JP2893757B2 - Transmission hydraulic control device - Google Patents
Transmission hydraulic control deviceInfo
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- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
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Description
【発明の詳細な説明】 （イ）産業上の利用分野 本発明は、変速機の油圧制御装置に関するものであ
る。The present invention relates to a hydraulic control device for a transmission.
（ロ）従来の技術 従来の変速機の油圧制御装置として、特開昭63−5335
7号公報に示されるものがある。これに示される変速機
の油圧制御装置は、１つのオイルポンプと、２つのレギ
ュレータバルブと、を有している。油圧に応じて変速比
が連続的に可変であるＶベルト式無段変速機構のプーリ
にはオイルポンプが直接接続され、前後進切換用の油圧
クラッチには設定圧が高い方のレギュレータバルブを介
して接続され、又流体伝動装置（流体継手）には設定圧
が低い方のレギュレータバルブを介して接続されてい
る。これにより、プーリ、油圧クラッチ及び流体伝動装
置にそれぞれ適切な油圧が供給されるように意図されて
いる。(B) Conventional technology A conventional hydraulic control device for a transmission is disclosed in JP-A-63-5335.
There is one shown in Japanese Patent Publication No. The transmission hydraulic control apparatus shown in this figure has one oil pump and two regulator valves. An oil pump is directly connected to the pulley of the V-belt type continuously variable transmission mechanism whose transmission ratio is continuously variable in accordance with the oil pressure, and the hydraulic clutch for switching between forward and reverse is switched via a regulator valve having a higher set pressure. And a fluid transmission device (fluid coupling) via a regulator valve having a lower set pressure. Thereby, it is intended that an appropriate hydraulic pressure is supplied to the pulley, the hydraulic clutch, and the fluid transmission.
（ハ）発明が解決しようとする課題 しかしながら、上記のような従来の変速機の油圧制御
装置には、オイルポンプとして高圧・大吐出量のものが
必要となり、オイルポンプが大型化すると共にオイルポ
ンプにおける損失が大きくなるという問題点がある。す
なわち、油圧クラッチ及び流体伝動装置については、油
圧は比較的低くてよいが、大量の流量を必要とする。こ
れに対してＶベルト式無段変速機構のプーリには、非常
に高い油圧（30kg/cm2以上）を必要とする。この２つの
要求を満足するために、オイルポンプは高圧型でしかも
大流量を吐出可能な大型のものとなる。このため、オイ
ルポンプ駆動トルクが非常に大きくなってしまう。すな
わち、通常の変速機では変速機全体のフリクショントル
クの20〜30％程度のオイルポンプが占めているが、Ｖベ
ルト式無段変速機構を有する変速機では50％近くに達し
てしまう。本発明はこのような課題を解決することを目
的としている。(C) Problems to be Solved by the Invention However, the conventional hydraulic control device for a transmission as described above requires a high-pressure, large-discharge oil pump as an oil pump, which increases the size of the oil pump and the oil pump. However, there is a problem that the loss in the method becomes large. That is, the hydraulic pressure of the hydraulic clutch and the fluid transmission device may be relatively low, but requires a large amount of flow. On the other hand, the pulley of the V-belt type continuously variable transmission requires an extremely high oil pressure (30 kg / cm 2 or more). In order to satisfy these two requirements, the oil pump is of a high-pressure type and of a large size capable of discharging a large flow rate. For this reason, the oil pump driving torque becomes very large. That is, in a normal transmission, the oil pump accounts for about 20 to 30% of the friction torque of the entire transmission, but reaches nearly 50% in a transmission having a V-belt type continuously variable transmission mechanism. An object of the present invention is to solve such a problem.
（ニ）課題を解決するための手段 本発明は、油圧によって変速比が連続的に制御される
無段変速機構と、これ以外の動力伝達用又は動力伝達切
換用の油圧装置と、有する変速機の油圧制御装置におい
て、無段変速機構のための電気的に駆動される高圧用オ
イルポンプと、上記油圧装置のための低圧用オイルポン
プとを設け、高圧用オイルポンプと接続された油路にア
キュムレータを備え、前記高圧用オイルポンプは走行中
でも無段変速機側で流量を必要としないときは作動を停
止させるように構成されている。(D) Means for Solving the Problems The present invention relates to a transmission having a continuously variable transmission mechanism in which the gear ratio is continuously controlled by hydraulic pressure, and another hydraulic device for power transmission or power transmission switching. In the hydraulic control device, an electrically driven high-pressure oil pump for the continuously variable transmission mechanism and a low-pressure oil pump for the hydraulic device are provided, and an oil passage connected to the high-pressure oil pump is provided. An accumulator is provided, and the operation of the high-pressure oil pump is stopped even when the vehicle is running, when the continuously variable transmission does not require a flow rate.
