JP2802314B2 - Transmission control device for continuously variable transmission - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION 【産業上の利用分野】[Industrial applications]

本発明は、車両用のベルト式無段変速機の油圧制御系
における変速比制御弁による変速制御装置に関し、詳し
くは、変速比に応じて変速特性を機械的に調整するメカ
ニカルモジュレータ機構に関する。The present invention relates to a transmission control device using a transmission ratio control valve in a hydraulic control system of a belt-type continuously variable transmission for a vehicle, and more particularly, to a mechanical modulator mechanism that mechanically adjusts transmission characteristics according to a transmission ratio.

【従来の技術】[Prior art]

この種の無段変速機の変速制御としては変速比制御弁
を有し、この変速比制御弁の一方にアクセル開度に応じ
てスプリング力を、その他方にエンジン回転数に応じた
ピトー圧を作用させ、両者がバランスするように変速す
ることが基本になっている。従って、この基本的は技術
思想によると、エンジン回転数が一定の変速特性にな
る。ところでかかる変速特性では、変速開始のエンジン
回転数が高過ぎて騒音が大きいと共に変速性能に欠け、
最高車速が最小変速比でしか得られない等の走行フィー
リングの不都合がある。このため、変速比制御弁にモジ
ュレータ機構を付設して、変速特性を最適化することが
考えられている。 そこで、上記変速制御のモジュレータ機構に関して
は、例えば特開昭60-159455号公報の先行技術がある。
ここで、ライン圧の変速比に応じた可変制御の特性を利
用するものであり、変速比制御弁のスプールとスプリン
グとの間にライン圧により移動するプランジャを介設す
る。そしてアクセル開度に応じてスプール側に作用する
スプリング力を、低速段のライン圧の大きい場合は小さ
くし、高速段のライン圧の小さい場合は大きくするよう
に調整し、変速特性をエンジン回転数の低い状態で変速
を開始し、その後、変速比が小さくなるに従ってエンジ
ン回転数を上昇するように調整することが示されてい
る。また、別の先行技術としては、特開昭61-52456号公
報がある。As a speed change control of this type of continuously variable transmission, a speed ratio control valve is provided, and one of the speed ratio control valves is provided with a spring force according to the accelerator opening, and the other is provided with a pitot pressure according to the engine speed. Basically, the gears are operated and the gears are shifted so as to balance them. Therefore, according to the basic technical idea, the engine speed has a constant speed change characteristic. By the way, in such a shift characteristic, the engine speed at the start of the shift is too high, the noise is loud, and the shift performance is lacking.
There are inconveniences in traveling feeling such as that the maximum vehicle speed can be obtained only at the minimum speed ratio. For this reason, it has been considered to add a modulator mechanism to the transmission ratio control valve to optimize the transmission characteristics. Therefore, there is a prior art in Japanese Patent Laid-Open No. 60-159455, for example, regarding a modulator mechanism for the above-mentioned shift control.
Here, a variable control characteristic according to the speed ratio of the line pressure is used, and a plunger that moves by the line pressure is interposed between the spool and the spring of the speed ratio control valve. The spring force acting on the spool in accordance with the accelerator opening is adjusted to be small when the line pressure at the low speed stage is large, and to be large when the line pressure at the high speed stage is small. It is shown that the shift is started in a state of low engine speed and then the engine speed is adjusted to increase as the gear ratio decreases. As another prior art, there is JP-A-61-52456.

【発明が解決しようとする課題】[Problems to be solved by the invention]

ところで、上記の先行技術の内、前者（特開昭60-159
455号公報）のものでは、ライン圧を利用した油圧式モ
ジュレータ機構であるため、モジュレータ範囲がライン
圧制御幅に制御されてしまい、モジュレータ範囲を拡大
することが難しい。また、先行技術の後者（特開昭61-5
2456号公報）のものでは、上記に加えて変速比の高速段
側をカバーするため、シフトアップに応じて一律に操作
ロッドを押し込むだけの構成であるので、エンジン回転
数をシフトアップと共に高めることができる。しかしな
がら、ライン圧が２段に切換制御される場合等ではライ
ン圧レベルが変化するため、ライン圧をそのまま適用す
るのは難しい等の問題がある。 本発明は、かかる点に鑑みてなされたもので、その目
的とするところは、ライン圧制御等に影響されることな
く、変速特性のモジュレータを最適化することが可能な
無段変速機の変速制御装置を提供することにある。By the way, of the above prior arts, the former (JP-A-60-159)
No. 455), which is a hydraulic modulator mechanism using line pressure, the modulator range is controlled to the line pressure control width, and it is difficult to expand the modulator range. In addition, the latter of the prior art (Japanese Unexamined Patent Publication No.
No. 2456), in addition to the above, in order to cover the high speed side of the gear ratio, the operation rod is simply pushed in uniformly in accordance with the upshift, so the engine speed is increased together with the upshift. Can be. However, when the line pressure is switched between two stages, the line pressure level changes, so that it is difficult to apply the line pressure as it is. SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a transmission of a continuously variable transmission capable of optimizing a modulator having a transmission characteristic without being affected by line pressure control or the like. It is to provide a control device.

【課題を解決するための手段】[Means for Solving the Problems]

上記目的を達成するため、本発明は、無段変速機の油
圧制御系の変速比制御弁が、スプールとシフトカム側の
プランジャとの間にアクセル開度に応じた荷重を付与す
るスプリングと、変速比の要素でのみ作用するスプリン
グとを有し、ピトー圧を上記スプールの他側へ作用させ
て変速制御する変速制御装置において、上記変速制御弁
に、変速比に応じて機械的に上記スプリングの荷重を変
化させるモジュレータ機構を付設することを特徴とす
る。In order to achieve the above object, the present invention provides a continuously variable transmission hydraulic control system wherein a speed ratio control valve includes a spring for applying a load between a spool and a plunger on a shift cam side in accordance with an accelerator opening, A spring that acts only on the element of the ratio, and controls the shift by applying a pitot pressure to the other side of the spool. It is characterized in that a modulator mechanism for changing the load is provided.

【作用】[Action]

上記構成に基づき、無段変速機で変速制御する変速比
制御弁は、機械的モジュレータ機構によりライン圧等に
影響されることなく、変速比に応じてスプリングの荷重
が変化され、高速段へのシフトに応じてエンジン回転数
を上昇した最適な変速ラインの特性を得るように制御す
る。Based on the above configuration, the gear ratio control valve, which controls the gear shift by the continuously variable transmission, changes the load of the spring according to the gear ratio without being affected by the line pressure or the like by the mechanical modulator mechanism. Control is performed so as to obtain an optimal shift line characteristic in which the engine speed is increased in accordance with the shift.

