JP2748369B2 - 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。
背景技術
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
アクチュエータおよび二次側油圧アクチュエータを備え
た車両用ベルト式無段変速機が知られている。たとえば
特開昭52−98861号公報に記載されたベルト式無段変速
機がそれである。
発明が解決すべき問題点
ところで、上記ベルト式無段変速機に備えられる油圧
制御装置には、第1ライン油圧およびそれよりも低圧の
第2ライン油圧を一対の油圧アクチュエータの一方およ
び他方に作用させることにより速度比を変更する変速制
御弁装置を有する形式のものが考えられる。このような
形式の油圧制御装置では、変速制御弁装置の出力油圧特
性、換言すれば一対の油圧アクチュエータ内の油圧と弁
の動作位置との関係において、弁の動作位置が増速変速
でもなく減速変速でもない中立状態(流量抑制状態で
は、低圧側の油圧アクチュエータと第2ライン油圧を導
くための油路との間が閉じられることから、低圧側の油
圧アクチュエータ内の油圧と第2ライン油圧との差が大
きくなり、伝動ベルトの張力を決定するための低圧側の
油圧アクチュエータ内の油圧が不要に大きくなる欠点が
あった。
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、上記低圧側の油圧アクチ
ュエータ内の油圧と第2ライン油圧とを近似させること
により、伝動ベルト張力の制御が好適に行われるように
する油圧制御装置を提供することにある。
斯る目的を達成するため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、第1ライン油圧およびそれよりも低圧の第2
ライン油圧またはドレン圧を一対の油圧アクチュエータ
の一方および他方に作用させることにより速度比を変更
する変速制御弁装置を有する油圧制御装置であって、
(a) 絞りを備え、前記第2ライン油圧を前記一対の
油圧アクチュエータの一方に対して作用させる前記変速
制御弁装置経由の油路とは独立して、その一対の油圧ア
クチュエータの一方と前記第2ライン油圧を導くための
第2ライン油路とを接続するバイパス油路と、
(b) そのバイパス油路に設けられ、そのバイパス油
路において前記油圧アクチュエータの一方へ向かう作動
油の流動を許容し、且つ前記第2ライン油路へ向かう作
動油の流動を阻止する逆止弁と、
を含むことにある。
作用および発明の効果
第2ライン油圧を一対の油圧アクチュエータの一方に
対して作用させる変速制御弁装置経由の油路とは独立し
て設けられたバイバス油路により、その一対の油圧アク
チュエータの一方と第2ライン油路とが接続されるの
で、その一方の油圧アクチュエータが低圧側となったと
きには、変速制御弁装置の動作位置に拘わらず、その油
圧アクチュエータ内の油圧が確実に第2ライン油圧と近
似させられて、伝動ベルトの張力が高精度にて制御され
得るとともに、前記一対の油圧アクチュエータの一方が
高圧側となったときには逆止弁によりバイパス油路が閉
じられるので、バイパス油路を通して一方の油圧アクチ
ュエータ内の作動油が第2ライン油路へ漏れ出て作動油
の消費量を増大させて動力損失を増大したり、速度比の
変化速度が低下して変速応答性が損なわれることがな
い。すなわち、上記のような逆止弁がない場合には、バ
イパス通路に備えられた絞りには、一対の油圧アクチュ
エータの一方が低圧側となったときに作動油の流量を緩
和して一方の油圧アクチュエータ油圧と第2ライン油圧
とを一致させると同時に、一対の油圧アクチュエータの
一方が高圧側となったときに作動油の損失を防止し且つ
変速応答性を高めるために作動油の流通を抑制するとい
う相反した機能が求められていたのであり、両機能が必
ずしも充分に満たされていた訳ではないのである。
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。
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。
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。
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。
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Nout/入力軸38の回転速度Nin)
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。
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Pl2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。
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Pth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Pth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内に作
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。
Pl2=(A3・Pth+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の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Pin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14
6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144
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148c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。
Pl1=
〔(Pin or Pl2)・A6+Pth(A5−A6)+W〕/A4
……(2)
第1図に戻って、上記スロットル圧Pthはエンジン10
における実際のスロットル弁開度θth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θthに対応したスロットル圧Pth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Pthとスロットル弁開度θth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。
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。
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Pth
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Pth
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θth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θth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θth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。
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ル弁子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の速度比圧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Pth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Pth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Pth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。
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。
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
一方および地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Pp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Pp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ライン油路Pl1を減圧し
て、一定のパイロット圧Ppを発生させる。
第9図に詳しく示すように、変速方向切換弁262は、
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3本の第1接続路2
74、第2接続路276、第3接続路278にそれぞれ連通する
ポート280a,280c,280e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280dと、第2ライン油圧Pl2が供給されるポ
ート280fと、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286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パイロット油圧Ppが
常時作用させられている一方、第1電磁弁272のオフ状
態、すなわち閉状態ではスプール弁子284の他端側の端
面にパイロット油圧Ppが作用させられるが、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Ppの非作用状態となる。このため、第1電
磁弁272がオンである期間は、スプール弁子284が第2位
置に位置させられてポート280aとドレンポート280bとの
間、ポート280dとポート280eとの間が閉じられるととも
に、ポート280cとポート280dとの間、およびポート280e
とポート280fとの間が開かれるが、第1電磁弁272がオ
フである期間は、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280eとポート280d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
0eとポート280fとの間が閉じられる。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2
84の各ランドと各ポート280a,280c,280e,280b,280d,280
f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。
前記流量切換弁264は、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3本の第1接続路274、
第2接続路276、第3接続路278にそれぞれ連通するポー
ト292b、292d、292fと、一次側油圧シリンダ70に連通す
るポート292aおよびポート292cと、二次側油圧シリンダ
72に連通するポート292eと、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2
94を第1位置に向かって付勢するスプリング296とを備
えている。変速方向切換弁262と同様に、上記スプール
弁子294の一端側の端面にはパイロット油圧Ppが常時作
用させられている一方、第2電磁弁290のオフ状態では
スプール弁子294の他端側の端面にパイロット油圧Ppが
作用させられるが、オフ状態、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Ppの非作用
状態となる。このため、第2電磁弁290がオン(デュー
ティ比100%)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、ポ
ート292cとポート292dとの間、およびポート292eとポー
ト292fとの間がそれぞれ開かれるとともに、第2電磁弁
290がオフ(デューティ比0%)である期間は、スプー
ル弁子294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、ポート292cとポート292dとの間、およ
びポート292eとポート292fとの間がそれぞれ閉じられ
る。なお、上記第2電磁弁290がオフである期間におい
てポート292cとポート292dとの間が閉じられているが、
スプール弁子294に形成された絞り穴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およびポート292c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292eと接
続されているとともに、絞り付逆止弁308を備えたバイ
パス油路309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,29
2b,292c,292d,292e,292fとの間が半開状態にて開となる
ように、スプール弁子294の移動ストロークが短くされ
ている。
したがって、第1電磁弁272がオンである状態では、
第9図の実線に示すように、第1ライン油路80内の作動
油は絞り282、ポート280d、ポート280c、第2接続路27
6、ポート292d、ポート292c、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292e、ポート292f、第3接続路278、ポート280e、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。
反対に、第1電磁弁272がオフである状態では、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280e、第3接続路278、ポ
ート292f、ポート292e、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。
上記のように、第2電磁弁290がオン或いはオフとさ
れるのに関連して、ポート292aとポート292bとの間、ポ
ート292cとポート292dとの間、およびポート292eとポー
ト292fとの間がそれぞれ開或いは閉状態とされて、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
ーク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の変化速度が制御される。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。なお、第1電磁弁272がオンであり且つ第2
電磁弁290がオフである場合には、第1ライン油路80内
の作動油がスプール弁子294の絞り穴300を通して一次側
油圧シリンダ70へ供給されて緩やかな増速変速が行われ
る。