（ホ）作用 無段変速機構には高圧用オイルポンプから油圧が供給
され、一方、前後進切換用クラッチ、流体伝動装置など
の油圧装置には低圧用オイルポンプから油圧が供給され
る。高圧用オイルポンプは高圧力は出力可能であるが、
比較的流量の少ないものとすることができ、一方低圧用
オイルポンプは十分な流量を吐出可能なものとすること
ができ、無段変速機構及び上記油圧装置にそれぞれ適切
な油圧が供給されることになり、オイルポンプにおける
損失が減少する。とくに高圧用オイルポンプは、電気的
に駆動される、例えば電磁ポンプとすることで、その作
動を自由に制御することができ、かつこの油路に設けた
アキュムレータにより一部の吐出油を蓄圧することで、
一定の車速かつ一定変速比で走行するときなど、無段変
速機構側で流量を必要としない場合には、高圧用オイル
ポンプの作動を停止させ、停止時の漏洩分などはアキュ
ムレータにより補給し、これにより無段変速機構の機能
を損なうことなく、ポンプ駆動に伴うエネルギ損失を最
小限にくい止めることが可能となる。このため、無段変
速機機構を有する変速機のオイルポンプ駆動エネルギが
低減され、効率を向上させることができる。(E) Operation The hydraulic pressure is supplied from the high-pressure oil pump to the continuously variable transmission mechanism, while the hydraulic pressure is supplied from the low-pressure oil pump to hydraulic devices such as the forward / reverse switching clutch and the fluid transmission device. The high-pressure oil pump can output high pressure,
The flow rate can be relatively small, while the low-pressure oil pump can discharge a sufficient flow rate, and appropriate hydraulic pressure is supplied to the continuously variable transmission mechanism and the hydraulic device. And the loss in the oil pump is reduced. In particular, the high-pressure oil pump is electrically driven, for example, by using an electromagnetic pump, the operation of which can be freely controlled, and a part of the discharge oil is accumulated by an accumulator provided in this oil passage. By that
If the continuously variable transmission mechanism does not require a flow rate, such as when traveling at a constant vehicle speed and a constant gear ratio, the operation of the high-pressure oil pump is stopped, and any leakage during stoppage is replenished by an accumulator, This makes it possible to minimize the energy loss associated with driving the pump without impairing the function of the continuously variable transmission mechanism. For this reason, the oil pump drive energy of the transmission having the continuously variable transmission mechanism is reduced, and the efficiency can be improved.
（ヘ）実施例 第２及び３図に車両用の変速機を示す。エンジン10の
出力軸10aに対してトルクコンバータ12が連結されてい
る。トルクコンバータ12はポンプインペラー12a、ター
ビンランナー12b、及びステータ12cを有しており、また
ポンプインペラー12aとタービンランナー12bとを連結又
は切離し可能なロックアップクラッチ12dを有してい
る。トルクコンバータ12のタービンランナー12bが駆動
軸14と連結されている。駆動軸14に駆動プーリ16が設け
られている。駆動プーリ16は、駆動軸14に固着された固
定円すい部材18と、固定円すい部材18に対向配置されて
Ｖ字状プーリみぞを形成すると共に駆動プーリシリンダ
室20に作用する油圧によって駆動軸14の軸方向に移動可
能である可動円すい部材22とから成っている。駆動プー
リ16はＶベルト24によって従動プーリ26と伝動可能に結
合されている。従動プーリ26は、従動軸28に固着された
固定円すい部材30と、固定円すい部材30に対向配置され
Ｖ字状プーリみぞを形成すると共に従動プーリシリンダ
室32に作用する油圧によって従動軸28の軸方向に移動可
能である可動円すい部材34とから成っている。これらの
駆動プーリ16、Ｖベルト24及び従動プーリ26によりＶベ
ルト式無段変速機構が構成される。なお、Ｖベルト式無
段変速機構の設定最大変速比は、後述の前進用駆動軸側
歯車42と前進用出力軸側歯車48との間の変速比と等しく
してある。また、駆動プーリシリンダ室20の受圧面積は
従動プーリシリンダ室32の受圧面積よりも大きくしてあ
る。駆動軸14の外周には中空軸36が回転可能に支持され
ており、この中空軸36の外周には後退用駆動軸側歯車38
及び前進用駆動軸側歯車42が回転可能に設けられてい
る。前進用駆動軸側歯車42及び後退用駆動軸側歯車38は
機械式切換クラッチである同期かみ合い機構52によって
それぞれ選択的に中空軸36に対して一体に回転するよう