【実施例】【Example】

以下、本発明の実施例を図面に基づいて具体的に説明
する。 第１図において、フロントエンジン・フロントドライ
ブ（FF）ベースの横置きトランスアクスル型で電磁粉式
クラッチを組合わせたベルト式無段変速機について説明
する。 符号１は電磁粉式クラッチ、２は前後進切換装置、３
は無段変速機、４はフロントデフ装置である。そしてク
ラッチハウジング６の一方に電磁粉式クラッチ１が収容
され、そのクラッチハウジング６の他方と、そこに接合
されるメインケース7,更にメインケース７のクラッチハ
ウジング６と反対側に接合されるサイドケース８の内部
に、前後進切換装置2,無段変速機3,フロントデフ装置４
が収容される。 電磁粉式クラッチ１は、エンジンのクラッチ軸10にド
ライブプレート11を介して一体結合するリング状のドラ
イブメンバ12,変速機入力軸13に回転方向に一体的にス
プライン結合するディスク状のドリブンメンバ14を有す
る。そしてドリブンメンバ14の外周部側にコイル15が内
蔵されて、両メンバ12,14の間に円周に沿いギャップ16
が形成され、このギャップ16に電磁粉を有する。またコ
イル15を具備するドリブンメンバ14のハブ部のスリップ
リング18には、給電用ブラシ19が摺接し、スリップリン
グ18から更にドリブンメンバ14内部を通りコイル15に結
線されてクラッチ電流回路が構成されている。 こうして、コイル15にクラッチ電流を流すと、ギャッ
プ16を介してドライブおよびドリブンメンバ12,14の間
に生じる磁力線により、そのギャップ16に電磁粉が鎖状
に結合して集積し、これによる結合力でドライブメンバ
12に対しドリブンメンバ14が滑りながら一体結合して、
クラッチ接続状態になる。一方、クラッチ電流をカット
すると、電磁粉によるドライブおよびドリブンメンバ1
2,14の結合力が消失してクラッチ切断状態になる。そし
てこの場合のクラッチ電流の制御を、前後進切換装置２
の操作に連動して行うようにすれば、Ｐ（パーキング）
またはＮ（ニュートラル）レンジから前進のＤ（ドライ
ブ）,Ds（スポーティドライブ）または後退のＲ（リバ
ース）レンジへの切換え時に自動的にクラッチ１が接断
して、クラッチペダル操作が不要になる。 次いで前後進切換装置２は、上記クラッチ１からの入
力軸13と、これに同軸上に配置されたプライマリ軸20と
の間に設けられる。即ち、入力軸13に前進被係合側を兼
ねた後進用ドライブギヤ21が形成され、プライマリ軸20
には後進用被係合側のギヤ22が回転自在に嵌合してあ
り、これらのギヤ21,22が、軸23で支持されたカウンタ
ギヤ24,軸25で支持されたアイドラギヤ26を介して噛合
い構成される。そしてプライマリ軸20とギヤ21および22
との間に、切換機構27が設けられる。ここで常時噛合っ
ている上記ギヤ21,24,26,22は、クラッチ１のコイル15
を有するドリブンメンバ14に連結しており、クラッチ切
断時のこの部分の慣性マスが比較的大きい点に対応して
切換機構27は、プライマリ軸20のハブ28にスプライン嵌
合するスリーブ29が、シンクロ機構30,31を介して各ギ
ヤ21,22に噛合い結合するように構成されている。 これによりＰまたはＮレンジの中立位置では、切換機
構27のスリーブ29がハブ28とのみ嵌合して、プライマリ
軸20が入力軸13から切離される。次いでスリーブ29を、
シンクロ機構30を介してギヤ21側に噛合わすと、入力軸
13に対しプライマリ軸20が直結してＤまたはDsレンジの
前進状態になる。一方、スリーブ29を、逆にシンクロ機
構31を介してギヤ22側に噛合わせると、入力軸13はギヤ
21,24,26,22を介してプライマリ軸20に連結され、エン
ジン動力が逆転してＲレンジの後進状態になる。 無段変速機３は、上記プライマリ軸20に対しセカンダ
リ軸35が平行配置され、これらの両軸20,35にそれぞれ
プライマリプーリ36,セカンダリプーリ37が設けられ、
かつ両プーリ36,37の間にエンドレスの駆動ベルトが掛
け渡してある。プライマリプーリ36,セカンダリプーリ3
7はいずれも２分割に構成され、一方の固定プーリ36a,3
7aに対し、他方の可動プーリ36b,37bがプーリ間隔を可
変にすべく移動可能にされ、可動プーリ36b,37bには、
それ自体ピストンを兼ねた油圧サーボ装置38,39が付設
され、更にセカンダリプーリ37の可動プーリ37bには、
プーリ間隔を狭くする方向にスプリング40が付勢されて
いる。 また油圧制御系として、作動源のオイルポンプ41がプ
ライマリプーリ36の隣りに設置される。このオイルポン
プ41は、高圧用のギヤポンプであり、ポンプ駆動軸42
が、プライマリプーリ36,プライマリ軸20および入力軸1
3の内部を貫通してクランク軸10に直結し、エンジン運
転中、常に油圧を生じるようになっている。そしてこの
オイルポンプ41の油圧を制御して、各油圧サーボ装置3
8,39に給排油し、プライマリプーリ36とセカンダリプー
リ37のプーリ間隔を逆の関係に変化して、駆動ベルト34
のプーリ36,37におけるプーリ比を無段階に変換し、無
段変速した動力をセカンダリ軸35に出力する。 フロントデフ装置４は、上記無段変速機３の高速段側
最小プーリ比が、例えば0.5と非常に小さく、このため
セカンダリ軸35の回転数が大きい点に鑑み、セカンダリ
軸35に対し１組の中間減速ギヤ43a,43bを介して出力軸4
4が連結される。そしてこの出力軸44のドライブギヤ45
に、ファイナルギヤ46が噛合い、ファイナルギヤ46から
差動機構47を介して左右の前輪の車軸48a,48bに伝動構
成される。 第２図において、無段変速機３の油圧制御系について
説明すると、プライマリ油圧サーボ装置38において、プ
ライマリ軸20と一体的なシリンダ38aに可動プーリ36bが
嵌合し、シリンダ38a内に給，排油することによるプラ
イマリ圧を生じる。またセカンダリ油圧サーボ装置39に
おいても、セカンダリ軸35と一体的なシリンダ39aに可
動プーリ37bが嵌合し、シリンダ39a内にライン圧が導入
される。ここで可動プーリ37bに比べて可動プーリ36bの
方が、受圧面積が大きくなっており、プライマリ圧のみ
による変速制御を可能にしている。 そして油溜70からオイルポンプ41により汲み上げられ
たオイルは、油路71aを介してライン圧調整弁90に導か
れ、油路71aから分岐するライン圧の油路71bが、セカン
ダリシリンダ39aに常にライン圧を導入すべく連通す
る。油路71aから分岐する油路71cは変速比制御弁100に
連通し、この変速比制御弁100とプライマシリンダ38aと
の間に油路72が連通する。またプライマリシリンダ38a
の個所には、クラッチ係合後の変速制御において、エン
ジン回転数に応じた制御圧としてのピトー圧を取出すピ
トー圧センサ73が設置され、このピトー圧センサ73から
のピトー圧が、油路74を介してライン圧調整弁90,変速
比制御弁100に導かれる。 更に、エンジン回転数の低い状態を含む広範囲で変速
制御を行うＤエンジンに対し、エンジン回転数の高い範
囲に限定して変速制御を行い、アクセル開放の場合にエ
ンジンブレーキ作用するDsレンジを得る油圧系として、
ライン圧調整弁90からのドレン油路75aにリリーフ弁76
が設けられ、このリリーフ弁76の上流側から分岐する潤
滑油圧回路の油路75bが、セレクト位置検出弁130に連通
し、油路75bから更に分岐する油路75cが、変速比制御弁
100のエンジンブレーキ用アクチュエータ140に連通して
いる。 上記潤滑油圧回路の油路75aから分岐する油路75dはベ
ルト34の内周上に配置されるベルト潤滑ノズル77に、油
路75eはピトー圧センサ73のオイル供給口78に連通し、
油路75eはチェック弁79,オイルクーラ80を介して油溜70
側に連通する。セカンダリシリンダ39aの油圧室39bと反
対側にはバランサ室39cが設けられ、オイルクーラ80の
出口側油路81がバランサ室39cに連通してオイルを満た
し、油圧室39bの遠心油圧をバランサ室39cで相殺するよ
うになっている。また、変速比制御弁100のドレン油路8
2の途中にはチェック弁83を具備したシフトロック弁84
が設けられ、チェック弁83の上流の油路82と上記油路75
bとの間にはプリフィーリング用油路85が連通する。な
お、各油路の途中，大気開口部にはオリフィス86が設け
られている。 ライン圧調整弁90は、弁本体91,スプール92,スプール
92の一方のブッシュ93との間に付勢されるスプリング94
を有し、プライマリ可動プーリ36bに係合して実際の変
速比を検出するセンサシュー95が、潤滑通路を兼ねた軸
管96で移動可能に支持されてブッシュ93に連結する。弁
本体91において、スプール92のスプリング94と反対側の
ポート91aには油路74のピトー圧が作用し、このポート9
1aにドレインポート91bを介して隣接するポート91cに油
路71aのライン圧が作用する。また、ポート91cの隣りに
ライン圧が導かれるポート91dとドレインポート91eとを
有し、スプール92のランドチャンファ部92aによりドレ
イン量を変化して調圧するようになっており、ドレイン
ポート91eの隣りのスプリング94側にライン圧２段切換
用ポート91fが設けられる。 一方、ライン圧の油路71cにはライン圧２段切換用ソ
レノイド弁97が設けられる。このライン圧２段切換用ソ
レノイド弁97は三方弁であり、上記ライン圧２段切換用
ポート91fに接続する油路98を油路71c側とドレイン側に
選択的に連通するもので、通電により油路71cと98とを
接続してライン圧２段切換用ポート91fにライン圧を導
き、非通電により油路98をドレインする構成である。 こうして、スプール92のスプリング94は変速比が大き
い程スプリング力が大きくなり、このスプリング力がラ
イン圧上昇側に作用する。また、ポート91cとライン圧
２段切換用ポート91fのライン圧はライン圧低下側に作
用し、これら両者のバランスでライン圧制御される。ス
プール92の端部のピトー圧は、エンジン回転数と共にポ
ンプ吐出量が変化した場合にスプール92のバランス点を
調整するように作用する。 そこで、スプリング94のバランス点のスプリング力F,
ライン圧PL,ポート91cとライン圧２段切換用ポート91f
の受圧面積差をAL,Acとすると、ライン圧２段切換用ソ
レノイド弁97が非通電の場合は、 AL・PL＝Ｆ が成立して、ライン圧はPL＝F/ALにより高圧制御され
る。 また、ソレノイド弁97が通電すると、 （AL＋Ac）・PL＝Ｆ が成立して、ライン圧はPL＝F/（AL＋Ac）により低圧制
御される。こうしてライン圧は、変速比に応じて変化す
るスプリング力で無段階に制御され、更に、ライン圧２
段切換用ソレノイド弁97によりライン圧のレベルが低，
高２段階に制御されて、プーリ押付力を生じるようにな
る。 変速比制御弁100は、弁本体101の一方にスプール102
を有し、スプール102の一端のポート101aにはピトー圧
がチェック弁103またはオリフィス104を介して作用し、
その他端にはスプリング105,スプリング106が付勢す
る。またスプール102の中央のポート101b油路72に、そ
の左右のポート101c,101dはドレン油路82,ライン圧油路
71cに連通し、スプール102の溝部102aによりプライマリ
シリンダ38aに給，排油してプライマリ圧を生じるよう
になっている。 弁本体101の他方にはプランジャ107を有し、このプラ
ンジャ107にロッド108の一端がスプリング109を介して
挿入され、ロッド108の他端のローラ108aにアクセル開
度に応じて回動するシフトカム110が摺接する。プラン
ジャ107にはガイド111が取付けられてスプリング105を
受けており、こうしてシフトカム110の回動に応じてス
プリング105の力を変化している。ここで、プランジャ1
07には油路74のピトー圧が導かれており、プランジャ10
7に作用するスプリング反力をピトー圧で受けて、シフ
トカム110の操作力の軽減を図るようになっている。 更に、プランジャ107とスプリング106との間には機械
式モジュレータ機構120が設けられる。このモジュレー
タ機構120は、プランジャ107とガイド111内部のスプリ
ング受け112との間に可変機構121を有し、この可変機構
121がリンク122を介してセンサシュー95に連結して成
る。そして変速比が小さい高速段に移行するに従って可
変機構121により、スプリング106の力を漸増するように
モジュレータ作用する。 こうして、スプール102にはピトー圧とシフトカム110
によるアクセル開度に応じたスプリング105の力が作用
する。そして両者のバランスで所定のプライマリ圧を生
じて変速比を定め、車速の増大でピトー圧が上昇するの
に応じて高速段にアップシフトすべく変速比制御する。
このとき、スプール102にはモジュレータ機構120により
更に変速比に応じたスプリング106の力が付与すること
で、高速段へのアップシフトに応じてエンジン回動数を
順次上昇するようになる。 セレクト位置検出弁130は、弁本体131にドレン孔132
を有する弁体133が挿入され、弁体133にはセレクトレバ
ー136の操作に応じて回動するカム135が当接してある。
ここでカム135において、D,N,Rのレンジ位置は凸部135a
であり、両端のP,Dsのレンジ位置は凹部135bになってお
り、上記D,N,Rの各レンジでドレン孔132を閉じて操作油
圧を生じる。また、P,Dsレンジでドレン孔132が開く際
は、オリフィス86により上流側の油路75aの油圧の低下
を防ぐようになっている。 エンジンブレーキ用アクチュエータ140は、シリンダ1
41にピストン142が挿入され、このピストン142の一方に
リターン用スプリング143が付勢され、その他方のピス
トン室144に油路75bの操作油圧が油路75cを介して導か
れる。またピストン142の先端のフック142a,変速比制御
弁100のロッド108のローラピン108bおよびセンサシュー