前記バイパス油路309は、二次側油圧シリンダ72から
作動油が流出させられる増速変速時には絞り付逆止弁30
8によって閉じられるので、何等機能しない。また、通
常の減速変速時でも二次側油圧シリンダ72内が高圧側と
なってPoutが第2ライン油圧Pl2よりも高い油圧となる
ので、バイパス油路309は絞り付逆止弁308によって閉じ
られている。しかし、第1電磁弁272および第2電磁弁2
90が共にオフとされて流量切換弁264が閉じられた状態
となると、バイパス油路309を通して二次側油圧シリン
ダ72内へ作動油が補給される一方、一次側油圧シリンダ
70内からはピストンの摺動部分に形成された隙間から作
動油が徐々に漏れ出るので、CVT16は緩やかな減速変速
状態となる。このように、緩やかな減速変速時において
バイパス油路309が機能するので、二次側油圧シリンダ7
2から第2ライン油路82への作動油の漏れを抑制するた
めに絞りを小さくすることを考慮する必要がなく、上記
のような緩やかな減速変速のときに所望の速度比変化速
度が得られるように、また二次側油圧シリンダ72内の作
動油を充分に補給できるように、絞り付逆止弁308の絞
り径が比較的大きく設定され得る。
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Pin>二次側油
圧シリンダ72内の油圧Pout、第12図のエンジンブレーキ
走行時にはPout>Pin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Pin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Pin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、Pin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、Pinを示す曲線とPout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PinおよびPout(≒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。
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Pin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Pin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Pin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。
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Pinおよび第2ライン油圧Pl2のうちの
高い油圧がフィードバック油圧として第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、Pinもしくは、Pl
2に略等しいPout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。
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Pth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Poutとスロットル圧Pthとにしたがって増加
するが、スロットル圧Pth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Pin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。
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PCL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を閉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PCLが発生させられる。クラッチ圧調圧弁322から流出
させられた作用油は、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。
上記のようにして調圧されたクラッチ油圧PCL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PCL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PCL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。
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路センサ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Neを表す信号、
入力軸回転速度Ninを表す信号、出力軸回転速度Noutを
表す信号、スロットル弁開度θthを表す信号、シフトレ
バー252の操作位置Psを表す信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。
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Nin、
出力軸54の回転速度Nout、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。
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Ne、入力軸38の回転速度Nin、出力軸54の回転速
度Nout、スロットル弁開度θth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(=Nout/
Nin)、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θth
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θth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θth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Nin *となり、こ
のNin *値を実現するよううに目標速度比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。
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がオン状態とされて
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がオフ状
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。
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。
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。
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。
上述のように、本実施例によれば、二次側油圧シリン
ダ72と第2ライン油路82との間に、絞り付逆止弁308を
備えたバイパス油路309が設けられており、そのバイパ
ス油路309は第2ライン油路82から二次側油圧シリンダ7
2へ向かって作動油の流れが生じるとき、すなわち緩や
かな減速変速のときに開かれる。このため、二次側油圧
シリンダ72内の油圧Poutと第2ライン油圧Pl2とが本来
的に解離し易い流量切換弁264の閉状態において、それ
ら二次側油圧シリンダ72内の油圧Poutと第2ライン油圧
Pl2とが近似させられるので、第2調圧弁102により伝動
ベルトの張力が高精度にて制御され得る。
また、本実施例によれば、専ら緩やかな減速変速時に
おいてバイパス油路309が開かれるので、バイパス油路3
09を通して二次側油圧シリンダ72内の作動油が第2ライ
ン油路82へ漏れ出て作動油の消費量を増大させることに
より動力損失を増大したり、速度比の変化速度を低下さ
せて変速応答性が損なわれることが解消される。反対に
バイパス通路309の絞りを小さくすることによって、二
次側油圧シリンダ72が低圧となったとき、その二次側油
圧シリンダ72内油圧Poutと第2ライン油圧Pl2との近似
が損なわれることがない。すなわち、絞り付逆止弁308
の逆止機能がない場合には、バイパス通路309に備えら
れた絞りには、二次側油圧シリンダ72が低圧側となった
ときに作動油の流量を緩和して二次側油圧シリンダ72内
油圧と第2ライン油圧Pl2とを一致させると同時に、二
次側油圧シリンダ72が高圧側となったときに作動油の損
失を防止し且つ変速応答性を高めるために作動油の流通
を抑制するという相反した機能が求められていたのであ
り、両機能が必ずしも充分に満たされていた訳ではない
のである。
しかも、本実施例によれば、緩やかな減速変速時にお
いて二次側油圧シリンダ72内へ第2ライン油路82から作
動油が補給されるので、二次側油圧シリンダ72のシール
が劣化して漏れが増大しても、伝動ベルト60の滑りなど
の支障が生じない。
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。
たとえば、前述の実施例において、絞り付逆止弁308
に替えて、絞りと逆止弁とを各々直列に設けてもよいの
である。このとき、その絞りに替えて、その絞りと同様
の管路抵抗を発生させるようにバイパス油路309の径お
よび長さを形成してもよい。
また、前述の実施例では、バイパス油路309が二次側
油圧シリンダ72と第2ライン油路82との間に設けられる
ことにより、緩やかな減速変速時におけるベルト張力制
御が容易にされていたが、それに替えて、またはそれに
加えて、一次側油圧シリンダ70と第2ライン油路82との
間に、一次側油圧シリンダ70が高圧側となったときに逆
止弁により閉じられるバイパス油路が設けられていても
よいのである。
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Pth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。
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
Nin *に実際の入力軸回転速度Ninが一致するように制御
されてもよいのである。
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Ppに替え
て、クラッチ油圧PCL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。
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位置14が設けられていたが、CV
T16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。
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。
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。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Industrial applications
The present invention relates to a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle.
It is about.
Background art
Provided on the primary and secondary rotation shafts respectively
Wound around a pair of variable pulleys
A transmission belt that is hung to transmit power;
A pair of primary hydraulics that change the effective diameter of the variable pulley
Equipped with actuator and secondary hydraulic actuator
A belt type continuously variable transmission for vehicles is known. For example
Belt-type continuously variable transmission described in JP-A-52-98861
The machine is that.
Problems to be solved by the invention
By the way, the hydraulic pressure provided in the belt type continuously variable transmission
The control system includes the first line oil pressure and lower pressure
The second line hydraulic pressure is applied to one of the pair of hydraulic actuators and
Transmission that changes the speed ratio by acting on the other
A type having a valve device is conceivable. like this
In the hydraulic control device of the type, the output hydraulic
, In other words, the hydraulic pressure and the valve in a pair of hydraulic actuators
The operating position of the valve is
In a neutral state that is neither a deceleration
Introduces the low pressure side hydraulic actuator and the second line hydraulic pressure.
The oil passage on the low-pressure side.
The difference between the hydraulic pressure in the pressure actuator and the second line hydraulic pressure is large.
To determine the tension of the transmission belt.
The disadvantage is that the hydraulic pressure in the hydraulic actuator becomes unnecessarily large.
there were.
