間のＶ溝に伝
動ベルト40が巻き掛けられているのである。As shown in detail in FIG. 1, the output shaft 34 is rotatably supported by a transaxle housing (not shown) via a bearing 52. The output shaft 34 has a variable pulley
A fixed disk 54 and a movable disk 56 which constitute 38 are provided. That is, the output shaft 34 has a fixed disk
A movable disk 56 is provided so as to be movable in the axial direction and non-rotatable around the axis.
The transmission belt 40 is wound around the V groove between the fixed disk 54 and the movable disk 56.
上記可動ディスク56は軸方向へ同心に突き出す内周円
筒部58および外周円筒部60とを備えており、その内周円
筒部58の内周面に形成されたスプライン歯と出力軸34の
外周面に形成されたスプライン歯とがスプライン嵌合さ
れているとともに、上記外周円筒部60の端部には内周側
へ向かう内向フランジ部62が形成されている。また、出
力軸34には、外周面において前記内向フランジ62の内周
端縁と摺動可能に接触する有底円筒部64と、この有底円
筒部64の開口端縁から外周側へ突き出す外周フランジ部
66とから成るシリンダ部材68が固設されている。これに
より、上記可動ディスク56とシリンダ部材68との間に
は、専ら伝動ベルト40に対する挟圧力を発生させるため
の比較的油密な第１油室70が形成され、また、シリンダ
部材68と外周円筒部60および内向フランジ部62との間に
は、専ら第１油室70内に発生する遠心油圧に起因する挟
圧力Ｗの増加を補償する反対向きの力を発生させるため
の油密な第２油室72が形成されている。73は、たとえば
Ｏリングなどにより構成されるシール部材である。The movable disk 56 includes an inner cylindrical portion 58 and an outer cylindrical portion 60 that protrude concentrically in the axial direction. Spline teeth formed on the inner circumferential surface of the inner cylindrical portion 58 and the outer circumferential surface of the output shaft 34. The spline teeth formed on the outer cylindrical portion 60 are spline-fitted, and an inward flange portion 62 is formed at the end of the outer peripheral cylindrical portion 60 toward the inner peripheral side. The output shaft 34 has a bottomed cylindrical portion 64 slidably in contact with the inner peripheral edge of the inward flange 62 on the outer peripheral surface, and an outer periphery protruding from the open edge of the bottomed cylindrical portion 64 to the outer peripheral side. Flange part
A fixed cylinder member 68 is provided. As a result, a relatively oil-tight first oil chamber 70 is formed between the movable disk 56 and the cylinder member 68 for exclusively generating a clamping force on the transmission belt 40. An oil-tight seal between the cylindrical portion 60 and the inward flange portion 62 for generating an opposing force for compensating for an increase in the squeezing pressure W caused solely by the centrifugal oil pressure generated in the first oil chamber 70. Two oil chambers 72 are formed. Reference numeral 73 denotes a seal member formed of, for example, an O-ring.
したがって、出力側油圧シリンダ46は、第１油室70に
対応した第１受圧面積A1、すなわち外周円筒部60の内径
を外径とし且つ出力軸34の外径を内径とする円環状の受
圧面積とこれに作用するライン圧Plとに基づく推力で伝
動ベルト40を挟圧するが、第２油室72に対応した第２受
圧面積A2、すなわち外周円筒部60の内径を外径とし且つ
有底円筒部64の外径を内径とする円環状の受圧面積A2と
これに作用する補償圧力Pl（P2）とに基づく補償用推力
が発生させられた場合には、その補償用推力により伝動
ベルト40に対する挟圧力Ｗが低下させられる。すなわ
ち、（A1−A2）×Plに基づいて伝動ベルト40に対する挟
圧力Ｗが決定されるのである。本実施例では、上記第２
油室72が、伝動ベルト40に対する挟圧力Ｗを車速の上昇
に応じて減少させるために、その挟圧力と反対向きの補
償用推力を発生させる補償用油室として機能している。Therefore, the output side hydraulic cylinder 46 has a first pressure receiving area A 1 corresponding to the first oil chamber 70, that is, an annular pressure receiving area having the outer diameter of the outer cylindrical portion 60 and the inner diameter of the output shaft 34. The power transmission belt 40 is pinched by a thrust based on the area and the line pressure Pl acting on the transmission pressure, but the second pressure receiving area A 2 corresponding to the second oil chamber 72, that is, the inner diameter of the outer cylindrical portion 60 is set as the outer diameter and If the compensating thrust based on the compensation pressure Pl acting (P 2) of the outer diameter to an annular pressure receiving area a 2 of the inner diameter of the bottomed cylindrical portion 64 is allowed to occur, due to the compensating thrust The clamping pressure W on the transmission belt 40 is reduced. That is, the clamping pressure W on the transmission belt 40 is determined based on (A 1 −A 2 ) × Pl. In this embodiment, the second
The oil chamber 72 functions as a compensating oil chamber that generates a compensating thrust in the direction opposite to the clamping pressure in order to decrease the clamping pressure W on the transmission belt 40 as the vehicle speed increases.