95の間に、押込みレバーを兼ねたDsレンジ特性補正用の
モディファイ機構145のレバー146が係合可能に設けられ
る。 こうして、P,Dsレンジで操作油圧が無い場合は、ピス
トン142のフック142aによりレバー146を揺動してロッド
108を強制的に所定のストローク押込み、変速領域をエ
ンジン回転数の高い側に制限し、これによりDsレンジで
エンジンブレーキ作用する。そしてこの状態で所定の変
速比に達すると、レバー146にセンサシュー95が係合
し、これ以降は変速比の増大に応じてセンサシュー95に
よりレバー146が逆方向に揺動し、ピストン142,ロッド1
08を順次元の位置に引き戻すようになる。 第３図（ａ）ないし（ｃ）において、変速比制御弁10
0の機械式モジュレータ機構120について詳細に述べる。 図において、符号150はバルブブロックであり、この
バルブブロック150の内部に、変速比制御弁100が途中の
スプリング105,モジュレータ用スプリング106,ガイド11
1,スプリング受け112等を露出して設けられる。そして
バルブブロック150の実際の取付け時には、変速比制御
弁100が第３図の（ｃ）の状態になり、可変機構121はガ
イド111の部分の直下に配置されている。 可変機構121は、ガイド111の部分の直下にそれと直交
する軸承113が、両端をブロック側軸受部151で固定され
て水平に架設され、この軸113上の軸管114に、スプリン
グ調整装置155が回転およびスイング可能に設けられ
る。スプリング調整装置155は平行リンク機構であり、
軸管114と一体のレバー156aに２本のアーム157a,157bを
介してレバー156bが連結し、レバー156bと一体の部材15
8に２本のローラ160a,160bが軸159で支持されて取付け
られる。これらのローラ160a,160bは、ガイド111の孔11
1a内部を貫通してプランジャ107とスプリング受け112と
の間でその両者に摺接している。またガイド111の反対
側には、軸113の軸管115の一端にアーム161が一体に取
付けられ、このアーム161に軸159の端部を支持する部材
162が回転自在に設けられ、スプリング調整装置155の回
転およびスイングをガイドしている。軸管115の他端に
は回り止めプレート163が取付けられ、この回り止めプ
レート163がガイド111の中心線上の溝111bに係合してい
る。 リンク122は、略コ字形に屈曲する連結金具123が軸11
3の端部に回転自在に取付けられ、この連結金具123の先
端の二叉部123aがレバー156aと一緒に回転すべく連結す
る。また連結金具123のレバー部123bがロッド124を介し
てセンサシュー95に連結し、センサシュー95の変速比に
応じた移動に伴いスプリング調整装置155を回転するよ
うになっている。 ここでスプリング調整装置155は、レバー156a,156bが
一方に回転して傾斜すると、２本のローラ160a,160bを
略上下方向に並べてプランジャ107に対するスプリング
受け112の距離と共にモジュレータ用スプリング106の荷
重を最小にし、この状態からレバー156a,156bが水平方
向に回転する場合に、ローラ160a,160bが略水平方向に
並ぶことによりプランジャ107とスプリング受け112との
間隔を広げてスプリング106の荷重を漸増するように設
定される。またシフトカム110によるプランジャ107の押
込み位置が変化しても、それに応じてアーム157a,157b
でレバー156bが平行にスイングして上記ローラ160a,160
bの関係を保持する。 次いで、このように構成された無段変速機制御系の作
用について説明する。 先ず、車両停止または走り始めの変速開始前には、ラ
イン圧調整弁90で調圧されたライン圧が油路71bにより
セカンダリシリンダ39aにのみ導入しており、プライマ
リシリンダ38aは変速比制御弁100によりドレン油路82に
連通している。そのため無段変速機３では、駆動ベルト
34のプライマリプーリ36に対しセカンダリプーリ37の巻
付け径が最も大きく、最大変速比i_Lの低速段となる。 次いで、走行後にピトー圧センサ73のピトー圧が上昇
して変速比制御弁100のスプール102を移動し、油路71c
のライン圧が油路72を介してプライマリシリンダ38aに
供給されると、プリフィル作用で直ちにプライマリ圧を
生じてアップシフトを開始する。そしてプライマリ圧の
上昇により、駆動ベルト34のプライマリプーリ36に対す
る巻付け径が増し、最終的には最小変速比i_Hの変速段に
無段変速する。 そこで、上変速比制御弁100による変速制御の作用を
更に詳細に述べる。 先ず、走行時に、シフトカム110がアクセル開度に応
じて回転し、ロッド108,スプリング109,プランジャ107
を介してガイド111を所定量押込むことで、スプール102
の一方にスプリング105の作用で押込み量に応じた荷重
がかかる。一方、発進時は、変速比が最大の低速段であ
り、このためセンサシュー95により、リンク122を介し
てスプリング調整装置155のレバー156a,156bは第４図
（ａ）のように押されて傾き、ローラ160a,160bは略上
下方向に並ぶ。そこでスプリング受け112は、後退して
モジュレータ用スプリング106に付勢されなくなり、こ
うしてスプール102へのスプリング力は、スプリング105
のみによる小さい値いなる。これによりスプール102で
は、上記スプリング力に対し低速側の比較的小さいピト
ー圧でバランスし、第５図の点P₁の低いエンジン回転数
で変速を開始する。 変速開始後は、変速比に応じてセンサシュー95が移動
するのに伴いスプリング調整装置155のレバー156a,156b
はリンク122を介して回転し、ローラ160a,160bの並びが
しだいに略水平方向となるように傾き、スプリング受け
112を突出させる。そしてスプリング受け112がモジュレ
ータ用スプリング106に接する点P₂迄は、上述の一定の
スプリング力であるため、ラインl₁のエンジン回転数が
一定の特性になる。一方、点P₂以降は、スプール102に
スプリング106の荷重もかかり、このスプリング力は、
高速段へのシフトに伴いローラ160a,160bの作用でプラ
ンジャ107とスプリング受け112との間隔が増大すること
により順次大きくなる。このため、スプール102でバラ
ンスするピトー圧も順次大きくなって、ラインl₂のよう
にエンジン回転数を漸増した特性になる。更に、点P₃で
アクセル開放すると、スプリング105,モジュレータ用ス
プリング106の荷重が急激に低下することで、スプール1
02によりプライマリプーリ36側に給油され、このため急
速にアップシフトして最小変速比i_Hに至る。そして最小
変速比i_Hでは、第４図（ｂ）のようにローラ160a,160b
によるプランジャ107とスプリング受け112との間隔が設
定された最大の状態になる。 次いで、アクセル開度が上述より小さく，または大き
い場合は、プランジャ107の位置が変化するが、このと
きスプリング調整装置155では、レバー156aに対しアー
ム157a,157bを介してレバー156bと共にローラ160a,160b
がその傾きを維持したまま平行にスイングして追従す
る。そしてすべてのアクセル開度の位置で上述と同様に
作用する。そしてアクセル開度が小さいと、モジュレー
タ用スプリング106とスプリング受け112との距離の増大
で第５図のラインｌ′₁,l′₂のようにモジュレータ作用
が遅れ、逆にアクセル開度が大きい場合は、スプリング
106にスプリング受け112が早く接してラインｌ″₁,l″₂
のようにモジュレータ作用が早くなる。なお、l_minは最
低変速，l_maxは全開変速の各ラインである。 一方、上記スプリング調整装置155のスイング時に
は、ローラ160a,160bの一端のアーム161もスイングし、
ローラ160a,160bの回転時には部材162も回転すること
で、ローラ160a,160bを常に軸113に対し水平に保持す
る。また第４図（ｂ）の状態（ローラ160a,160bが両部
材を押し広げている状態）においてアクセルを操作した
とき、プランジャ107,ローラ160a,160b,スプリング受け
112が共に動いてスプリング105,106に作用するが、この
ときローラ160a,160bは、プランジャ107,スプリング受
け112の間隔を維持したまま軸113を中央にスイング（円
弧運動）をすることになる。すなわちローラ160a,160b
は、図の上下方向にわずかにズレながら左右方向に移動
する。この上下方向のズレの時ローラ160a,160bが回転
するため、左右方向の動きが円滑に行なわれる。（左動
方向の動きが円滑でないと応答性が悪くなる）。 第６図の本発明の他の実施例によると、スプリング調
整装置155とスプリング105,モジュレータ用スプリング1
06の位置関係を逆にして変速比制御弁100を構成する。
これによるとスプリング調整装置155のローラ160a,160b
の一方側にスプール102を、他方側にスプリング受け112
をそれぞれ配置させ、上述の第１の実施例と同様の機構
によりモジュレータ作用させることができる。 第７図の本発明の他の実施例によると、スプリング調
整装置155のレバー156bに長円形のカム165が取付けら
れ、このカム165の回転で上述と同様にスプリング受け1
12を移動するようになっている。このカム式によると、
カム165の形状により特性を任意に定め得るが、スプリ
ング反力で摺動抵抗が増して応答性が問題となる。しか
しこの場合でも、スペース上不利となるがアーム157a,1
57bを十分長くとれば実用上は問題ない。Hereinafter, embodiments of the present invention will be specifically described with reference to the drawings. FIG. 1 illustrates a belt-type continuously variable transmission in which a front engine / front drive (FF) -based transverse transaxle-type electromagnetic powder clutch is combined. 1 is an electromagnetic powder type clutch, 2 is a forward / reverse switching device, 3
Denotes a continuously variable transmission, and 4 denotes a front differential device. The electromagnetic powder type clutch 1 is housed in one of the clutch housings 6, and the other of the clutch housing 6 and a main case 7 joined thereto, and a side case joined to the main case 7 on the side opposite to the clutch housing 6. 8, a forward / reverse switching device 2, a continuously variable transmission 3, a front differential device 4
Is accommodated. The electromagnetic powder type clutch 1 includes a ring-shaped drive member 12 integrally connected to a clutch shaft 10 of an engine via a drive plate 11, and a disk-shaped driven member 14 integrally spline-connected to a transmission input shaft 13 in a rotational direction. Having. A coil 15 is built in on the outer peripheral side of the driven member 14, and a gap 16 is formed between the members 12 and 14 along the circumference.
Are formed, and the gap 16 has the electromagnetic powder. A power supply brush 19 is slidably in contact with the slip ring 18 at the hub of the driven member 14 having the coil 15, and is further connected from the slip ring 18 to the coil 15 through the interior of the driven member 14 to form a clutch current circuit. ing. In this way, when a clutch current is applied to the coil 15, magnetic powder is generated between the drive and the driven members 12 and 14 via the gap 16, and the electromagnetic powder is coupled in a chain to the gap 16 and accumulated. With drive member
The driven member 14 slides against 12 and joins together,