に連結可能である。駆動軸14と中空軸36とはロークラッ
チ44によって互いに連結又は切離し可能である。駆動軸
14と平行に配置された出力軸46には前進用出力軸側歯車
48がワンウェイクラッチ40を介して連結され、また後退
用出力軸側歯車50が一体に回転するように設けられてい
る。前進用出力軸側歯車48は前述の前進用駆動軸側歯車
42と常時かみ合っている。後退用出力軸側歯車50は、回
転可能に設けられた後退用アイドラ軸54と一体に回転す
る後退用アイドラ歯車56と常にかみ合っている。後退用
アイドラ歯車56は前述の後退用駆動軸側歯車38とも常に
かみ合っている。なお、第２図では、すべての部材を同
一断面上に図示することができないため、後退用アイド
ラ軸54及び後退用アイドラ歯車56は破線によって示して
あるが、実際には第３図に示すような位置関係にある。
また同じ理由により第２図では軸間距離、歯車の径など
も必ずしも正確に図示されておらず、これらについては
第３図を参照する必要がある。前述の従動軸28には前進
用従動軸側歯車58が設けられている。従動軸28と前進用
従動軸側歯車58とはハイクラッチ60によって互いに連結
又は切離し可能である。前進用従動軸側歯車58は前述の
後退用出力軸側歯車50と常にかみ合っている（なお、第
２図では前進用従動軸側歯車58と後退用出力軸側歯車50
とは図示の都合上かみ合っていないように見えるが、実
際には第３図に示すように両者は互いにかみ合ってい
る）。前進用従動軸側歯車58と後退用出力軸側歯車50と
は同一径としてある。出力軸46にはリダクション歯車62
が一体に回転するように設けられており、このリダクシ
ョン歯車62とファイナル歯車64とが常にかみ合ってい
る。ファイナル歯車64には差動機構66が設けられてい
る。すなわち、ファイナル歯車64と一体に回転するよう
に一対のピニオンギア68及び70が設けられており、この
ピニオンギア68及び70と一対のサイドギア72及び74がか
み合っており、サイドギア72及び74はそれぞれドライブ
軸76及び78と連結されている。(F) Embodiment FIGS. 2 and 3 show a transmission for a vehicle. A torque converter 12 is connected to an output shaft 10a of the engine 10. The torque converter 12 has a pump impeller 12a, a turbine runner 12b, and a stator 12c, and has a lock-up clutch 12d capable of connecting or disconnecting the pump impeller 12a and the turbine runner 12b. The turbine runner 12b of the torque converter 12 is connected to the drive shaft 14. A drive pulley 16 is provided on the drive shaft 14. The drive pulley 16 has a fixed cone member 18 fixed to the drive shaft 14 and a V-shaped pulley groove disposed opposite to the fixed cone member 18 to form a V-shaped pulley groove and hydraulic pressure acting on the drive pulley cylinder chamber 20 of the drive shaft 14. And a movable cone member 22 that is movable in the axial direction. The driving pulley 16 is operably connected to a driven pulley 26 by a V-belt 24. The driven pulley 26 has a fixed cone member 30 fixed to the driven shaft 28, and a V-shaped pulley groove arranged opposite to the fixed cone member 30 to form a V-shaped pulley groove, and the driven shaft 28 is driven by hydraulic pressure acting on the driven pulley cylinder chamber 32. And a movable cone member 34 that can move in the direction. These drive pulley 16, V-belt 24 and driven pulley 26 constitute a V-belt type continuously variable transmission mechanism. The set maximum speed ratio of the V-belt type continuously variable transmission mechanism is set equal to the speed ratio between the forward drive shaft side gear 42 and the forward output shaft side gear 48 described later. The pressure receiving area of the driving pulley cylinder chamber 20 is larger than the pressure receiving area of the driven pulley cylinder chamber 32. A hollow shaft 36 is rotatably supported on the outer periphery of the drive shaft 14, and a reverse drive shaft side gear 38 is provided on the outer periphery of the hollow shaft 36.