オイルポンプ74は、エンジン10によって回転駆動され
ることにより、オイルタンク76内に還流した作動油をラ
イン油路78へ圧送する。ライン圧調圧弁48は、後述の電
子制御装置80からの指令信号に従って戻り油路82への作
動油漏出量を変化させてライン圧Plを調圧する。このラ
イン圧Plは、前記変速制御弁44へ供給される一方、通常
時位置の切換弁86と出力軸34内に設けられた油路84とを
通して第１油室70へ常時供給されている。また、切換弁
86は、第１油室70をライン油路78へ接続し且つ第２油室
72を戻り油路82へ接続する通常時位置と、第２油室72を
ライン油路78へ接続し且つ第１油室70を戻り油路82に接
続する補償時位置とに切り換えられ得るように構成され
ており、電子制御装置80により通常時位置に位置させら
れたときには、第２油室72内の受圧面に後述の潤滑油圧
P0を作用させるが、補償時位置に位置させられたときに
は、第１油室70を戻り油路82へ連通させて第１油室70内
の油圧P1をそれまでのライン圧Plから潤滑油圧Poへ低下
させる一方、切換弁86、出力軸34内に設けられた油路8
8、およびシリンダ部材68内に形成された油路90を通し
て第２油室72内の受圧面にライン圧Plを作用させ、第２
油室72内の圧力P2をそれまでの圧力P0からPlへ高める。
したがって、本実施例では、上記切換弁86などが、補償
用油室である第２油室72内へ補償用油圧であるライン圧
Plを供給することにより車速の上昇に関連してその第２
油室72内の油圧を高めるとともに、第１油室70内の油圧
を低下させる補償油圧制御手段として機能している。The oil pump 74 is rotationally driven by the engine 10 to pump the hydraulic oil recirculated into the oil tank 76 to the line oil passage 78 under pressure. The line pressure regulating valve 48 regulates the line pressure Pl by changing the amount of hydraulic oil leaked to the return oil passage 82 according to a command signal from an electronic control device 80 described later. The line pressure Pl is supplied to the shift control valve 44, while being constantly supplied to the first oil chamber 70 through the switching valve 86 at the normal position and the oil passage 84 provided in the output shaft 34. Switching valve
86 connects the first oil chamber 70 to the line oil passage 78 and the second oil chamber
The normal position in which the second oil chamber 72 is connected to the return oil path 82 and the compensation position in which the second oil chamber 72 is connected to the line oil path 78 and the first oil chamber 70 is connected to the return oil path 82 can be switched. When the electronic control unit 80 is located at the normal position, the lubricating oil pressure described below is applied to the pressure receiving surface in the second oil chamber 72.
P 0 is actuated, but when it is positioned at the compensation position, the first oil chamber 70 is communicated with the return oil path 82 to lubricate the oil pressure P 1 in the first oil chamber 70 from the line pressure Pl up to that point. while reducing the pressure P o, the switching valve 86, the oil passage provided in the output shaft 34 8
8, the line pressure Pl is applied to the pressure receiving surface in the second oil chamber 72 through the oil passage 90 formed in the cylinder member 68,
Increasing the pressure P 2 in the oil chamber 72 from the pressure P 0 so far to Pl.
Therefore, in the present embodiment, the switching valve 86 and the like are supplied into the second oil chamber 72, which is a compensation oil chamber, by the line pressure that is the compensation oil pressure.
Supplying Pl in conjunction with increasing vehicle speed
It functions as compensation oil pressure control means for increasing the oil pressure in the oil chamber 72 and decreasing the oil pressure in the first oil chamber 70.
また、上記ライン圧調圧弁48および切換弁86から戻り
油路82へ流出した作動油の一部は逆止弁92を通してオイ
ルタンク76へ還流させられるが、上記作動油の他の一部
は、図示しないオイルクーラへ供給されるとともに、潤
滑油として図示しない軸受部などへ供給されるようにな
っている。上記逆止弁92は、オイルクーラや軸受部など
へ油を送出するために戻り油路82内の油圧をライン圧Pl
よりも充分に低く且つ大気圧よりも僅かに高い一定の潤
滑油圧P0を発生させるためのものである。A part of the hydraulic oil flowing out of the line pressure regulating valve 48 and the switching valve 86 to the return oil passage 82 is returned to the oil tank 76 through the check valve 92. The oil is supplied to an oil cooler (not shown), and is supplied to a bearing (not shown) as lubricating oil. The check valve 92 controls the oil pressure in the return oil passage 82 to the line pressure Pl to send oil to an oil cooler, a bearing, and the like.
It is intended to generate a slightly higher constant lubricant pressure P 0 than sufficiently low and the atmospheric pressure than.
電子制御装置80はCPU、ROM、RAMなどを含む所謂マイ
クロコンピュータであって、CPUはRAMの一時記憶機能を
利用しつつ予めROMに記憶されたプログラムに従って入
力信号を処理し、変速制御弁44、ライン圧調圧弁48、切
換弁86の作動を制御する。電子制御装置80は、たとえ
ば、スロットルセンサ94から要求出力量に対応したスロ
ットル弁開度θを読み込む一方、入力軸回転センサ96お
よび出力軸回転センサ98から入力軸32および出力軸34の
回転速度を読み込み、出力軸34の回転速度に基づいて車
速Ｖを算出するとともに、入力軸32および出力軸34の回
転速度に基づいてベルト式無段変速機16の速度比ｅを算
出する。The electronic control unit 80 is a so-called microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, and the like.The CPU processes an input signal according to a program stored in a ROM in advance while using a temporary storage function of the RAM, and controls the shift control valve 44, The operation of the line pressure regulating valve 48 and the switching valve 86 is controlled. The electronic control unit 80 reads, for example, the throttle valve opening θ corresponding to the required output amount from the throttle sensor 94, and detects the rotation speeds of the input shaft 32 and the output shaft 34 from the input shaft rotation sensor 96 and the output shaft rotation sensor 98. The vehicle speed V is calculated based on the rotational speeds of the read and output shafts 34, and the speed ratio e of the belt-type continuously variable transmission 16 is calculated based on the rotational speeds of the input shaft 32 and the output shaft 34.