The clutch is connected. On the other hand, when the clutch current is cut, the drive and driven member 1
The coupling force of 2,14 is lost, and the clutch is disconnected. The control of the clutch current in this case is performed by the forward / reverse switching device 2.
P (parking)
Alternatively, when switching from the N (neutral) range to the forward D (drive), Ds (sporty drive) or reverse R (reverse) range, the clutch 1 is automatically disconnected and the clutch pedal operation becomes unnecessary. Next, the forward / reverse switching device 2 is provided between the input shaft 13 from the clutch 1 and the primary shaft 20 arranged coaxially with the input shaft 13. That is, a reverse drive gear 21 also serving as the forward engaged side is formed on the input shaft 13, and the primary shaft 20
The reversely engaged gear 22 is rotatably fitted to the gears 21 and 22, and these gears 21 and 22 are connected via a counter gear 24 supported by a shaft 23 and an idler gear 26 supported by a shaft 25. Meshing is configured. And the primary shaft 20 and gears 21 and 22
, A switching mechanism 27 is provided. Here, the gears 21, 24, 26, 22 which are always meshed with each other are
In response to the fact that the inertia mass of this portion when the clutch is disconnected is relatively large, the switching mechanism 27 has a sleeve 29 that is spline-fitted to the hub 28 of the primary shaft 20. The gears 21 and 22 are configured to mesh with each other via mechanisms 30 and 31. Thus, at the neutral position of the P or N range, the sleeve 29 of the switching mechanism 27 is fitted only with the hub 28, and the primary shaft 20 is separated from the input shaft 13. Then the sleeve 29,
When the gear 21 meshes with the gear 21 via the synchronization mechanism 30, the input shaft
The primary shaft 20 is directly connected to the motor 13 so as to move forward in the D or Ds range. On the other hand, when the sleeve 29 is engaged with the gear 22 via the synchronization mechanism 31, the input shaft 13
It is connected to the primary shaft 20 via 21, 24, 26, and 22, and the engine power is reversed to enter the reverse range of the R range. In the continuously variable transmission 3, a secondary shaft 35 is disposed in parallel with the primary shaft 20, and a primary pulley 36 and a secondary pulley 37 are provided on both of the shafts 20 and 35, respectively.
An endless drive belt extends between the pulleys 36 and 37. Primary pulley 36, Secondary pulley 3
7 is divided into two parts, and one fixed pulley 36a, 3
With respect to 7a, the other movable pulleys 36b, 37b are made movable to make the pulley interval variable, and the movable pulleys 36b, 37b
Hydraulic servo devices 38 and 39, which also serve as pistons, are attached to the movable pulley 37b of the secondary pulley 37.
The spring 40 is biased in a direction to reduce the pulley interval. As a hydraulic control system, an oil pump 41 as an operation source is installed next to the primary pulley 36. The oil pump 41 is a gear pump for high pressure, and has a pump drive shaft 42.
But the primary pulley 36, primary shaft 20 and input shaft 1
3, and is directly connected to the crankshaft 10, so that oil pressure is constantly generated during engine operation. By controlling the oil pressure of the oil pump 41, each hydraulic servo device 3 is controlled.
8, 39, and the pulley interval between the primary pulley 36 and the secondary pulley 37 is changed to the opposite
The pulley ratio of the pulleys 36 and 37 is continuously changed, and the power having the continuously variable speed is output to the secondary shaft 35. In view of the fact that the high-speed-stage-side minimum pulley ratio of the continuously variable transmission 3 is very small, for example, 0.5, and thus the rotational speed of the secondary shaft 35 is large, the front differential device 4 Output shaft 4 via intermediate reduction gears 43a and 43b
4 is linked. And the drive gear 45 of this output shaft 44
The final gear 46 meshes with the gears, and the final gear 46 is transmitted to the left and right front wheel axles 48a and 48b via the differential mechanism 47. Referring to FIG. 2, the hydraulic control system of the continuously variable transmission 3 will be described. In the primary hydraulic servo device 38, a movable pulley 36b is fitted to a cylinder 38a integral with the primary shaft 20 to supply and discharge the cylinder 38a. A primary pressure is created by oiling. Also in the secondary hydraulic servo device 39, the movable pulley 37b is fitted to a cylinder 39a integral with the secondary shaft 35, and a line pressure is introduced into the cylinder 39a. Here, the movable pulley 36b has a larger pressure receiving area than the movable pulley 37b, and enables the speed change control using only the primary pressure. The oil pumped from the oil reservoir 70 by the oil pump 41 is guided to the line pressure regulating valve 90 via the oil passage 71a, and the oil passage 71b of the line pressure branched from the oil passage 71a is always connected to the secondary cylinder 39a. Communicate to introduce pressure. An oil passage 71c branched from the oil passage 71a communicates with the speed ratio control valve 100, and an oil passage 72 communicates between the speed ratio control valve 100 and the primer cylinder 38a. Also the primary cylinder 38a
Is provided with a pitot pressure sensor 73 for taking out a pitot pressure as a control pressure corresponding to the engine speed in the shift control after the clutch is engaged, and the pitot pressure from the pitot pressure sensor 73 is supplied to an oil passage 74. Through the line pressure adjustment valve 90 and the speed ratio control valve 100. Furthermore, for a D engine that performs shift control over a wide range including a state where the engine speed is low, the shift control is performed only for a high engine speed range to obtain a Ds range that acts as an engine brake when the accelerator is released. As a system,
Relief valve 76 to drain oil passage 75a from line pressure regulating valve 90