And a forward drive shaft side gear 42 is rotatably provided. The forward drive shaft side gear 42 and the reverse drive shaft side gear 38 can be selectively selectively connected to the hollow shaft 36 so as to rotate integrally with the hollow shaft 36 by a synchronous meshing mechanism 52 which is a mechanical switching clutch. The drive shaft 14 and the hollow shaft 36 can be connected or disconnected from each other by a low clutch 44. Drive shaft
On the output shaft 46 arranged in parallel with 14, the forward output shaft side gear
48 are connected via a one-way clutch 40, and a reverse output shaft side gear 50 is provided so as to rotate integrally. The forward output shaft side gear 48 is the aforementioned forward drive shaft side gear.
Always meshed with 42. The reversing output shaft side gear 50 always meshes with a reversing idler gear 56 that rotates integrally with a reversing idler shaft 54 that is rotatably provided. The reverse idler gear 56 always meshes with the above-described reverse drive shaft side gear 38. In FIG. 2, not all the members can be shown on the same cross section. Therefore, the retreat idler shaft 54 and the retreat idler gear 56 are shown by broken lines, but actually, as shown in FIG. Is in a good positional relationship.
Further, for the same reason, the distance between the shafts, the diameter of the gears, and the like are not always shown accurately in FIG. 2, and it is necessary to refer to FIG. 3 for these. The aforementioned driven shaft 28 is provided with a forward driven shaft side gear 58. The driven shaft 28 and the forward driven shaft side gear 58 can be connected or disconnected from each other by a high clutch 60. The forward driven shaft side gear 58 is always meshed with the reverse output shaft side gear 50 (in FIG. 2, the forward driven shaft side gear 58 and the reverse output shaft side gear 50
Does not seem to be engaged for the sake of illustration, but actually they are engaged with each other as shown in FIG. 3). The forward driven shaft side gear 58 and the reverse output shaft side gear 50 have the same diameter. The output shaft 46 has a reduction gear 62
Are provided so as to rotate together, and the reduction gear 62 and the final gear 64 are always engaged. The final gear 64 is provided with a differential mechanism 66. That is, a pair of pinion gears 68 and 70 are provided so as to rotate integrally with the final gear 64, and the pinion gears 68 and 70 are engaged with a pair of side gears 72 and 74, and the side gears 72 and 74 are respectively driven. It is connected to shafts 76 and 78.
ロークラッチ44及びハイクラッチ60を解放状態とする
ことにより、駆動軸14の回転力の出力軸46への伝達が遮
断され、中立状態となる。なお、同期かみ合い機構52は
中立状態としておいてもよく、また前進位置（Ｆ位置）
又は後退位置（Ｒ位置）としておいても差し支えない
（同期かみ合い機構52は中立位置のない形式のものであ
ってもよい）。By setting the low clutch 44 and the high clutch 60 to the disengaged state, the transmission of the torque of the drive shaft 14 to the output shaft 46 is cut off, and the neutral state is established. Note that the synchronization meshing mechanism 52 may be in a neutral state, and may be in a forward position (F position).
Alternatively, it may be set at the retracted position (R position) (the synchronous engagement mechanism 52 may be of a type without a neutral position).