ベルト式無段変速機16の速度比制御において、電子制
御装置80は、たとえば燃費および運転性を考慮した最適
曲線に沿ってエンジン10が作動するように予め求められ
た関係から実際のスロットル弁開度θおよび車速Ｖに基
づいて目標回転速度Nin ＊を決定し、実際の入力軸回転
速度Ninが目標回転速度Nin ＊と一致するように変速制御
弁44を駆動して速度比を制御する。また、ライン圧制御
では、電子制御装置80は、たとえば伝動ベルト40が必要
かつ充分な張力となるように予め求められた関係から実
際のスロットル弁開度θおよび速度比ｅに基づいてライ
ン圧調圧弁48を駆動し、オイルポンプ74の回転駆動に関
する動力損失を可及的に小さくする。このときのベルト
挟圧力Ｗは、主として第１油室70の受圧面積A1とその第
１油室70内に作用するライン圧Plに基づいて決定され
る。しかも、このライン圧制御においては、速度比ｅが
継続的に最増速側の値となっている高速走行時におい
て、予め定められた関係から車速Ｖの増大とともにライ
ン圧Plを減少させるようにライン圧調圧弁48を駆動し、
第１油室70と第２油室72との受圧面積差（A1−A2）に起
因する伝動ベルト40に対する補償推力の不足が解消され
るようになっている。さらに、電子制御装置80は、車速
Ｖが予め定められた判断基準値V2を超えたか否かを判断
し、超えない場合には第１図のように切換弁86を通常時
位置に位置させて第１油室70内をライン圧Plとし且つ第
２油室72内を補償油圧Poとするが、超えた場合には切換
弁86を補償時位置に位置させて第１油室70内を潤滑油圧
Poとし且つ第２油室72内をライン圧Plとすることによ
り、伝動ベルト40に対する挟圧力を減少させる。このと
きのベルト挟圧力Ｗは、主として第１油室70の受圧面積
A1に作用する潤滑油圧Poに基づく推力から第２油室72と
の受圧面積A2に作用するライン圧Plに基づく補償用推力
を差し引いた値となる。In the speed ratio control of the belt-type continuously variable transmission 16, the electronic control unit 80 controls the actual throttle valve opening based on a relationship determined in advance so that the engine 10 operates along an optimal curve in consideration of fuel efficiency and drivability. The target rotation speed N in * is determined based on the degree θ and the vehicle speed V, and the speed control valve 44 is driven to control the speed ratio so that the actual input shaft rotation speed N in matches the target rotation speed N in *. I do. In the line pressure control, the electronic control unit 80 adjusts the line pressure based on the actual throttle valve opening θ and the speed ratio e based on a relationship previously determined so that the transmission belt 40 has a necessary and sufficient tension. By driving the pressure valve 48, the power loss related to the rotational driving of the oil pump 74 is reduced as much as possible. The belt clamping force W of time is determined based on the line pressure Pl acting primarily pressure receiving area A 1 of the first oil chamber 70 and a first oil chamber 70. Moreover, in this line pressure control, the line pressure Pl is decreased with the increase of the vehicle speed V from a predetermined relationship during high-speed running in which the speed ratio e is continuously the value of the maximum speed. Drive the line pressure regulating valve 48,
The shortage of the compensation thrust for the transmission belt 40 due to the pressure receiving area difference (A 1 −A 2 ) between the first oil chamber 70 and the second oil chamber 72 is eliminated. Furthermore, the electronic control unit 80 determines whether the vehicle speed V exceeds the determination reference value V 2 to a predetermined, if not exceeded positions the selector valve 86 as shown in Figure 1 during normal position The pressure in the first oil chamber 70 is set to the line pressure Pl and the pressure in the second oil chamber 72 is set to the compensating oil pressure Po. Lubrication oil pressure
By setting Po and the line pressure Pl in the second oil chamber 72, the clamping pressure on the transmission belt 40 is reduced. The belt clamping pressure W at this time is mainly the pressure receiving area of the first oil chamber 70.
A value obtained by subtracting the compensating thrust based on the line pressure Pl acting on the pressure receiving area A 2 between the thrust from the second oil chamber 72 based on the lubricating oil Po acting on the A 1.
以下、本実施例の作用効果を説明する。 Hereinafter, the operation and effect of the present embodiment will be described.
速度比ｅが継続的に最増速側の値となっている車両の
高速走行時においては、前記のように、予め定められた
関係から車速Ｖの増大とともにライン圧Plを減少させる
ようにライン圧調圧弁48が駆動され、第１油室70と第２
油室72との受圧面積差に起因する伝動ベルト40に対する
補償力の不足が解消されるようになっている。第３図の
車速V1に至るまでのライン圧Plの変化はこの状態を示し
ている。At the time of high-speed running of a vehicle in which the speed ratio e is continuously the value on the highest speed side, as described above, the line pressure Pl is decreased so as to decrease the line pressure Pl as the vehicle speed V increases from the predetermined relationship. The pressure regulating valve 48 is driven, and the first oil chamber 70 and the second
Insufficiency of the compensating force for the transmission belt 40 due to the pressure receiving area difference from the oil chamber 72 is eliminated. Changes in line pressure Pl until the vehicle speed V 1 of the Figure 3 shows this state.