An oil passage 75b of the lubricating hydraulic circuit branched from the upstream side of the relief valve 76 communicates with the select position detection valve 130, and an oil passage 75c further branched from the oil passage 75b is provided with a gear ratio control valve.
It communicates with 100 engine brake actuators 140. An oil passage 75d branched from the oil passage 75a of the lubricating hydraulic circuit communicates with a belt lubrication nozzle 77 disposed on the inner periphery of the belt 34, and an oil passage 75e communicates with an oil supply port 78 of the pitot pressure sensor 73,
The oil passage 75e is connected to the oil reservoir 70 via a check valve 79 and an oil cooler 80.
Communicate with the side. A balancer chamber 39c is provided on the opposite side of the hydraulic chamber 39b of the secondary cylinder 39a, an outlet oil passage 81 of the oil cooler 80 communicates with the balancer chamber 39c to fill the oil, and the centrifugal oil pressure of the hydraulic chamber 39b is reduced by the balancer chamber 39c. To offset. Also, the drain oil passage 8 of the speed ratio control valve 100
In the middle of 2, a shift lock valve 84 equipped with a check valve 83
The oil passage 82 upstream of the check valve 83 and the oil passage 75 are provided.
A pre-feeling oil passage 85 communicates with b. An orifice 86 is provided in the middle of each oil passage at the air opening. The line pressure adjusting valve 90 includes a valve body 91, a spool 92, and a spool.
Spring 94 biased between one bush 93 of 92
A sensor shoe 95 that engages with the primary movable pulley 36b and detects the actual gear ratio is movably supported by a shaft tube 96 also serving as a lubrication passage, and is connected to the bush 93. In the valve body 91, the pitot pressure of the oil passage 74 acts on the port 91a of the spool 92 on the side opposite to the spring 94, and this port 9
The line pressure of the oil passage 71a acts on the port 91c adjacent to 1a via the drain port 91b. Further, a port 91d and a drain port 91e are provided adjacent to the port 91c to guide the line pressure. The drain amount is changed by the land chamfer portion 92a of the spool 92 to regulate the pressure. The line 94 is provided with a line pressure two-stage switching port 91f on the spring 94 side. On the other hand, a line pressure two-stage switching solenoid valve 97 is provided in the line pressure oil passage 71c. The two-stage line pressure switching solenoid valve 97 is a three-way valve, and selectively connects the oil passage 98 connected to the line pressure two-stage switching port 91f to the oil passage 71c side and the drain side. The configuration is such that the oil passages 71c and 98 are connected to each other to guide the line pressure to the line pressure two-stage switching port 91f, and the oil passage 98 is drained by non-energization. Thus, the spring force of the spring 94 of the spool 92 increases as the gear ratio increases, and this spring force acts on the line pressure increasing side. Further, the line pressure at the port 91c and the line pressure two-stage switching port 91f acts on the line pressure lowering side, and the line pressure is controlled by a balance between these two. The pitot pressure at the end of the spool 92 acts to adjust the balance point of the spool 92 when the pump discharge amount changes with the engine speed. Therefore, the spring force F, at the balance point of the spring 94,
Line pressure PL, port 91c and line pressure 2-stage switching port 91f
Assuming that the pressure receiving area difference is AL, Ac, when the line pressure two-stage switching solenoid valve 97 is not energized, AL · PL = F holds, and the line pressure is controlled to a high pressure by PL = F / AL. . When the solenoid valve 97 is energized, (AL + Ac) · PL = F is established, and the line pressure is controlled to be low by PL = F / (AL + Ac). In this way, the line pressure is steplessly controlled by the spring force that changes according to the gear ratio, and furthermore, the line pressure 2
The line pressure level is low due to the stage switching solenoid valve 97,
The pulley pressing force is generated by being controlled in two stages. The speed ratio control valve 100 includes a spool 102 on one side of a valve body 101.
Pitot pressure acts on the port 101a at one end of the spool 102 via the check valve 103 or the orifice 104,
A spring 105 and a spring 106 urge the other end. A port 101b in the center of the spool 102 has an oil passage 72, and left and right ports 101c and 101d have a drain oil passage 82 and a line pressure oil passage.
The primary cylinder 38a is supplied to and drained from the primary cylinder 38a by the groove 102a of the spool 102 so as to generate a primary pressure. The other end of the valve body 101 has a plunger 107, and one end of a rod 108 is inserted into the plunger 107 via a spring 109, and a shift cam 110 which rotates on a roller 108a at the other end of the rod 108 according to the accelerator opening. Comes into sliding contact. The guide 111 is attached to the plunger 107 and receives the spring 105. Thus, the force of the spring 105 is changed according to the rotation of the shift cam 110. Where plunger 1
The pitot pressure of oil passage 74 is led to 07, and plunger 10
The shift force of the shift cam 110 is reduced by receiving the spring reaction force acting on the shift lever 7 by the pitot pressure. Further, a mechanical modulator mechanism 120 is provided between the plunger 107 and the spring 106. The modulator mechanism 120 has a variable mechanism 121 between the plunger 107 and a spring receiver 112 inside the guide 111.
121 is connected to the sensor shoe 95 via a link 122. The variable mechanism 121 acts as a modulator so as to gradually increase the force of the spring 106 as the gear ratio shifts to a high speed stage with a small gear ratio. Thus, the pitot pressure and the shift cam 110 are