発進時、登坂時など比較的大きな駆動力を必要とする
走行条件の場合には、同期かき合い機構52をＦ位置にす
ると共にロークラッチ44を締結する。ハイクラッチ60は
解放状態とする。この状態ではエンジン10の出力軸10a
の回転力は、トルクコンバータ12を介して駆動軸14に伝
達され、更に駆動軸14から締結状態のロークラッチ44を
介して中空軸36へ伝達される。中空軸36の回転力は同期
かみ合い機構52を介して前進用駆動軸側歯車42に伝達さ
れ、前進用駆動軸側歯車42からこれとかみ合う前進用出
力軸側歯車48へ伝達される。前進用出力軸側歯車48はワ
ンウェイクラッチ40を介して出力軸46と一体に回転する
ように連結されているので、出力軸46に回転力が伝達さ
れる。次いで、リダクション歯車62及びファイナル歯車
64を介して差動機構66へ回転力が伝達され、差動機構66
によりドライブ軸76及び78に回転力が分配され図示して
ない車輪が駆動される。上記のような回転力の伝達の
際、Ｖベルト式無段変速機構を通しての回転力の伝達は
行われておらず、回転力は歯車機構を介して伝達され
る。前進用駆動軸側歯車42と前進用出力軸側歯車48との
間の減速比により回転力が増大されており、これにより
大きな駆動力を得ることができる。In the case of running conditions requiring a relatively large driving force, such as when starting or climbing a slope, the synchronous clutch mechanism 52 is set to the F position and the low clutch 44 is engaged. The high clutch 60 is released. In this state, the output shaft 10a of the engine 10
Is transmitted to the drive shaft 14 via the torque converter 12, and further transmitted from the drive shaft 14 to the hollow shaft 36 via the engaged low clutch 44. The rotational force of the hollow shaft 36 is transmitted to the forward drive shaft side gear 42 via the synchronous meshing mechanism 52, and is transmitted from the forward drive shaft side gear 42 to the forward output shaft side gear 48 meshing therewith. Since the forward output shaft side gear 48 is connected via the one-way clutch 40 so as to rotate integrally with the output shaft 46, the rotational force is transmitted to the output shaft 46. Next, the reduction gear 62 and the final gear
The rotational force is transmitted to the differential mechanism 66 via the
As a result, rotational force is distributed to the drive shafts 76 and 78, and wheels (not shown) are driven. At the time of transmitting the torque as described above, the torque is not transmitted through the V-belt type continuously variable transmission mechanism, and the torque is transmitted via the gear mechanism. The rotational force is increased by the reduction ratio between the forward drive shaft side gear 42 and the forward output shaft side gear 48, so that a large drive force can be obtained.
次いで、比較的駆動力が小さくてよい運転条件になる
と、上述の状態からハイクラッチ60を締結させればよ
い。これによりＶベルト式無段変速機構を介して回転力
の伝達が行われることになる。すなわち、駆動軸14の回
転力は、駆動プーリ16、Ｖベルト24及び従動プーリ26を
介して従動軸28に伝達され、更に締結状態にあるハイク
ラッチ60を介して前進用従動軸側歯車58に伝達される。
前進用従動軸側歯車58は後退用出力軸側歯車50とかみ合
っているため、回転力が出力軸46に伝達され、更に上述
の場合と同様にドライブ軸76及び78に回転力が伝達され
る。この場合、出力軸46は前進用出力軸側歯車48よりも
高速で回転することになるため、ワンウェイクラッチ40
は空転状態となる。このため、ロークラッチ44は締結さ
せたままの状態としておくことができる。上述のように
Ｖベルト式無段変速機構によって回転力の伝達が行われ
るため、駆動プーリ16及び従動プーリ26のＶ字状みぞ間
隔を調節することにより、連続的に変速比を変えること
ができる。Next, when the operating condition requires a relatively small driving force, the high clutch 60 may be engaged from the above state. As a result, the torque is transmitted through the V-belt type continuously variable transmission mechanism. That is, the rotational force of the drive shaft 14 is transmitted to the driven shaft 28 via the drive pulley 16, the V-belt 24 and the driven pulley 26, and further transmitted to the forward driven shaft side gear 58 via the high clutch 60 in the engaged state. Is transmitted.
Since the forward driven shaft side gear 58 meshes with the reverse output shaft side gear 50, the rotational force is transmitted to the output shaft 46, and the rotational force is further transmitted to the drive shafts 76 and 78 in the same manner as described above. . In this case, since the output shaft 46 rotates at a higher speed than the forward output shaft side gear 48, the one-way clutch 40
Becomes idle. For this reason, the low clutch 44 can be kept in the engaged state. Since the torque is transmitted by the V-belt type continuously variable transmission mechanism as described above, the gear ratio can be continuously changed by adjusting the V-shaped groove interval between the driving pulley 16 and the driven pulley 26. .