車速ＶがV1に到達すると、ライン圧Plはリリーフ式の
ライン圧調圧弁48の構造により決定される調圧範囲の下
限値Plminに制限されて、それ以上低下できない。この
ため、車速ＶがV1を超えると、ライン圧Plは第３図のV1
からV2までの間に示すようにそのままの値Plminである
が、ベルト挟圧力Ｗは第４図に示すように遠心油圧の増
大とともに増大し始める。しかし、車速ＶがV2に到達す
ると、前述のように切換弁86が補償時位置に切り換えら
れるので、第１油室70内がライン圧Plから潤滑油圧Poへ
低下させられると同時に、第２油室72内が潤滑油圧Poか
らライン圧Plへ高められて、伝動ベルト40に対する挟圧
力が減少させられる。そして、これ以後には、電子制御
装置80からの指令にしたがってライン圧Plが車速の増大
とともに高められるので、第２油室72内の受圧面積A2と
これに作用するライン圧Plとに基づく補償推力が高めら
れて、ベルト挟圧力Ｗが車速Ｖの上昇に拘わらず、一定
に維持される。第４図のV2以降はこの状態を示してい
る。When the vehicle speed V reaches V 1, the line pressure Pl is limited to the lower limit value Pl min pressure regulating range determined by the structure of the line pressure regulating valve 48 of the relief type, it can not be reduced further. Therefore, when the vehicle speed V exceeds V 1, V 1 of the line pressure Pl is Figure 3
It is a raw value Pl min as shown until V 2 from the belt squeezing force W begins to increase with increasing centrifugal hydraulic pressure as shown in Figure 4. However, when the vehicle speed V reaches V 2, since the switching valve 86 as described above is switched to the compensation for position, when the first oil chamber 70 is lowered from the line pressure Pl to lubricant pressure Po at the same time, the second The pressure in the oil chamber 72 is increased from the lubricating oil pressure Po to the line pressure Pl, and the clamping pressure on the transmission belt 40 is reduced. Then, in the this since, since the line pressure Pl in accordance with a command from the electronic control unit 80 is increased with increasing vehicle speed, based on the line pressure Pl acting to the pressure receiving area A 2 of the second oil chamber 72 The compensation thrust is increased, and the belt clamping pressure W is kept constant irrespective of the increase in the vehicle speed V. V 2 and subsequent FIG. 4 shows this state.
従って、本実施例によれば、車速Ｖが上昇してV2を超
えると、切換弁86によって第１油室70内油圧P1がライン
圧Plから潤滑油圧Poへ低下させられると同時に、第２油
室72内油圧P2が潤滑油圧Poからライン圧Plへ高められ
て、伝動ベルト40に対する挟圧力が目標値W0まで減少さ
せられるので、第１油室70と第２油室72の受圧面積差
（A1−A2）に起因する補償用推力の不足を補うためのラ
イン圧Plの低下がライン圧調圧弁48の調圧範囲の下限に
よって制限されても、出力側油圧シリンダ46内の遠心油
圧に起因する挟圧力Ｗの増加が好適に相殺されるので、
出力側油圧シリンダ46内の遠心油圧に起因する挟圧力Ｗ
の増加を好適に補償でき、精度の高い挟圧力制御ができ
るとともに、動力損失の低下や伝動ベルトの耐久性が充
分に得られる。Therefore, according to this embodiment, when it exceeds V 2 vehicle speed V rises, the oil pressure P 1 is the change-over valve 86 in the first oil chamber 70 is lowered from the line pressure Pl to lubricant pressure Po at the same time, the The hydraulic pressure P 2 in the second oil chamber 72 is increased from the lubricating oil pressure Po to the line pressure Pl, and the clamping pressure on the transmission belt 40 is reduced to the target value W 0, so that the first oil chamber 70 and the second oil chamber 72 Even if the reduction of the line pressure Pl for compensating for the shortage of the compensating thrust caused by the pressure receiving area difference (A 1 −A 2 ) is limited by the lower limit of the pressure regulation range of the line pressure regulating valve 48, the output side hydraulic cylinder 46 Since the increase in the squeezing pressure W due to the centrifugal oil pressure in the inside is suitably offset,
Nipping pressure W due to centrifugal oil pressure in output side hydraulic cylinder 46
Can be suitably compensated for, and the pinching pressure can be controlled with high accuracy, and the power loss can be reduced and the durability of the transmission belt can be sufficiently obtained.
因に、第５図および第６図は、車速ＶがV2以上になっ
ても第２油室72へのライン圧Plの供給がない従来の場合
を示している。第５図の斜線は、遠心油圧に基づく挟圧
力Ｗの増加を補償するためにライン圧Plを低下させるべ
き領域を示しているが、調圧範囲の下限Plminにより制
限されている。第６図の斜線は、第１油室70内に発生す
る遠心油圧に基づいて発生し、車速Ｖに伴って増加する
過剰なベルト挟圧力Ｗを示している。In this connection, FIG. 5 and FIG. 6 shows a case where the vehicle speed V is conventionally not supplied line pressure Pl to the second oil chamber 72 even if the V 2 or more. The shaded area in FIG. 5 indicates a region in which the line pressure Pl should be reduced in order to compensate for an increase in the clamping pressure W based on the centrifugal oil pressure, but is limited by the lower limit Pl min of the pressure regulation range. 6 indicates an excessive belt clamping pressure W that is generated based on the centrifugal oil pressure generated in the first oil chamber 70 and increases with the vehicle speed V.
次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の
説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符
号を付して説明を省略する。また、以下の実施例のブロ
ック線図において電子制御装置80および変速制御弁44が
省略されている。Next, another embodiment of the present invention will be described. In the following description, the same parts as those in the above-described embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted. Further, the electronic control unit 80 and the shift control valve 44 are omitted in the block diagrams of the following embodiments.