The force of the spring 105 acts according to the accelerator opening. Then, a gear ratio is determined by generating a predetermined primary pressure in a balance between the two, and gear ratio control is performed so as to upshift to a higher gear as the pitot pressure increases with an increase in vehicle speed.
At this time, when the force of the spring 106 according to the gear ratio is further applied to the spool 102 by the modulator mechanism 120, the number of engine rotations is sequentially increased in accordance with the upshift to the high speed stage. The select position detection valve 130 is provided with a drain hole 132 in the valve body 131.
Is inserted, and a cam 135 that rotates in response to the operation of the select lever 136 is in contact with the valve body 133.
Here, in the cam 135, the range position of D, N, R is the convex portion 135a.
The P and Ds range positions at both ends are concave portions 135b, and the drain hole 132 is closed in each of the D, N, and R ranges to generate operating hydraulic pressure. Also, when the drain hole 132 is opened in the P, Ds range, the orifice 86 prevents a decrease in the hydraulic pressure of the upstream oil passage 75a. The engine brake actuator 140 is
The piston 142 is inserted into the piston 41, a return spring 143 is urged to one of the pistons 142, and the operating oil pressure of the oil passage 75b is guided to the other piston chamber 144 via the oil passage 75c. The hook 142a at the tip of the piston 142, the roller pin 108b of the rod 108 of the speed ratio control valve 100, and the sensor shoe
Between 95, a lever 146 of the modifying mechanism 145 for Ds range characteristic correction which doubles as a pushing lever is provided so as to be engageable. Thus, when there is no operating oil pressure in the P, Ds range, the lever 146 is swung by the hook 142a of the piston 142 to move the rod
108 is forcibly depressed by a predetermined stroke, and the shift range is limited to the side where the engine speed is high, whereby the engine brake works in the Ds range. When a predetermined gear ratio is reached in this state, the sensor shoe 95 engages with the lever 146, and thereafter, the lever 146 swings in the opposite direction by the sensor shoe 95 in accordance with the increase of the gear ratio, and the piston 142, Rod 1
08 will be returned to the position of the forward dimension. 3 (a) to 3 (c), the speed ratio control valve 10
The zero mechanical modulator mechanism 120 will be described in detail. In the figure, reference numeral 150 denotes a valve block. Inside the valve block 150, a spring 105, a modulator spring 106,
1, provided with the spring receiver 112 and the like exposed. When the valve block 150 is actually mounted, the speed ratio control valve 100 is in the state shown in FIG. 3C, and the variable mechanism 121 is disposed immediately below the guide 111. In the variable mechanism 121, a bearing 113 perpendicular to the guide 111 is fixed horizontally at both ends with a block-side bearing portion 151, and is horizontally installed.The spring adjusting device 155 is mounted on a shaft tube 114 on the shaft 113. It is provided to be able to rotate and swing. The spring adjusting device 155 is a parallel link mechanism,
The lever 156b is connected to the lever 156a integral with the shaft tube 114 via two arms 157a, 157b, and a member 15 integral with the lever 156b is provided.
8, two rollers 160a and 160b are supported by a shaft 159 and mounted. These rollers 160a and 160b are
The plunger 107 and the spring receiver 112 penetrate through the inside of 1a and are in sliding contact with both of them. On the opposite side of the guide 111, an arm 161 is integrally attached to one end of the shaft tube 115 of the shaft 113, and a member for supporting the end of the shaft 159 on the arm 161.
162 is provided rotatably, and guides rotation and swing of the spring adjusting device 155. A detent plate 163 is attached to the other end of the shaft tube 115, and the detent plate 163 is engaged with the groove 111b on the center line of the guide 111. The link 122 has a connecting bracket 123 which is bent in a substantially U-shape.
The connecting bracket 123 is rotatably attached to an end of the connecting bracket 123, and a forked portion 123a at a tip end of the connecting fitting 123 is connected to rotate together with the lever 156a. Also, the lever 123b of the connection fitting 123 is connected to the sensor shoe 95 via the rod 124, and the spring adjusting device 155 rotates as the sensor shoe 95 moves according to the gear ratio. Here, when the levers 156a and 156b rotate and tilt in one direction, the spring adjusting device 155 arranges the two rollers 160a and 160b in a substantially vertical direction to reduce the distance of the spring receiver 112 with respect to the plunger 107 and the load of the modulator spring 106. When the levers 156a and 156b rotate in the horizontal direction from this state, the rollers 160a and 160b are arranged in a substantially horizontal direction, thereby increasing the interval between the plunger 107 and the spring receiver 112 and gradually increasing the load of the spring 106. It is set as follows. Further, even if the position where the plunger 107 is pushed by the shift cam 110 changes, the arms 157a, 157b
Lever 156b swings in parallel with the rollers 160a, 160
Maintain the relationship of b. Next, the operation of the thus-configured continuously variable transmission control system will be described. First, before the shift is started when the vehicle stops or starts running, the line pressure regulated by the line pressure regulating valve 90 is introduced only to the secondary cylinder 39a through the oil passage 71b, and the primary cylinder 38a is connected to the speed ratio control valve 100. To communicate with the drain oil passage 82. Therefore, in the continuously variable transmission 3, the drive belt
The largest winding diameter of the secondary pulley 37 to the primary pulley 36 of 34, a low speed stage of maximum speed ratio i _L. Next, after traveling, the pitot pressure of the pitot pressure sensor 73 rises and moves the spool 102 of the speed ratio control valve 100, and the oil passage 71c