Means to solve the problem
The present invention has been made in view of the above circumstances.
The purpose of this is to
Approximating the hydraulic pressure in the heater and the second line hydraulic pressure
As a result, the transmission belt tension is appropriately controlled.
To provide a hydraulic control device.
The purpose of the present invention to achieve such an object
Are provided on the primary rotation shaft and the secondary rotation shaft, respectively.
Transmission belt wound between a pair of variable pulleys
And a pair of oils that change the effective diameter of the pair of variable pulleys
Belt type continuously variable transmission for vehicles with pressure actuator
, The first line hydraulic pressure and the lower second hydraulic pressure
A pair of hydraulic actuators for line or drain pressure
Change the speed ratio by acting on one and the other
A hydraulic control device having a shift control valve device,
(A) a throttle is provided, and the second line hydraulic pressure is reduced by the pair of
The shift acting on one of the hydraulic actuators
Independently of the oil passage via the control valve device, the pair of hydraulic
For guiding one of the actuators and the second line hydraulic pressure
A bypass oil passage connecting the second line oil passage,
(B) the bypass oil provided in the bypass oil passage;
Acting on the road towards one of the hydraulic actuators
Operation allowing oil flow and heading to the second line oil passage
A check valve for preventing the flow of hydraulic oil,
Is to include.
Action and effect of the invention
Second line hydraulic pressure to one of a pair of hydraulic actuators
Independent of the oil passage through the shift control valve device
A pair of hydraulic actuators
One of the tutors is connected to the second line oil passage
Then, one of the hydraulic actuators was on the low pressure side
In this case, regardless of the operating position of the shift control valve device,
Pressure in the pressure actuator is close to the second line pressure
The tension of the transmission belt is controlled with high precision
And one of the pair of hydraulic actuators
When the pressure is high, the check valve closes the bypass oil passage.
Hydraulic actuation through the bypass oil passage
Hydraulic fluid leaks into the second line oil passage
Power consumption by increasing the power consumption of the
The speed of change is not reduced and shift response is not impaired.
No. That is, if there is no check valve as described above,
The throttle provided in the bypass passage has a pair of hydraulic actuators.
When one of the etas is on the low pressure side,
Add one hydraulic actuator hydraulic pressure and the second line hydraulic pressure
And a pair of hydraulic actuators
Prevents loss of hydraulic oil when one becomes high pressure side and
Suppressing the flow of hydraulic oil to improve shift response
It was necessary to have conflicting functions.
Not everybody was fully satisfied.
Example
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
I do.
In FIG. 2, the power of the engine 10 is locked up.
Fluid coupling with clutch 12, forward / reverse switching device 14, no belt type
Step transmission (hereinafter referred to as CVT) 16, intermediate gear device 18, and
And a drive wheel connected to a drive shaft 22 via a differential gear device 20
24.
The fluid coupling 12 is connected to the crankshaft 26 of the engine 10.
Pump 28 and the input shaft 30 of the forward / reverse switching device 14
Turbine rotated by oil from pump 28
And a lock fixed to the input shaft 30 via the damper 34
An up clutch 36 is provided. Lock up crack
The switch 36 is connected to the vehicle speed, the engine speed,
It is activated when the rotation speed of the bin 28 exceeds a predetermined value.
To connect the crankshaft 26 and the input shaft 30 directly.
is there.
The forward / reverse switching device 14 is a well-known double pinion type
The planetary gear mechanism, which is the input shaft of CVT16
Rotatable by carrier 42 fixed to output shaft 38)
A pair of planetary gears 44 and
And 46, the input shaft of the forward / reverse switching device 14 (the output of the fluid coupling 12)
Shaft) fixed to the shaft 30 and meshed with the planetary gear 44 on the inner peripheral side.
Ring gear that meshes with the ring gear 40 and the planetary gear 46 on the outer peripheral side.
48 and a reverse brake to stop the rotation of the ring gear 48.
And the 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. Reverse
Brake 50 and forward clutch 52 are operated by hydraulic pressure
Frictional engagement devices of the type that are
In the disengaged state, the forward / reverse switching device 14 is in the neutral state.
Power transmission is interrupted. However, the forward clutch 52
When engaged, the output shaft 30 of the fluid coupling 12 and the CVT 16
The power shaft 38 is directly connected to transmit power in the vehicle forward direction.
You. When the reverse brake 50 is engaged, the fluid
Rotation direction between output shaft 30 of fitting 12 and input shaft 38 of CVT 16
Is inverted, so that the power in the vehicle backward direction is transmitted.
CVT 16 is installed on its input shaft 38 and output shaft 54, respectively.
Variable pulleys 56 and 58 of approximately the same diameter
A transmission belt 60 wound around pulleys 56 and 58;
I have. The variable pulleys 56 and 58 are connected to the input shaft 38 and the output shaft.
Fixed rotating bodies 62 and 64 respectively fixed to the force shaft 54,
Whether the input shaft 38 and the output shaft 54 can move in the axial direction respectively
The movable rotator 66 and the non-rotatable
And the movable rotating bodies 66 and 68 are hydraulic actuators.
With hydraulic cylinders 70 and 72 acting as eta
The V-groove width, that is, the conduction belt 60
Diameter (effective diameter) has been changed and the speed ratio e of CVT16
(= Rotation speed N of output shaft 54out/ Rotation speed N of input shaft 38in)
Has been changed. Variable pulleys 56 and 58
Are the same diameter, so the hydraulic cylinders 70 and 72 are similar
Pressure receiving area. Usually the hydraulic cylinder 70 and
Of the 72 that are located on the driven side, the clamping pressure is the conduction belt
Associated with a tension of 60. The oil pump 74 is oil
A hydraulic source of the pressure control circuit, comprising a fluid coupling
The clamp is integrally fixed to the 12 pumps 28,
The rotary shaft 26 is always driven to rotate.
FIG. 1 controls the vehicle power transmission device shown in FIG.
2 shows a hydraulic control circuit for performing the above. Oil pump 74
Reflux the hydraulic oil into the 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 operation in the first line oil passage 80
1st pressure regulator 100 of oil overflow (relief) type
By suction oil passage 78 and lock-up clutch pressure oil passage
The first line hydraulic pressure Pl1But
The pressure is adjusted. In addition, the second type of pressure reducing valve
The first line hydraulic pressure Pl is controlled by the pressure regulating valve 102.TwoIs decompressed
The second line hydraulic PlTwoCan be generated
ing.
First, the configuration of the second pressure regulating valve 102 will be described. Shown in FIG.
As described above, 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 between line oil passage 82
Ring seat 112, return spring 114, plunger
It has 116. With the first land 118 of the spool valve 110
Between the second land 120 and the second line hydraulic pressure PlTwoFeeds
A chamber 124 that is introduced as a back pressure through the throttle 122 is provided.
And the spool valve 110 is connected to the second line hydraulic pressure Pl.TwoBy
Urged in the valve closing direction. Also, sp
Through the throttle 126 on the first land 118 side of the
A chamber 128 into which a speed specific pressure Pe described later is introduced is provided,
The spool valve 110 is urged in the valve closing direction by the speed specific pressure Pe.
It is supposed to be. In the second pressure regulating valve 102,
The urging force of the turn spring 114 in the valve opening direction
It is provided to the spool valve 110 via a port 112. Ma
In addition, a throttle pressure P described later is applied to the end face of the plunger 116.thMake
A chamber 130 is provided for use with the spool valve 1
10 is this throttle pressure PthBiased in the valve opening direction
It has become. Therefore, the pressure receiving of the first land 118
Area A1, The area of the cross section of the second land 120 is ATwo, Plunge
A 116Three, The urging force of the return spring 114
Is W, the spool valve 110 satisfies the following equation (1).