第７図の実施例は、第８図の２点鎖線に示すように車
速Ｖに関連して変化しないライン圧Plよりも低く且つ車
速V2のときに極大値を示す油圧PDを電子制御装置80の指
令に従って発生させる第２の調圧弁100が第１図の油圧
回路に加えられることにより構成されている。これによ
り、切換弁86が通常時位置に切り換えられている状態で
は、第１油室70内の油圧P1がライン圧Plとされ且つ第２
油室72内の油圧P2が上記油圧PDとされるが、補償時位置
に切り換えられている状態では、第１油室70内の油圧P1
が上記油圧PDとされ且つ第２油室72内の油圧P2がライン
圧Plとされる。本実施例によれば、第８図に示すよう
に、ライン圧Plは車速Ｖに拘わらず一定に制御される
が、油圧PDは車速ＶがV2に至るまで上昇し、車速ＶがV2
に至りPl≒PDとなった後には下降するように制御される
ので、ベルト挟圧力Ｗが必要かつ充分な目標圧力W0に維
持される利点がある。本実施例によれば、遠心油圧に基
づく挟圧力Ｗの増加が補償されるように、車速Ｖが前記
V2に至る前から油圧PDが連続的に高められている一方、
ライン圧Plは車速に関わらず変化せずライン圧調圧弁48
の調圧範囲の下限Plminよりも充分に大きい値に維持さ
れている。なお、上記ライン圧Plおよび油圧PDは、第９
図に示すように制御されても同様の効果が得られる。Example of FIG. 7, the electronic control oil pressure P D indicating the maximum value when and the vehicle speed V 2 lower than the line pressure Pl unchanged in relation to the vehicle speed V as shown in two-dot chain line in FIG. 8 A second pressure regulating valve 100 generated according to a command from the device 80 is added to the hydraulic circuit of FIG. Thus, in a state where the switching valve 86 is switched to the normal position, the hydraulic pressure P 1 in the first oil chamber 70 is the line pressure Pl and second
Although hydraulic P 2 in the oil chamber 72 is with the oil pressure P D, in a state that is switched to the compensation for position, pressure P 1 in the first oil chamber 70
Is the hydraulic pressure P D and the hydraulic pressure P 2 in the second oil chamber 72 is the line pressure Pl. According to this embodiment, as shown in FIG. 8, the line pressure Pl is controlled to be constant irrespective of the vehicle speed V, the hydraulic pressure P D is increased until the vehicle speed V reaches V 2, the vehicle speed V is V Two
Since it is controlled to descend after a Pl ≒ P D leads to an advantage that the belt clamping force W is maintained at a necessary and sufficient target pressure W 0. According to the present embodiment, the vehicle speed V is adjusted so that the increase in the clamping pressure W based on the centrifugal oil pressure is compensated.
While pressure P D is increased continuously from before reaching V 2,
The line pressure Pl does not change regardless of the vehicle speed.
The pressure regulation range is maintained at a value sufficiently larger than the lower limit Pl min of the pressure regulation range. Incidentally, the line pressure Pl and pressure P D, the ninth
A similar effect can be obtained even if the control is performed as shown in the drawing.
第10図の実施例では、第１図の切換弁86が除去される
一方、第11図の２点鎖線に示すようにライン圧Plよりも
低く且つ車速Ｖの増大とともに増大する油圧PDを電子制
御装置80の指令に従って発生させる第２の調圧弁100が
設けられており、ライン圧Plが常時第１油室70に作用さ
れているとともに上記油圧PDが常時第２油室72に作用さ
れている。上記油圧PDは、遠心油圧に基づく挟圧力Ｗの
増加が補償されるように制御されている一方、ライン圧
Plはライン圧調圧弁48の調圧範囲の下限Plminよりも上
で変化させられているので、第12図に示すように、ベル
ト挟圧力Ｗが必要かつ充分な目標圧力W0に維持される利
点がある。In the embodiment of FIG. 10, while the switching valve 86 of FIG. 1 is removed, the hydraulic pressure P D that is lower than the line pressure Pl and increases as the vehicle speed V increases as shown by a two-dot chain line in FIG. and second pressure regulating valve 100 is provided for generating in accordance with a command of the electronic control device 80, acting on the hydraulic P D is always the second oil chamber 72 with the line pressure Pl is applied to the first oil chamber 70 at all times Have been. The hydraulic pressure P D is controlled so as to compensate for an increase in the squeezing pressure W based on the centrifugal oil pressure, while the line pressure is controlled.
Since Pl is being varied above the limit Pl min pressure regulating range of line pressure regulating valve 48, as shown in FIG. 12, is maintained in the belt squeezing force W is required and sufficient target pressure W 0 There are advantages.
第13図の実施例では、第１図の切換弁86が除去される
一方、第１油室70にライン圧Plおよび潤滑油圧Poの一方
を択一的に作用させる第１切換弁102と、第２油室72に
ライン圧Plおよび潤滑油圧Poの一方を択一的に作用させ
る第２切換弁104とが設けられている。第１油室70内の
油圧P1および第２油室72内の油圧P2が第14図または第15
図に示すように車速Ｖに関連して変化するように、常時
ライン圧Plが第１切換弁102を通して第１油室70に、第
２切換弁104を通して第２油室72に作用させられるとと
もに、車速ＶがV2に到達すると、第１切換弁102が電子
制御装置80により切り換えられて、第１油室70内の油圧
P1がそれまでのライン圧Plから潤滑油圧P0へ低下させら
れる。第15図に示す場合には、第１図の実施例と同様
に、ライン圧Plは車速ＶがV2を超えると再び上昇させら
れる。In the embodiment of Figure 13, while the switching valve 86 in Figure 1 is removed, the first switching valve 102 to alternatively effect one of the first oil chamber 70 to the line pressure Pl and lubricating oil P o a second switching valve 104 to alternatively effect is provided either in the second oil chamber 72 to the line pressure Pl and lubricating oil P o. The hydraulic pressure P 1 in the first oil chamber 70 and the hydraulic pressure P 2 in the second oil chamber 72
As shown in the figure, the line pressure Pl is always applied to the first oil chamber 70 through the first switching valve 102 and to the second oil chamber 72 through the second switching valve 104 so as to change in relation to the vehicle speed V. the vehicle speed V reaches V 2, the first switching valve 102 is switched by the electronic control unit 80, the hydraulic pressure in the first oil chamber 70
P 1 is lowered from the line pressure Pl so far into the lubricating oil pressure P 0. In the case shown in FIG. 15, like the embodiment of FIG. 1, the line pressure Pl is raised again when the vehicle speed V exceeds V 2.