Is supplied to the primary cylinder 38a via the oil passage 72, the primary pressure is immediately generated by the prefilling operation, and the upshift is started. And by increasing the primary pressure, winding diameter to the primary pulley 36 of the drive belt 34 increases, eventually the continuously variable to the speed of minimum speed ratio i _H in. Therefore, the operation of the speed change control by the upper speed ratio control valve 100 will be described in further detail. First, during traveling, the shift cam 110 rotates according to the accelerator opening, and the rod 108, the spring 109, the plunger 107
The guide 111 is pushed in a predetermined amount through the
A load corresponding to the pushing amount is applied to one of them by the action of the spring 105. On the other hand, at the time of start, the gear ratio is the lowest speed stage. Therefore, the levers 156a and 156b of the spring adjusting device 155 are pushed by the sensor shoe 95 via the link 122 as shown in FIG. The inclination, the rollers 160a and 160b are arranged substantially vertically. Then, the spring receiver 112 is retracted and is no longer biased by the modulator spring 106, and thus the spring force on the spool 102 is reduced by the spring 105.
Only a small value will result. In this way the spool 102, the spring force to be balanced by a relatively small pitot pressure of the low-speed side, the shift starts at a fifth lower engine speed with respect P ₁ of Figure. After the shift is started, the levers 156a, 156b of the spring adjusting device 155 are moved as the sensor shoe 95 moves according to the speed ratio.
Rotates through the link 122, and is inclined so that the arrangement of the rollers 160a and 160b becomes substantially horizontal as the arrangement of the rollers 160a and 160b gradually increases.
Extend 112. And to the point P ₂ in which the spring rest 112 is in contact with the modulator spring 106 are the constant spring force of the above, the engine speed of the line l ₁ is constant characteristics. On the other hand, the point P ₂ and later, takes also the load of the spring 106 to the spool 102, the spring force,
The distance between the plunger 107 and the spring receiver 112 increases due to the action of the rollers 160a and 160b in accordance with the shift to the high speed stage, and the distance gradually increases. Therefore, pitot pressure balanced spool 102 even when sequentially increased, the increasing characteristics of the engine speed as a line l _2. Further, when the accelerator opening at the point P _3, by the spring 105, the load modulator spring 106 is rapidly reduced, the spool 1
The oil is supplied to the primary pulley 36 side by 02, so that the gear is rapidly _upshifted to reach the minimum speed ratio iH. And the minimum speed ratio i _H, roller 160a as in the fourth diagram (b), 160 b
The maximum distance between the plunger 107 and the spring receiver 112 is set. Next, when the accelerator opening is smaller or larger than the above, the position of the plunger 107 is changed. At this time, the spring adjusting device 155 causes the lever 156a to move along with the lever 156b via the arms 157a and 157b and the rollers 156a and 160b.
Swings and follows in parallel while maintaining the inclination. Then, the same operation is performed at all the accelerator opening positions. If the accelerator opening is small, the modulator action is delayed as shown by lines l ′ ₁ and l ′ ₂ in FIG. 5 due to an increase in the distance between the modulator spring 106 and the spring receiver 112, and conversely, the accelerator opening is large. The spring
The spring receiver 112 comes in contact with 106 quickly and the line l ″ ₁ , l ″ ₂
As described above, the modulator action becomes faster. Here, l _min is the minimum shift, and l _max is the fully-open shift. On the other hand, when the spring adjusting device 155 swings, the arm 161 at one end of the rollers 160a and 160b also swings,
When the rollers 160a and 160b rotate, the member 162 also rotates, so that the rollers 160a and 160b are always held horizontally with respect to the shaft 113. When the accelerator is operated in the state shown in FIG. 4B (the state in which the rollers 160a and 160b are pushing out both members), the plunger 107, the rollers 160a and 160b,
The roller 112a moves together and acts on the springs 105 and 106. At this time, the rollers 160a and 160b swing (arc movement) around the shaft 113 while maintaining the interval between the plunger 107 and the spring receiver 112. That is, the rollers 160a and 160b
Moves in the horizontal direction while slightly shifting in the vertical direction in the figure. Since the rollers 160a and 160b rotate at the time of the vertical displacement, the horizontal movement is performed smoothly. (If the movement in the left movement direction is not smooth, the responsiveness will be poor). According to another embodiment of the invention shown in FIG. 6, the spring adjusting device 155 and the spring 105, the modulator spring 1
The gear ratio control valve 100 is configured by reversing the positional relationship of 06.
According to this, the rollers 160a and 160b of the spring adjusting device 155
The spool 102 on one side and the spring receiver 112 on the other side.
Are arranged, and the modulator can be operated by the same mechanism as in the first embodiment. According to another embodiment of the present invention shown in FIG. 7, an elliptical cam 165 is attached to a lever 156b of a spring adjusting device 155, and the rotation of the cam 165 causes the spring receiver 1 to rotate in the same manner as described above.
12 are to be moved. According to this cam type,
The characteristics can be arbitrarily determined by the shape of the cam 165, but the sliding resistance increases due to the spring reaction force, and the response becomes a problem. However, even in this case, there is a disadvantage in terms of space, but the arms 157a, 1
There is no practical problem if 57b is made long enough.