車両用変速機を後退状態とする場合には次のような動
作が行われる。すなわち、同期かみ合い機構52をＲ位置
側に切換え、後退用駆動軸側歯車38が中空軸36と一体に
回転するようにし、またロークラッチ44を締結させ、ハ
イクラッチ60を解放する。この状態では駆動軸14の回転
力はロークラッチ44、中空軸36、同期かみ合い機構52、
後退用駆動軸側歯車38、後退用アイドラ歯車56、及び後
退用出力軸側歯車50を介して出力軸46に伝達される。後
退用アイドラ歯車56が動力伝達経路に介在されているた
め出力軸46の回転方向が前述の場合とは逆転する。これ
により後退走行を行うことができる。When the vehicle transmission is set in the reverse state, the following operation is performed. That is, the synchronous meshing mechanism 52 is switched to the R position, the reversing drive shaft side gear 38 rotates integrally with the hollow shaft 36, the low clutch 44 is engaged, and the high clutch 60 is released. In this state, the rotational force of the drive shaft 14 is the low clutch 44, the hollow shaft 36, the synchronous meshing mechanism 52,
It is transmitted to the output shaft 46 via the reverse drive shaft side gear 38, the reverse idler gear 56, and the reverse output shaft side gear 50. Since the reverse idler gear 56 is interposed in the power transmission path, the rotation direction of the output shaft 46 is reversed from the case described above. As a result, the vehicle can travel backward.
第１図に上述の変速機の変速制御を行う油圧制御装置
を示す。この油圧制御装置は、高圧用オイルポンプ10
0、低圧用オイルポンプ101、第１レギュレータ弁102、
アキュムレータ103、第２レギュレータ弁104、マニュア
ル弁108、前進切換弁110、変速制御弁112などを有して
いる。これらの弁などは図示のように接続され、またト
ルクコンバータ12、ロークラッチ44、ハイクラッチ60、
駆動プーリシリンダ室20及び従動プーリシリンダ室32と
も図示のように接続されている。FIG. 1 shows a hydraulic control device for performing the shift control of the transmission described above. This hydraulic control device is a high pressure oil pump 10
0, low pressure oil pump 101, first regulator valve 102,
It has an accumulator 103, a second regulator valve 104, a manual valve 108, a forward switching valve 110, a shift control valve 112, and the like. These valves and the like are connected as shown, and the torque converter 12, the low clutch 44, the high clutch 60,
The drive pulley cylinder chamber 20 and the driven pulley cylinder chamber 32 are also connected as shown.
第１レギュレータ弁102は、電磁ポンプである高圧用
オイルポンプ100の吐出圧を比較的高い値に調圧し、第
１油圧として油路116に出力する。なお、高圧用オイル
ポンプ100の吐出油路にはアキュムレータ103が設けられ
ている。油路116は従動プーリシリンダ室32と接続され
ている。第１油圧は、Ｖベルト式無段変速機構の変速比
が大きいほど、またエンジンのスロットル開度が大きい
ほど、高くなる特性を有している。変速制御弁112は、P
G及びPTHの値に応じて油路116からの第１油圧を減圧し
て駆動プーリシリンダ室20に供給する。なお、この変速
制御弁112の構成は、例えば特開昭61−105353号公報に
示されるようなステップモータによって作動する変速指
令弁と無段変速機の変速比を検出する変速比検出部材と
にリンク機構によって接続した構造とすることもでき
る。第２レギュレータ弁104は、エンジン10によって直
接駆動される低圧用オイルポンプ101の吐出圧を比較的
低い値に調圧し、第２油圧として油路118を介してマニ
ュアル弁108及びトルクコンバータ12に供給する。第２
油圧は、エンジンのスロットル開度が大きいほど高くな
り、また車速が増大すると低下する特性を有している。
マニュアル弁108は、運転者によって操作されるセレク
トレバーの位置に応じて油路118からの油圧の出力状態
を切り換える。Ｄレンジでは油路120に油圧が出力され
る。前進切換弁110は、車速に対応したガバナ圧PGとエ
ンジン負荷に対応したスロットル圧PTHとのバランスに
よって切換わり、油路120の油圧をロークラッチ44又は
ハイクラッチ60に供給する。The first regulator valve 102 regulates the discharge pressure of the high-pressure oil pump 100, which is an electromagnetic pump, to a relatively high value, and outputs it to the oil passage 116 as a first hydraulic pressure. An accumulator 103 is provided in a discharge oil passage of the high-pressure oil pump 100. The oil passage 116 is connected to the driven pulley cylinder chamber 32. The first hydraulic pressure has a characteristic that it increases as the speed ratio of the V-belt continuously variable transmission mechanism increases and as the throttle opening of the engine increases. The shift control valve 112 is
The first hydraulic pressure from the oil passage 116 is reduced according to the values of G and PTH and supplied to the drive pulley cylinder chamber 20. The structure of the speed change control valve 112 is, for example, a speed change command valve operated by a step motor and a speed ratio detection member for detecting a speed ratio of a continuously variable transmission as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-105353. A structure connected by a link mechanism can also be used. The second regulator valve 104 regulates the discharge pressure of the low-pressure oil pump 101 driven directly by the engine 10 to a relatively low value, and supplies the second hydraulic pressure to the manual valve 108 and the torque converter 12 via the oil passage 118. I do. Second
The oil pressure has a characteristic that it increases as the throttle opening of the engine increases, and decreases as the vehicle speed increases.