本実施例によれば、第16図に示すように、ベルト挟圧
力Ｗは、車速ＶがV1に到達すると上昇し始めるが、車速
ＶがV2に到達すると目標値W0へ戻される。そして、第14
図に示すように油圧が制御される場合には第16図の実線
に示すようにベルト挟圧力Ｗが再び増加開始するが、第
15図に示すように油圧が制御される場合には第16図の破
線に示すようにベルト挟圧力Ｗが一定に維持される。本
実施例においても、前述の実施例と同様に、ベルト挟圧
力Ｗが好適に制御される。According to this embodiment, as shown in FIG. 16, the belt clamping force W is begins to rise and the vehicle speed V reaches V 1, is returned when the vehicle speed V reaches V 2 to the target value W 0. And the 14th
When the oil pressure is controlled as shown in the figure, the belt clamping pressure W starts increasing again as shown by the solid line in FIG.
When the hydraulic pressure is controlled as shown in FIG. 15, the belt clamping pressure W is kept constant as shown by the broken line in FIG. Also in this embodiment, similarly to the above-described embodiments, the belt clamping pressure W is suitably controlled.
なお、第17図は、車両発進時における第１切換弁102
および第２切換弁104の切換制御を示している。本実施
例ではトルクコンバータ12の入力軸回転数および出力軸
回転数が図示しないセンサによって検出されるようにな
っており、第17図に示すように、それらの回転数から算
出されたトルクコンバータ12のスリップ率ｒがトルクコ
ンバータ領域（トルク増幅領域）を判断するために予め
定められた判断基準値raを下回っていると判断された場
合には、第１油室70にライン圧Plを作用させ且つ第２油
室72に潤滑油圧P0を作用させるが、上記スリップ率ｒが
上記判断基準値raを超えてトルクコンバータ12のカップ
リング領域であると判断された場合には、第２切換弁10
4が切り換えられて第２油室72にライン圧Plが作用させ
られる。このため、たとえば車両の発進時においてトル
クコンバータ12のトルク増幅作用によりベルト式無段変
速機16の入力トルクが大きくなるトルクコンバータ領域
では、ベルト挟圧力Ｗが大きくされてトルク伝達容量が
増大させられている。FIG. 17 shows the first switching valve 102 when the vehicle starts.
And switching control of the second switching valve 104. In this embodiment, the input shaft rotation speed and the output shaft rotation speed of the torque converter 12 are detected by a sensor (not shown), and as shown in FIG. 17, the torque converter 12 calculated from those rotation speeds is used. When it is determined that the slip ratio r of the first oil chamber is lower than a predetermined reference value ra for determining the torque converter region (torque amplification region), the line pressure Pl is applied to the first oil chamber 70. Although the action of lubricating oil P 0 to be allowed and the second oil chamber 72, when the slip ratio r is determined to be the coupling region of the torque converter 12 exceeds the determination reference value r a, the second Switching valve 10
4 is switched to apply the line pressure Pl to the second oil chamber 72. Therefore, for example, in a torque converter region in which the input torque of the belt-type continuously variable transmission 16 increases due to the torque amplifying action of the torque converter 12 when the vehicle starts, the belt clamping pressure W is increased and the torque transmission capacity is increased. ing.
第18図の実施例は、第19図に示すようにライン圧Plよ
りも低く且つ車速ＶがV1よりも大きくなる程低下する油
圧PDを電子制御装置80の指令に従って発生させる第２の
調圧弁100が第13図の油圧回路に加えられることにより
構成されている。これにより、車速ＶがV1に向かって上
昇する過程では、第１切換弁102を通して第１油室70に
ライン圧Plが作用され且つ第２切換弁104を通して第２
油室72にライン圧Plが作用されているが、車速ＶがV1に
到達すると、第１切換弁102が切り換えられて第１油室7
0には油圧PDが作用される。第19図に示すようにライン
圧Plは車速Ｖの増大とともに低下制御されているが、そ
の調圧下限値Plmin以下には低下しない。しかし、上記
油圧PDはこの状態から車速Ｖの増大とともに減少するよ
うに制御されていることから、ベルト挟圧力Ｗは、車速
Ｖの増大とともに連続的に減少し、遠心油圧に基づいて
発生するベルト挟圧力Ｗの増加が好適に補償される。Example of FIG. 18, the second to generate a hydraulic pressure P D which and the vehicle speed V lower than the line pressure Pl as shown in FIG. 19 is reduced enough larger than V 1 in accordance with a command of the electronic control device 80 The pressure regulating valve 100 is configured by being added to the hydraulic circuit of FIG. Thus, in the process of increasing the vehicle speed V toward V 1 , the line pressure Pl is applied to the first oil chamber 70 through the first switching valve 102 and the second pressure is applied to the second oil chamber 70 through the second switching valve 104.