【発明の効果】【The invention's effect】

以上述べてきたように、本発明によれば、 無段変速機の油圧制御系の変速比制御弁に機械式モジ
ュレータ機構が設置され、変速比に応じて変速特性を機
械的にモジュレータ作用するので、ライン圧等の影響を
受けずに、変速特性を最適化し得る。 モジュレータ機構はセンサシューの移動に対し回転変
位してスプリング調整するので、動作性がよい。 ２つの回転するローラによるローラ式であるため、抵
抗が少なくて応答性がよい。As described above, according to the present invention, the mechanical modulator mechanism is installed in the transmission ratio control valve of the hydraulic control system of the continuously variable transmission, and the transmission characteristics are mechanically modulated according to the transmission ratio. The shift characteristics can be optimized without being affected by line pressure or the like. Since the modulator mechanism rotates and adjusts the spring with respect to the movement of the sensor shoe, the operability is good. Since it is a roller type using two rotating rollers, the resistance is small and the response is good.

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

第１図は本発明が起用される無段変速機の一例を示す断
面図、 第２図は本発明の変速制御装置の実施例を示す油圧回路
図、 第３図（ａ）は要部の裏面図，（ｂ）は（ａ）のＢ−Ｂ
断面図，（ｃ）は要部の分解図、 第４図（ａ），（ｂ）は動作状態を示す図、 第５図は変速特性図、 第６図，第７図は他の実施例の要部を示す断面図であ
る。 ３……無段変速機、100……変速比制御弁、102……スプ
ール、105……スプリング、106……モジュレータ用スプ
リング、107……プランジャ、110……シフトカム、120
……モジュレータ機構、121……可変機構、122……リン
ク、155スプリング調整装置、160a,160b……ローラFIG. 1 is a sectional view showing an example of a continuously variable transmission to which the present invention is applied, FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram showing an embodiment of a shift control device of the present invention, and FIG. Back view, (b) is BB of (a)
FIGS. 4 (a) and 4 (b) are views showing an operation state, FIG. 5 is a shift characteristic diagram, and FIGS. 6 and 7 are other embodiments. It is sectional drawing which shows the principal part of. 3 ... continuously variable transmission, 100 ... gear ratio control valve, 102 ... spool, 105 ... spring, 106 ... modulator spring, 107 ... plunger, 110 ... shift cam, 120
…… Modulator mechanism, 121… Variable mechanism, 122 …… Link, 155 spring adjustment device, 160a, 160b …… Roller

Claims (2)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】無段変速機の油圧制御系の変速比制御弁
が、スプールとシフトカム側のプランジャとの間にアク
セル開度に応じた荷重を付与するスプリングと、変速比
の要素でのみ作用するスプリングとを有し、ピトー圧を
上記スプールの他側へ作用させて変速制御する変速制御
装置において、 上記変速制御弁に、変速比に応じて機械的に上記スプリ
ングの荷重を変化させるモジュレータ機構を付設するこ
とを特徴とする無段変速機の変速制御装置。A speed ratio control valve of a hydraulic control system of a continuously variable transmission operates only with a spring that applies a load according to an accelerator opening between a spool and a plunger on a shift cam side, and an element of a speed ratio. A shift mechanism that controls a shift by applying a pitot pressure to the other side of the spool, wherein the shift control valve mechanically changes a load of the spring according to a speed ratio. A shift control device for a continuously variable transmission, comprising: 【請求項２】上記モジュレータ機構は、 変速比に応じて移動するセンサシューに連結して変位す
るリンクと、 上記リンクに取付けられて上記プランジャとスプリング
の受けとの間に設けられる２つのローラを、スプリング
荷重変化可能に回転変位し、回転状態を保って任意にス
イングするスプリング調整装置とを備える請求項１記載
の無段変速機の変速制御装置。2. The modulator mechanism according to claim 1, further comprising: a link connected to and displaced from a sensor shoe that moves in accordance with a speed change ratio; and two rollers attached to the link and provided between the plunger and a spring receiver. The shift control device for a continuously variable transmission according to claim 1, further comprising: a spring adjusting device that is rotatably displaceable so as to change a spring load and arbitrarily swings while maintaining a rotating state.