Equilibrium position. That is, the spool valve
The child 110 is moved according to the equation (1).
And works in the first line oil passage 80 leading to the port 132a.
Fluid flows into the second line oil passage 82 through the port 132b.
Condition and the second line oil passage leading to port 132b
The hydraulic oil in 82 flows to the drain port 132c communicating with the drain.
Is repeated, and the second line hydraulic pressure PlTwoDeparts
They are born. The second line oil passage 82 is
Since the system is relatively closed, the second pressure regulating valve 102
Line pressure Pl1Decompressing
The second line hydraulic PlTwoIs generated.
PlTwo= (AThree・ Pth+ W-A1・ Pe) / (ATwo−A1)
…… (1)
The first pressure regulating valve 100 is, as shown in FIG.
Child 140, 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.
The first line as feedback pressure is applied to the end face of the land 150.
Hydraulic pressure Pl1The chamber 152 for operating the
The first line hydraulic pressure Pl1By spoo
The valve 140 is biased in the valve opening direction.
The plunger 146 provided coaxially with the spool valve 140
Throttle pressure P between the first land 154 and the second land 156
thA chamber 158 is provided for guiding
Selected by the switch valve 170 described later on the end face of the
Second line hydraulic pressure PlTwoAnd oil in the primary hydraulic cylinder 70
Pressure PinChamber 160 for applying relatively high hydraulic pressure
Is provided. And return spring 144
The biasing force is applied in the valve closing direction via the spring seat 142.
Is attached to the dial valve 140. Therefore, the spool
The pressure receiving area of the first land 150 of the valve 140 is AFour, Plunger 14
The area of the cross section of the second land 156 of No. 6 is AFiveOf the plunger 146
The pressure receiving area of the first land 154 is A6, Return spring 144
Assuming that the biasing force of the spool valve is W, the spool valve element 140 is given by
Are balanced at the position where That is,
Pool valve element 140 is moved according to equation (2)
As a result, the first line oil passage led to port 148a
Some of the hydraulic oil in 80 goes to drain ports 148b and 148c.
Spilled at the first line hydraulic pressure Pl1Is regulated
It is.
Pl1=
[(Pin or PlTwo) ・ A6+ Pth(AFive−A6) + W] / AFour
…… (2)
Returning to FIG. 1, the throttle pressure PthIs engine 10
Actual throttle valve opening θ atthRepresents
Generated by the throttle valve opening detection valve 180.
You. Also, the speed specific pressure Pe represents the actual speed ratio of the CVT16.
This is generated by the speed ratio detection valve 182.
That is, the throttle valve opening detection valve 180 is not shown.
A cam 184 that rotates with the throttle valve,
Engage with the cam surface of the cam 184, and
A plunger 186 driven in the axial direction
Thrust from plunger 186 and
1 line hydraulic pressure Pl1Position where the thrust from
The first line hydraulic pressure Pl1Decompress the actual
Throttle opening θthThrottle pressure P corresponding tothTo
And a spool valve element 190 to be generated. Fig. 5
Above throttle pressure PthAnd throttle valve opening θthRelationship with
The first pressure regulating valve 100 through the oil passage 84,
2nd pressure regulating valve 102, limit valve 210, 3rd pressure regulating valve 220
Supplied.
Also, the speed ratio detection valve 182 is an input-side movable rotating body of the CVT16.
Slide only on displacement amount equal to the displacement amount in the axial direction by sliding on 66
A detection rod 192 that is moved in the axial direction, and the detection rod 192
A spring 194 that transmits an urging force corresponding to the position of
While receiving the urging force from the spring 194, the first
In hydraulic pressure Pl1In a position where both thrusts are balanced
Change the discharge flow rate to the drain,
And a spool valve element 198. Therefore,
For example, when the speed ratio increases, the fixed rotor 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 first line
Supplied from oil passage 80 through orifice 196 and
The flow rate of hydraulic oil discharged to the drain by the
Operation on the downstream side of the orifice 196
The hydraulic pressure is increased. This working oil pressure is the speed specific pressure Pe,
As shown in FIG. 6, the speed ratio e
Can be And the speed ratio thus generated
The pressure Pe is supplied through the oil passage 86 to the second pressure regulating valve 102 and the third pressure regulating valve 102.
Each is supplied to a valve 220.
Here, the limit valve 210 is connected to the plunger 212 and the split valve.
Thrust in the valve closing direction of the ring 214 and the valve closing method of the plunger 212
And a spool valve element 216 for receiving a thrust in the opposite direction. Step
Throttle pressure P to act on the end face ofth
Is provided, and the spool valve element 216 is
Thrust and throttle pressure P in the valve closing direction of the spring 214th
The thrust in the valve closing direction of the plunger 212 based on the
The thrust in the valve opening direction based on the speed specific pressure Pe is received in the opposite direction.
The thrust in the valve opening direction based on the speed specific pressure Pe is
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 throttle valve opening θthRelated to
An increase above the upper limit is prevented. Soshi
Thus, as described above, the speed specific pressure Pe becomes the throttle valve opening θthAbout
As a result, the second pressure regulating valve 10
In the second step, the second laser controlled according to the equation (1) is used.
In hydraulic pressure PlTwoMeans that the speed ratio e is large as shown in FIG.
Throttle valve opening θthIs smaller,
The decline is prevented. That is, the low pressure is related to the speed ratio e.
Approximate to the ideal curve shown in Fig. 8 for the side line hydraulic pressure
Characteristics can be obtained only by the hydraulic circuit.
Electromagnetic pressure control controlled by microcomputer
The hydraulic circuit is significantly cheaper than when using a servo valve
There are advantages.
The third pressure regulating valve 220 is provided with a reverse
Rake 50 and forward clutch 52
Suitable third line hydraulic pressure PlThreeIs generated. sand
That is, the third pressure regulating valve 220 is connected to the first line oil passage 80 and the third line
Spool valve 222 that opens and closes between the oil passage 88 and the spring
Seat 224, return spring 226, plunger 228
It has. First land 230 and second land of spool valve 222
Third line hydraulic pressure Pl between land 232ThreeFeedback
A chamber 236 is provided which is introduced as a pressure through the throttle 234.
And the spool valve 222 is in the third line hydraulic pressure Pl.ThreeClosed by
It is designed to be biased in the valve direction. Also spool
On the first land 230 side of the valve 222, the speed is
A chamber 240 into which the specific pressure Pe is guided is provided, and a spool valve is provided.
So that it is urged in the valve closing direction by the speed specific pressure Pe of the element 222.
Has become. In the third pressure regulating valve 220, a return spr
The urging force of the ring 226 in the valve opening direction is applied via the spring seat 224.
And is provided to the spool valve 222. Also plan
Throttle pressure P on the end face of jaw 228thChamber for working
242 are provided, and the spool valve 222
Pressure PthBiased in the valve opening direction
You. Therefore, the third line hydraulic pressure PlThreeIs given by the above equation (1)
From a similar equation, the speed specific pressure Pe and the throttle pressure PthBased on
Therefore, the pressure is adjusted to the optimum value. With this optimal value
In the forward clutch 52 or the reverse brake 50
Ensures torque transmission without slippage
This is a necessary and sufficient value for
Third line hydraulic pressure Pl adjusted as described aboveThreeThe mani
Forward valve 52 or reverse by dual valve 250
For the vehicle brake 50. Sand
The manual valve 250 is provided with the shift lever 252 of the vehicle.