Although the oil chamber 72 the line pressure Pl is operatively, the vehicle speed V reaches V 1, the first oil chamber first switching valve 102 is switched 7
0 pressure P D is exerted on the. As shown in FIG. 19, the line pressure Pl is controlled to decrease as the vehicle speed V increases, but does not decrease below the pressure regulation lower limit value Pl min . However, the hydraulic P D is because it is controlled so as to decrease with increase in the vehicle speed V from this state, the belt clamping force W is continuously reduced with increasing vehicle speed V, is generated based on the centrifugal hydraulic pressure An increase in the belt clamping pressure W is suitably compensated.
なお、本実施例においても、第17図の実施例と同様
に、車両の発進に際してトルクコンバータ12のトルクコ
ンバータ領域ではベルト挟圧力Ｗが高められるように制
御される。すなわち、本実施例では、第20図に示すよう
に、第１油室70内には第１切換弁102を通してライン圧P
lが連続的に作用され且つ第２油室72には第２切換弁104
を通して油圧PDが連続的に作用されているが、トルクコ
ンバータ領域ではスリップ率ｒの増大とともに油圧PDが
ライン圧Plに向かって上昇するように第２の調圧弁100
が制御される。このため、ベルト式無段変速機16の入力
トルクが大きいトルクコンバータ領域では、トルク増幅
作用によるトルク増加分に対応してベルト挟圧力Ｗが必
要かつ充分に制御される。In this embodiment, as in the embodiment shown in FIG. 17, control is performed so that the belt clamping pressure W is increased in the torque converter region of the torque converter 12 when the vehicle starts moving. That is, in this embodiment, as shown in FIG. 20, the line pressure P is passed through the first switching valve 102 into the first oil chamber 70.
l is continuously applied and the second oil chamber 72 has a second switching valve 104
Although pressure P D is continuously acts through the second pressure regulating valve 100 so that hydraulic pressure P D with increasing slip ratio r is the torque converter area rises toward the line pressure Pl
Is controlled. For this reason, in the torque converter region where the input torque of the belt-type continuously variable transmission 16 is large, the belt clamping pressure W is necessary and sufficiently controlled in accordance with the torque increase due to the torque amplifying action.
また、第７図と同様の油圧回路において、トルクコン
バータ領域では第１油室70にライン圧Plを作用させ且つ
第２油室72には油圧PDを作用させてベルト挟圧力Ｗを高
める一方、通常走行時には上記油圧PDをライン圧Plまで
高め且つ車速Ｖの増大に伴って上記ライン圧Plを低下さ
せ、さらに高速走行時には第１油室70に油圧PDを作用さ
せ且つ第２油室72にはライン圧Plを作用させ且つ車速Ｖ
の増大に伴って上記ライン圧Plを高めるようにしてもよ
いのである。Further, in the hydraulic circuit similar to Figure 7, while increasing the belt clamping force W by the action of pressure P D to the second oil chamber 72 and by the action of the line pressure Pl in the first oil chamber 70 in the torque converter region During normal traveling, the hydraulic pressure P D is increased to the line pressure Pl, and the line pressure Pl is decreased with an increase in the vehicle speed V. Further, during high-speed traveling, the hydraulic pressure P D is applied to the first oil chamber 70 and the second hydraulic pressure P D is applied. The line pressure Pl acts on the chamber 72 and the vehicle speed V
The line pressure Pl may be increased with the increase in the pressure.
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、切換弁86、第１切
換弁102、および第２切換弁104は、電子制御装置80から
の指令に従って電気的に切り換えられるように構成され
ていたが、ピトー管やガバナ弁から発生させられる車速
に関連した油圧信号に基づいて切り換えられてもよい
し、電子制御装置80からの指令により車速Ｖの上昇に伴
って連続的に増加する油圧をライン圧Pl或いは他の油圧
源から発生させて第２室72へ供給するように構成されて
もよいのである。For example, in the above-described embodiment, the switching valve 86, the first switching valve 102, and the second switching valve 104 are configured to be electrically switched according to a command from the electronic control unit 80. The switching may be performed based on a hydraulic signal related to the vehicle speed generated from the governor valve, or the hydraulic pressure that continuously increases as the vehicle speed V increases according to a command from the electronic control device 80 may be changed to the line pressure Pl or another pressure. It may be configured to be generated from a hydraulic pressure source and supplied to the second chamber 72.
また、前述の実施例では、ライン圧Plが常時出力側油
圧シリンダ46の第１油室70へ作用させられる一方、変速
制御弁44により入力側油圧シリンダ42内の作動油を流出
させ、或いは入力側油圧シリンダ42内へ作動油を供給す
ることにより速度比ｅが制御される形式であったが、高
圧側の第１ライン圧とそれよりも低い第２ライン圧を、
入力側油圧シリンダ42および出力側油圧シリンダ46の一
方および他方へ作用させることにより、速度比ｅを制御
すると同時にベルト挟圧力Ｗを制御する形式の油圧制御
回路であっても、本発明が適用され得るのである。Further, in the above-described embodiment, while the line pressure Pl is constantly applied to the first oil chamber 70 of the output-side hydraulic cylinder 46, the shift control valve 44 causes the hydraulic oil in the input-side hydraulic cylinder 42 to flow out, or Although the speed ratio e is controlled by supplying the hydraulic oil into the side hydraulic cylinder 42, the first line pressure on the high pressure side and the second line pressure lower than
The present invention is applicable to a hydraulic control circuit of a type that controls the belt clamping pressure W while controlling the speed ratio e by acting on one and the other of the input-side hydraulic cylinder 42 and the output-side hydraulic cylinder 46. You get.
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.
第１図は、第２図の実施例の油圧制御回路の要部および
出力側可変プーリの断面構成を示す図である。第２図
は、本発明の一実施例を含む車両用動力伝達装置を示す
骨子図である。第３図および第４図は、第２図の実施例
の作動を説明する図であって、第３図は車速とライン圧
との関係を示し、第４図は車速とベルト挟圧力との関係
を示している。第５図および第６図は、車速の上昇に伴
って補償用油室内の圧力を高めることのない従来の油圧
制御装置における第３図および第４図に相当する図であ
る。第７図は、本発明の他の実施例を示す第１図に相当
する図であり、第８図および第９図は、第７図の実施例
における第３図に相当する図である。第10図、第11図、
および第12図は、本発明の他の実施例における第１図、
第３図、および第４図にそれぞれ相当する図である。第
13図、第14図および第15図、および第16図は、本発明の
他の実施例における第１図、第３図、および第４図にそ
れぞれ相当する図である。第17図は、第13図の実施例の
発進時における作動を説明する図である。第18図、第19
図、および第20図は、本発明の他の実施例における第１
図、第３図、および第４図にそれぞれ相当する図であ
る。 16:ベルト式無段変速機 32:入力軸 34:出力軸 36:可変プーリ（入力側可変プーリ） 38:可変プーリ（出力側可変プーリ） 40:伝動ベルト 42:入力側油圧シリンダ 46:出力側油圧シリンダ 72:第２油室（補償用油室） 86:切換弁（補償油圧制御手段） 102:第１切換弁 104:第２切換弁FIG. 1 is a diagram showing a cross-sectional configuration of a main part of the hydraulic control circuit and an output-side variable pulley of the embodiment of FIG. FIG. 2 is a skeleton view showing a vehicle power transmission device including one embodiment of the present invention. 3 and 4 are views for explaining the operation of the embodiment of FIG. 2, wherein FIG. 3 shows the relationship between vehicle speed and line pressure, and FIG. 4 shows the relationship between vehicle speed and belt clamping pressure. Shows the relationship. 5 and 6 are diagrams corresponding to FIGS. 3 and 4 of a conventional hydraulic control device that does not increase the pressure in the compensating oil chamber as the vehicle speed increases. FIG. 7 is a diagram corresponding to FIG. 1 showing another embodiment of the present invention, and FIGS. 8 and 9 are diagrams corresponding to FIG. 3 in the embodiment of FIG. FIG. 10, FIG. 11,
FIG. 12 shows another embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a diagram corresponding to FIG. 3 and FIG. 4, respectively. No.
13, FIG. 14, FIG. 15, and FIG. 16 are views corresponding to FIG. 1, FIG. 3, and FIG. 4, respectively, in another embodiment of the present invention. FIG. 17 is a view for explaining the operation of the embodiment of FIG. 13 at the time of starting. Fig. 18, Fig. 19
FIG. 20 and FIG. 20 show a first embodiment according to another embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a diagram corresponding to FIG. 3, FIG. 3, and FIG. 4, respectively. 16: Belt-type continuously variable transmission 32: Input shaft 34: Output shaft 36: Variable pulley (input side variable pulley) 38: Variable pulley (output side variable pulley) 40: Transmission belt 42: Input side hydraulic cylinder 46: Output side Hydraulic cylinder 72: Second oil chamber (compensation oil chamber) 86: Switching valve (compensation hydraulic control means) 102: First switching valve 104: Second switching valve
Claims (1)
一対の入力側可変プーリおよび出力側可変プーリと、該
一対の入力側可変プーリおよび出力側可変プーリに巻き
掛けられた伝動ベルトの有効径を変化させる一対の入力
側油圧シリンダおよび出力側油圧シリンダとを備え、該
伝動ベルトを介して入力軸から出力軸へ動力を伝動する
車両用ベルト式無段変速機において、該伝動ベルトに対
する挟圧力を制御するための油圧制御装置であって、 前記出力側油圧シリンダよりも小さい受圧面積を備え、
前記挟圧力を減少させるために該出力側油圧シリンダの
挟圧力と反対向きの補償用推力を発生させるための油密
な補償用油室と、 車速の上昇に関連して前記補償用油室内に供給する油圧
を高めるとともに、前記出力側油圧シリンダ内に供給す
る油圧を低下させる補償油圧供給手段と を含む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. An effective diameter of a pair of input-side variable pulleys and output-side variable pulleys provided on an input shaft and an output shaft, respectively, and a transmission belt wound around the pair of input-side variable pulleys and output-side variable pulleys. A pair of input-side hydraulic cylinders and an output-side hydraulic cylinder that change power, and a clamping force against the power transmission belt in a vehicle belt-type continuously variable transmission that transmits power from an input shaft to an output shaft via the power transmission belt. A hydraulic pressure control device for controlling a pressure receiving area smaller than the output side hydraulic cylinder,
An oil-tight compensating oil chamber for generating a compensating thrust in the direction opposite to the clamping pressure of the output hydraulic cylinder to reduce the clamping pressure; and A hydraulic pressure control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle, comprising: compensating hydraulic pressure supply means for increasing the supplied hydraulic pressure and reducing the hydraulic pressure supplied to the output side hydraulic cylinder.
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| JP1239589A JP2701475B2 (en) | 1989-09-14 | 1989-09-14 | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles |
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-
1989
- 1989-09-14 JP JP1239589A patent/JP2701475B2/en not_active Expired - Fee Related
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