Equipped with a spool valve element 254 that is moved in connection with operation
Shift lever 252 is in the N (neutral) range
The third line hydraulic pressure PlThreeSupply
No, but L (low), S (second), D (drive)
In the state of being operated to the range, the third line hydraulic pressure PlThreeTo
It is supplied exclusively to the forward clutch 52 and at the same time
The oil is drained from the key 50 and it is operated to the R (reverse) range
3rd line hydraulic pressure PlThreeExclusively for reverse brake 50
Oil from the forward clutch 52 at the same time
(Parking) Forward while operating in the range
Is drained from the clutch 52 and the reverse brake 50. What
Note that accumulators 256 and 258 loosen frictional engagement.
The forward clutch 52 and the forward clutch 52
And the reverse brake 50 respectively.
The first line hydraulic pressure P regulated by the first pressure regulating valve 100
l1And the second line oil regulated by the second pressure regulating valve 102
Pressure PlTwoIs a shift control valve to adjust the speed ratio of CVT16
The hydraulic cylinder 70 and the hydraulic cylinder 72 are
It is supplied to one side and the other. Transmission control valve device
260 is composed of shift direction switching valve 262 and flow rate switching valve 264
Have been. Note that the shift direction switching valve 262 and the flow
Pilot pressure P for driving quantity switching valve 264pIs a pyro
The pilot oil generated by the pressure control valve 266
It is guided by a road 90. Pilot suppression
The valve 266 is connected between the first line oil passage 80 and the pilot oil passage 90.
Spool valve element 268 that opens and closes, and this spool valve element 268
And a spring 270 for urging the valve in the valve opening direction.
Spool valve 268 is pilot pressure PpBased on the valve closing direction
When the biasing force is balanced with the biasing force of the spring 270,
Moved to the first line oil passage Pl1Depressurize
Constant pilot pressure PpGenerate.
As shown in detail in FIG. 9, the shift direction switching valve 262 is
A spool valve controlled by the first solenoid valve 272.
And three first connection paths 2 connecting the flow rate switching valve 264
74, communicates with the second connection path 276 and the third connection path 278, respectively.
Ports 280a, 280c, 280e and drain port communicating with drain
280b and the first line hydraulic pressure Pl through the throttle 282.1Is supplied
Port 280d and the second line hydraulic pressure PlTwoIs supplied
280f and one end of the moving stroke (the upper end in FIG. 9).
A certain first position and the other end of the movement stroke (the lower end in FIG. 9)
Is slidably disposed between the first position and the second position.
The pool valve element 284 and the spool valve element 284 are moved to the first position.
A spring 286 is provided for biasing. The above
Pilot hydraulic pressure P is provided on one end of pool valve 284.pBut
While always operating, the off state of the first solenoid valve 272
State, that is, in the closed state, the end on the other end side of the spool valve element 284.
Pilot hydraulic pressure P on the surfacepIs activated, but is in the ON state,
That is, in the open state, the pressure downstream of the throttle 288 is exhausted, and
Illot Hydraulic PpIs inactive. Therefore, the first
While the magnetic valve 272 is on, the spool valve element 284 is in the second position.
Between the port 280a and the drain port 280b.
Between port 280d and port 280e
Between port 280c and port 280d, and port 280e
And the port 280f are opened, but the first solenoid valve 272 is turned off.
The spool valve 284 is in the first position during the
Between port 280a and drain port 280b, and
When opening between port 280e and port 280d respectively
Between port 280c and port 280d, and port 28
The space between 0e and port 280f is closed. Where the shifting direction
In the switching valve 262, as shown in FIG.
84 lands and each port 280a, 280c, 280e, 280b, 280d, 280
The spool valve element 284 is opened so that
Responsiveness is improved due to a shorter travel stroke
Have been. However, even in the above half-open state, the hydraulic oil flow
The flow cross-section is set so that sufficient
Even if the movement stroke is shortened as described above,
It doesn't matter.
The flow switching valve 264 is controlled by a second solenoid valve 290.
The three first connection paths 274,
Ports communicating with the second connection path 276 and the third connection path 278, respectively.
292b, 292d, 292f and the primary hydraulic cylinder 70
Port 292a and port 292c, and the secondary hydraulic cylinder
Port 292e communicating with port 72 and one end of the movement stroke
The first position (upper end in FIG. 9) and the other end of the movement stroke
Slidable between the second position (lower end in FIG. 9)
Spool valve element 294 and the spool valve element 2
A spring 296 for urging the 94 toward the first position.
I have. As with the shift direction switching valve 262, the spool
Pilot oil pressure P is provided on one end of valve 294.pAlways works
On the other hand, when the second solenoid valve 290 is in the off state,
Pilot hydraulic pressure P is applied to the other end of spool valve element 294.pBut
It works, but in the off state, that is, in the open state, the throttle
Pilot hydraulic pressure P is exhausted downstream from 298pInaction
State. Therefore, the second solenoid valve 290 is turned on (due
Spool ratio 294 is second in the period of 100%
Between port 292a and port 292b.
Port 292c and port 292d, and port 292e and port 292c.
292f and the second solenoid valve
During the period when 290 is off (duty ratio 0%),
The valve 294 is positioned at the first position and the port 292a is
Port 292b, port 292c and port 292d, and
And between ports 292e and 292f are closed.
You. Note that during the period when the second solenoid valve 290 is off,
Port 292c and port 292d are closed,
Slightly through the throttle hole 300 formed in the spool valve element 294
They are in communication. And the primary hydraulic cylinder
70 is the above port via a primary side oil passage 302 having a throttle 304
292a and port 292c.
The Linda 72 is connected to the port 292e via the secondary oil passage 306.
Connected and equipped with a check valve with throttle 308
It is connected to the second line oil passage 82 via the path oil passage 309.
You. Also in this flow rate switching valve 264, the shift direction switching valve 262
Similarly, each land of spool valve element 294 and port 292a, 29
Open between 2b, 292c, 292d, 292e, 292f with half open
So that the movement stroke of the spool valve element 294 is shortened
ing.
Therefore, when the first solenoid valve 272 is on,
As shown by the solid line in FIG.
Oil is throttle 282, port 280d, port 280c, second connection path 27
6, port 292d, port 292c, primary oil passage 302, throttle 304
Through the primary hydraulic cylinder 70 while the secondary
The hydraulic oil in the side hydraulic cylinder 72 is supplied to the secondary
Port 292e, port 292f, third connection path 278, port 280e, port
The gas is discharged to the second line oil passage 82 through the port 280f. this
Therefore, the hydraulic oil (Pl1) Is the primary oil
Pressure on the pressure cylinder 70 and the secondary hydraulic system
The hydraulic fluid (PlTwo) Made
The primary hydraulic cylinder 70 and the secondary hydraulic
The thrust equilibrium with the cylinder 72 is lost, and the speed of the CVT16
The speed ratio e is changed in the speed increasing direction (speed ratio increasing direction).
You.
Conversely, when the first solenoid valve 272 is off, the ninth
As shown by the broken line in the figure, the hydraulic oil in the first line oil passage 80
Aperture 282, port 280d, port 280e, third connection path 278, port
Outlet 292f, port 292e, 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, port 292b, first connection path 274, port 280a, drain port
Drained through the drain 280b. Therefore, the first
Hydraulic oil (Pl1) Is the secondary hydraulic cylinder 7
2 and the primary hydraulic cylinder 70
Pressure is applied to the primary hydraulic
The thrust between the cylinder 70 and the secondary hydraulic cylinder 72 is lost.
The speed ratio e of the CVT16 is reduced in the deceleration direction (speed ratio decreasing direction).
Direction).
As described above, the second solenoid valve 290 is turned on or off.
Connection between ports 292a and 292b,
Port 292c and port 292d, and port 292e and port 292c.
292f is opened or closed, respectively, and the ninth
As shown by the solid and broken lines in the figure, the flow rate of hydraulic oil
Since it is in the non-suppression state or the suppression state, the CVT16
The speed ratio e changes quickly in the deceleration direction or the acceleration direction.
Or it can be changed slowly. Also, the second solenoid valve 290
It is driven continuously on and off and its duty ratio is controlled.
The spool valve 294 is moved by the
Position in the middle of the
The changing speed of the speed ratio e of the CVT 16 is controlled. FIG.
The driving state and CV of the first solenoid valve 272 and the second solenoid valve 290
The relationship between the shifting direction of T16 and the changing speed of the speed ratio e is shown.
doing. Note that the first solenoid valve 272 is on and the second
When the solenoid valve 290 is off, the first line oil passage 80
Hydraulic oil flows through the throttle hole 300 of the spool valve element 294 on the primary side.
Supplied to the hydraulic cylinder 70, a gradual increase in speed is performed.
You.
The bypass oil passage 309 is provided from the secondary hydraulic cylinder 72.
Check valve with throttle 30 during speed-up shifting in which hydraulic oil is drained
No function since it is closed by 8. Also,
Even during normal deceleration shifting, the inside of the secondary hydraulic cylinder 72 remains
Become PoutIs the second line hydraulic pressure PlTwoHigher hydraulic pressure
Therefore, the bypass oil passage 309 is closed by the check valve 308 with the throttle.
Have been. However, the first solenoid valve 272 and the second solenoid valve 2
Both 90 are off and the flow switching valve 264 is closed
Is reached, the secondary-side hydraulic
While hydraulic oil is supplied into the drain 72, the primary hydraulic cylinder
From the inside of 70, work from the gap formed in the sliding part of the piston
CVT16 gently decelerates as hydraulic fluid gradually leaks
State. Thus, at the time of gentle deceleration shifting
Since the bypass oil passage 309 functions, the secondary hydraulic cylinder 7
To prevent the hydraulic oil from leaking from 2 to the second line oil passage 82.
There is no need to consider reducing the aperture
Desired speed ratio change speed during gentle deceleration shifting like
Work inside the secondary hydraulic cylinder 72 so that
Throttle check valve 308 to allow sufficient supply of hydraulic oil.
The diameter can be set relatively large.
Here, the first line hydraulic pressure Pl in CVT161A true drive
During dynamic running, as shown in Fig. 11,
At the time of parking travel, a hydraulic pressure value as shown in FIG. 12 is desired.
FIGS. 11 and 12 show the case where the input shaft 38 is fixed.
Speed ratio within the entire range while rotating at
It shows the required hydraulic pressure value when
You. In this embodiment, the primary hydraulic cylinder 70 and the secondary hydraulic
Since the pressure receiving areas of the cylinders 72 are the same,
During operation, the hydraulic pressure P in the primary hydraulic cylinder 70in> Secondary oil
Hydraulic pressure P in pressure cylinder 72out, Fig. 12 engine brake
P when runningout> PinIn each case, the drive side hydraulic
The hydraulic pressure in the cylinder> the hydraulic pressure in the driven hydraulic cylinder. True drive
P above during dynamic runninginIs the drive side hydraulic cylinder
Because it generates force,
In order to generate the thrust to obtain the target speed ratio,
In order to reduce power loss, the first line hydraulic pressure Pl1
Is the above PinTo the value obtained by adding the necessary and sufficient margin oil pressure α
Pressing is desired. However, FIG. 11 and FIG.
First line hydraulic pressure Pl shown in the figure1The oil in one hydraulic cylinder
It is not possible to regulate based on pressure,
In the present embodiment, the switch valve 170 is provided, and PinAnd
And second line hydraulic pressure PlTwoThe higher oil pressure is the first key
The pressure is supplied to the pressure valve 100. This means
As shown in FIG. 13, PinCurve and PoutCurve showing
At the time of no-load running where the first line hydraulic pressure Pl
1PinAnd Pout(≒ Second line hydraulic pressure PlTwo) Whichever is higher
Required even when controlling to a value obtained by adding the margin value α to the hydraulic pressure value
It is.
The switch valve 170 connects the chamber 160 and the throttle 310 of the first pressure regulating valve 100 to each other.
And a common port 312 communicating with the primary oil passage 302
1st port 314 which communicates with the second line oil passage 82
The second port 316 and the common port 312 to the first port 31
Connect 1st position to connect with 4 and common port 312 to 2nd port 31
Spool moved between 6 and a second position to connect
The valve element 318 and the spool valve element 318 are moved toward the second position.
And a biasing spring 319. Above spool
The hydraulic pressure P in the primary hydraulic cylinder 70 is
inAnd second line hydraulic pressure PlTwoAre each acted
And hydraulic pressure PinAnd second line hydraulic pressure PlTwoHigh oil of
The pressure is moved to the side where the pressure is applied to the chamber 160 of the first pressure regulating valve 100.
Can be done. Strictly speaking, hydraulic pressure PinThrust based on the second line
Hydraulic pressure PlTwoAnd the thrust of the spring 319
Hydraulic pressure PinAct on chamber 160
However, the thrust of the spring 319 is extremely small.
You.
As described above, the primary hydraulic system is controlled by the switch valve 170.
Oil pressure P in Linda 70inAnd second line hydraulic pressure PlTwoOf
High oil pressure is used as feedback oil pressure for the first pressure regulating valve 100.
Because it is made to act on the chamber 160, the first
In hydraulic pressure Pl1Is, as shown in FIG.inOr Pl
TwoP approximately equal tooutPressure higher than the margin α
You. Therefore, the first line hydraulic pressure Pl1Is a necessary and sufficient value
And the power loss is made as small as possible. Cause
Next, the first line hydraulic pressure Pl indicated by a broken line in FIG.1Is a switch
When the valve 170 is not provided, the speed ratio e
When the pressure is low, unnecessarily large excess hydraulic pressure is generated
I have.
This margin α is within the entire speed ratio change range of the CVT16.
And change the speed ratio at the desired speed to obtain the desired speed ratio.
This is a necessary and sufficient value, and is evident from equation (2).
Like, throttle pressure PthIn relation to the first line hydraulic pressure P
l1Has been raised. Pressure receiving of each part of the first pressure regulating valve 100
The area and bias of spring 144 are set accordingly.
It is being done. At this time, the pressure is regulated by the first pressure regulating valve 100.
Pressed first line hydraulic pressure Pl1Is, as shown in FIG.
inOr PoutAnd throttle pressure PthIncreases with
But the throttle pressure PthAt the maximum value corresponding to
It is made to be summed up. Thereby, the speed ratio e
Becomes the maximum value and the V groove width of the primary variable pulley 56 decreases.
In the mechanically blocked state, the primary hydraulic cylinder 70
Hydraulic PinIs always higher by the margin α
Well controlled first line hydraulic pressure Pl1Overpressure is prevented
It has become.
In the first pressure regulating valve 100 described above, the first line oil passage 80
The work that was discharged from the communicating port 148a to the port 148b
Fluid, and hydraulic fluid drained through throttle 320
Is locked by the clutch pressure regulating valve 322.
Pressure clutch suitable for actuating
H Hydraulic PCLAnd the lock-up clutch pressure oil passage 92
Is to be led to. That is, the clutch
The pressure regulating valve 322 has a clutch hydraulic pressure P as a feedback pressure.
CLSpool valve element 324 urged in the valve opening direction in response to the
The spring 3 for urging the spool valve element 324 in the valve closing direction
26, and the spool valve element 324 is
The thrust based on the lock pressure balances with the thrust of the spring 326
Actuated to operate the lock-up clutch pressure passage 92
By letting out the hydraulic oil inside, a certain amount of clutch oil
Pressure PCLIs generated. Outflow from clutch pressure regulating valve 322
The applied oil is transmitted through the throttle 328 to the transmission
Is sent out for lubrication of each part of the
The oil is returned to the suction oil passage 78 of the pump 74.
Clutch hydraulic pressure P regulated as described aboveCLIs
The engagement side oil passage 332 of the fluid coupling 12 is controlled by the
And the oil passage 334,
So that the clutch 36 is engaged and released.
Has become. That is, the lock-up control valve 330
Back-up clutch pressure oil passage 92 to the engagement side oil passage 332 and
Spool valve 336 that is alternatively connected to the oil passage 334
And a spring 338 for urging the spool valve element 336 toward the release side.
And At both ends of the spool valve element 336,
H Hydraulic PCLAre respectively given. Therefore, the third
When solenoid valve 340 is off and closed
The spool valve 336 is released according to the spring 338
Side, and the lock-up clutch 36 is released.
It is said. The lock-up control valve 330 shown in FIG.
Is shown. However, the third solenoid valve 340 is turned on.
To release the pressure downstream of the throttle 342.
Then, the spring 338 side of the spool valve element 336 until then
The clutch hydraulic pressure P that was applied to the chamber 344CLIs removed
The spool valve element 336 resists the biasing force of the spring 338
Moved to the engagement side, lock-up clutch 36 is engaged
State. The lock-up control valve 330
The hydraulic fluid is sent to the cooler.
The hydraulic oil pressure is controlled by the cooler bypass valve 346.
Is controlled. 348 is the first line hydraulic pressure Pl1Prevents excessive pressure rise
It is a safety valve to stop.
In FIG. 2, the electronic control unit 350 is a control system according to this embodiment.
It functions as a control means, and the hydraulic control shown in FIG.
The first solenoid valve 272, the second solenoid valve 290, the third solenoid in the circuit
By driving the valve 340, the speed ratio e of the CVT 16 and the fluid connection
The hand 12 controls the lock-up clutch 36. Electronic control
The device 350 is a so-called microcontroller including a CPU, a RAM, a ROM, and the like.
Computer, which includes the engine speed
Engine circuit sensor 352 for detection, CVT16 input shaft
Input shaft rotation sensor 354, C for detecting the rotation speed of 38
Output shaft rotation to detect the rotation speed of output shaft 54 of VT16
The sensor 356 and the slot provided in the intake pipe of the engine 10
Throttle valve opening sensor for detecting the opening of the toll valve
358, operation to detect the operating position of shift lever 252
From the position sensor 360, the engine speed NeA signal representing
Input shaft rotation speed Nin, The output shaft rotation speed NoutTo
Signal, throttle valve opening θthSignal representing shift
Operation position P of bar 252sAre supplied, respectively.
You. The CPU in electronic control unit 350 uses the temporary storage function of RAM.
Input according to the program stored in ROM while using
The signal is processed, and the first solenoid valve 272, the second solenoid valve 290, the third
A signal for driving the magnetic valve 340 is output.
In the electronic control device 350, a main
The initialization is performed by executing
Input signals from each sensor are read into the
The rotation speed N of the input shaft 38 based on the read signalin,
Rotation speed N of output shaft 54out, CVT16 speed ratio e, vehicle speed v, etc.
Is calculated and locked up according to the input signal condition.
Control, CVT16 shift control, etc. are performed sequentially or selectively.
Is performed.
In the speed change control of the CVT 16 described above, for example,
It is controlled according to the flowchart. Step S1
When input signals from each sensor are read,
The engine 10 times based on that read signal
Rolling speed Ne, The rotation speed N of the input shaft 38in, The rotation speed of the output shaft 54
Degree Nout, Throttle valve opening θthIs calculated, and step S2
At which the speed ratio e of CVT16 (= Nout/
Nin), Vehicle speed v and the like are calculated. In step S3
The minimum fuel efficiency and drivability of the engine 10.
From the relationship previously determined, the throttle valve opening θth
Target speed ratio e based on the vehicle speed v*Is determined.
This relationship is, for example, the throttle valve opening θthRequest represented by
To generate output on the minimum fuel efficiency curve of engine 10
From the above relationship, the vehicle speed v and the throttle valve
Opening θthEngine speed uniquely determined based on
Degree (input shaft rotation speed) is the target rotation speed Nin *And this
Nin *Target speed ratio e to achieve the value*Is determined
It is. Note that the above relationship is based on the function formula or data map.
It is stored in advance in the ROM in the form. Also, the above relationship
Are stored in advance, and the operation of the shift lever 252 is
It is selected based on the working position (D, S)
You.
Then, in step S5, the value obtained in step S4
Control deviation (e*-E) is positive or not.
And the control deviation (e*−e)
Step S5a or S5b for changing the speed ratio e is executed.
Is performed. If the determination in step S5 is affirmative,
In step S5a, the first solenoid valve 272 is turned on.
Speed-up shift of CVT16 is executed and actual speed ratio e increases
Let me do. However, the decision in step S5 was denied
In this case, the first solenoid valve 272 is turned off in step S5b.
The CVT16 deceleration shift is executed and the actual speed
The ratio e is reduced.
In step S6, the flow control value V0Is, for example, the following equation (3)
Is required in accordance with
V0= k ・ | e*−e | …… (3)
In step S7, the flow control value V0Is output
Thus, the second solenoid valve 290 is driven. This flow control value V0flag
For example, it corresponds to the duty ratio, and
Duty ratio changes continuously at the specified duty frequency
The driven signal is supplied to the second solenoid valve 290. Soshi
Therefore, the above steps are executed repeatedly
As a result, the speed ratio e of the CVT 16 is
It is controlled to an appropriate value.
In the lock-up clutch control (not shown), the vehicle
The speed v is a predetermined constant value, for example, 30 km / h or more.
The lock-up clutch 36 is engaged
You.
As described above, according to the present embodiment, the secondary hydraulic cylinder
A check valve 308 with a throttle is provided between the nozzle 72 and the second line oil passage 82.
A bypass oil passage 309 is provided.
The oil passage 309 extends from the second line oil passage 82 to the secondary hydraulic cylinder 7.
2 when the flow of hydraulic fluid occurs,
Opened during kana deceleration shifting. For this reason, the secondary hydraulic pressure
Oil pressure P in cylinder 72outAnd second line hydraulic pressure PlTwoOriginally
In the closed state of the flow switching valve 264 that is easily dissociated,
Hydraulic pressure P in the secondary hydraulic cylinder 72outAnd second line hydraulic
PlTwoIs approximated by the second pressure regulating valve 102.
Belt tension can be controlled with high precision.
Also, according to the present embodiment, only during slow deceleration shifting
In this case, the bypass oil passage 309 is opened.
09, the hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 72
Leakage to the oil passage 82 to increase the consumption of hydraulic oil
Increase power loss or reduce speed ratio change speed.
Therefore, it is possible to prevent the shift response from being impaired. Conversely
By reducing the throttle of the bypass passage 309,
When the secondary hydraulic cylinder 72 becomes low pressure, the secondary oil
Hydraulic pressure P in pressure cylinder 72outAnd second line hydraulic pressure PlTwoApproximation to
Is not impaired. That is, the check valve with throttle 308
If there is no non-return function of
The secondary hydraulic cylinder 72 is now on the low pressure side
Sometimes the flow rate of hydraulic oil is reduced to
Hydraulic pressure and second line hydraulic pressure PlTwoAnd at the same time
Hydraulic oil loss when the secondary hydraulic cylinder 72 is on the high pressure side
Hydraulic oil distribution to prevent loss and improve shift response
Contradictory function of suppressing
And both functions were not always fully satisfied
It is.
Moreover, according to the present embodiment, it is possible to reduce
From the second line oil passage 82 into the secondary hydraulic cylinder 72.
Since hydraulic oil is supplied, the seal of the secondary hydraulic cylinder 72 is
The transmission belt 60 slips even if
The trouble does not occur.
The embodiment of the present invention has been described with reference to the drawings.
However, the present invention is applied in other aspects.
For example, in the above-described embodiment, the check valve with throttle 308
May be provided with a throttle and a check valve in series.
It is. At this time, instead of the aperture,
The diameter of the bypass oil passage 309 should be
And length.
In the above-described embodiment, the bypass oil passage 309 is connected to the secondary side.
Provided between the hydraulic cylinder 72 and the second line oil passage 82
Belt tension control during slow deceleration shifting.
Was easier, but instead or
In addition, the primary hydraulic cylinder 70 and the second line oil passage 82
In the meantime, when the primary hydraulic cylinder 70
Even if a bypass oil passage closed by a stop valve is provided
It is good.
In the above-described embodiment, the throttle valve opening detection valve 18
Throttle pressure P generated by 0thIs used
Like a vehicle with a diesel engine
For vehicles that do not use a throttle valve for the
A hydraulic pressure corresponding to the dull operation amount may be used. like this
For example, if the cam 184 of the above-described embodiment is
The accelerator pedal rotates as the pedal is depressed.
It may be mechanically related to Dal.
Further, in the shift control of the CVT 16 in the above-described embodiment,
Target speed ratio e*Speed so that the actual speed ratio e matches
The ratio e is controlled so as to be adjusted.
Nin *Is the actual input shaft rotation speed NinControl to match
It may be done.
In the above-described embodiment, the pilot pressure control valve 26
Pilot pressure P generated by 6pReplace with
And clutch hydraulic pressure PCLMay be used. In this case pie
No need for lot pressure control valve 266, making the hydraulic circuit cheaper
Can be configured.
In the above-described embodiment, the input of the fluid coupling 12 and the input of the CVT 16 are performed.
The forward / reverse switching position 14 was provided between the shaft 38 and the
It is provided between the output shaft 54 of T16 and the intermediate gear device 18.
It may be.
Also, instead of the fluid coupling 12 of the above-described embodiment, an electromagnetic
Other types of couplings, such as clutches, wet clutches, etc.
You.
The above is merely an example of the present invention.
Therefore, the present invention may be variously modified without departing from the spirit thereof.
Further modifications can be made.
【図面の簡単な説明】
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。
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)
260:変速制御弁装置
308:絞り付逆止弁(絞りおよび逆止弁)
309:バイパス油路BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a circuit diagram showing a hydraulic control device for operating the device shown in FIG. 2 in detail. 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. 16: CVT (belt-type continuously variable transmission) 56, 58: Variable pulley 60: Transmission belt 70, 72: Hydraulic cylinder (hydraulic actuator) 260: Transmission control valve device 308: Check valve with throttle (throttle and check valve) ) 309: Bypass oilway
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 大川 進 愛知県豊田市トヨタ町1番地 トヨタ自 動車株式会社内 (56)参考文献 特開 昭59−99161(JP,A) 特開 昭61−88063(JP,A) ────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of front page (72) Inventor Susumu Okawa 1 Toyota Town, Toyota City, Aichi Prefecture Dosha Co., Ltd. (56) References JP-A-59-99161 (JP, A) JP-A-61-88063 (JP, A)
Claims (1)
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、第1ライン油圧およびそれよりも低圧の第2ラ
イン油圧またはドレン圧を該一対の油圧アクチュエータ
の一方および他方に作用させることにより速度比を変更
する変速制御弁装置を有する油圧制御装置であって、 絞りを備え、前記第2ライン油圧を前記一対の油圧アク
チュエータの一方に対して作用させる前記変速制御弁装
置経由の油路とは独立して、該一対の油圧アクチュエー
タの一方と前記第2ライン油圧を導くための第2ライン
油路とを接続するバイパス油路と、 該バイパス油路に設けられ、該バイパス油路において前
記油圧アクチュエータの一方へ向かう作動油の流動を許
容し、且つ前記第2ライン油路へ向かう作動油の流動を
阻止する逆止弁と、 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。(57) [Claims] A vehicle including a transmission belt wound around a pair of variable pulleys provided on the primary rotation shaft and the secondary rotation shaft, respectively, and a pair of hydraulic actuators for changing an effective diameter of the pair of variable pulleys. In a belt-type continuously variable transmission, a shift control valve device that changes a speed ratio by applying a first line hydraulic pressure and a second line hydraulic pressure or a drain pressure lower than the first line hydraulic pressure to one and the other of the pair of hydraulic actuators is provided. A hydraulic control device having a throttle, independently of an oil passage via the shift control valve device for applying the second line hydraulic pressure to one of the pair of hydraulic actuators. A bypass oil passage connecting one of the first oil passage and a second line oil passage for leading the second line oil pressure; and a bypass oil passage provided in the bypass oil passage. A check valve that allows the flow of hydraulic oil toward one of the hydraulic actuators and prevents the flow of hydraulic oil toward the second line oil passage. Hydraulic control device for step transmission.
Priority Applications (4)
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---|---|---|---|
JP62208789A JP2748369B2 (en) | 1987-08-21 | 1987-08-21 | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles |
DE88113523T DE3885540T2 (en) | 1987-08-21 | 1988-08-19 | Hydraulic control device for a continuously variable pulley gear for vehicles. |
EP88113523A EP0304085B1 (en) | 1987-08-21 | 1988-08-19 | Hydraulic control device for belt-and-pulley type continuously variable transmission for a vehicle |
US07/443,845 US4967621A (en) | 1987-08-21 | 1989-12-04 | Hydraulic control device for belt-and-pulley type continuously variable transmission for a vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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JP62208789A JP2748369B2 (en) | 1987-08-21 | 1987-08-21 | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles |
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JPS6449757A JPS6449757A (en) | 1989-02-27 |
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JPS6188063A (en) * | 1984-10-04 | 1986-05-06 | Toyota Motor Corp | Hydraulic control device for belt stepless speed change gear |
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1987
- 1987-08-21 JP JP62208789A patent/JP2748369B2/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
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JPS6449757A (en) | 1989-02-27 |
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