The manual valve 108 switches the output state of the hydraulic pressure from the oil passage 118 according to the position of the select lever operated by the driver. In the D range, the oil pressure is output to the oil passage 120. Forward switching valve 110 is switched by the balance between the throttle pressure P TH corresponding to the governor pressure P G and the engine load corresponding to the vehicle speed, for supplying hydraulic pressure of the oil passage 120 to the low clutch 44 or the high clutch 60.
次に、この実施例の作用について説明する。発進時な
ど車速が低い状態では、前進切換弁110はロークラッチ4
4にのみ油圧を供給し、ハイクラッチ60には油圧を供給
しない。このため、ロークラッチ44が締結され、前述の
ように歯車伝達経路を介して回転力が伝達される状態と
なる。Next, the operation of this embodiment will be described. When the vehicle speed is low, such as when starting, the forward switching valve 110 is
Only the hydraulic pressure is supplied to 4, and the hydraulic pressure is not supplied to the high clutch 60. Therefore, the low clutch 44 is engaged, and the torque is transmitted through the gear transmission path as described above.
上述のように歯車伝達経路を介して運転が行われ、車
速が上昇するなど所定の運転状態に達すると、前進切換
弁110が切換わり、油路124に油圧が供給される。このた
め、ハイクラッチ60が締結され前述のように歯車伝達経
路がＶベルト伝達経路に切換えられる。なお、この時点
では変速制御弁112は駆動プーリシリンダ室20に供給す
る油圧を最も低い状態としており、Ｖベルト式無段変速
機構の変速比は所定の最大変速比（これは歯車42と歯車
48との変速比に等しい）となっている。この状態から変
速制御弁112の作用によって駆動プーリシリンダ室20に
供給される油圧が上昇すると、変速比は次第に小側に変
化していく。以後は、変速制御弁112の作用によりＶベ
ルト式無段変速機構の最大変速比と最小変速比との間で
変速制御が行われる。As described above, the operation is performed via the gear transmission path, and when a predetermined operation state such as an increase in the vehicle speed is reached, the forward switching valve 110 is switched, and the oil pressure is supplied to the oil passage 124. Therefore, the high clutch 60 is engaged, and the gear transmission path is switched to the V-belt transmission path as described above. At this point, the transmission control valve 112 is in the state where the hydraulic pressure supplied to the drive pulley cylinder chamber 20 is the lowest, and the speed ratio of the V-belt continuously variable transmission mechanism is a predetermined maximum speed ratio (this is the gear 42 and the gear 42).
48). From this state, when the hydraulic pressure supplied to the drive pulley cylinder chamber 20 increases by the action of the shift control valve 112, the gear ratio gradually changes to a smaller side. Thereafter, the speed change control valve 112 controls the speed change between the maximum speed ratio and the minimum speed ratio of the V-belt continuously variable transmission mechanism.
上述のように低圧用オイルポンプ101はエンジンによ
って直接駆動され、一方高圧用オイルポンプ100はバッ
テリーを電源として作動する電磁ポンプである。従っ
て、高圧用オイルポンプ100は無段変速機構に必要な最
低限の油圧及び流量を吐出するように作動を制御するこ
とができ、一方低圧用オイルポンプ101はトルクコンバ
ータ12、ハイクラッチ60、ロークラッチ44などで必要と
する油圧及び流量を確保するだけの容量のものでよい。
これにより両オイルポンプ100及び101の作動が効率化さ
れ、全体としてのオイルポンプ駆動トルクが低減され
る。更に高圧用オイルポンプ100側の油路にはアキュム
レータ103が設けられているので、一定車速かつ一定変
速比での走行など無段変速機構側で流量を必要としない
場合には、高圧用オイルポンプ100の作動を停止させる
ことができる。また、高圧用オイルポンプ100は、第４
図又は第５図に示すように、オイルリザーバ198内のス
トレーナ200に近接させて配置することができ、低圧用
オイルポンプ101と高圧用オイルポンプ100とでストレー
ナ200を共通化することができる。As described above, the low-pressure oil pump 101 is directly driven by the engine, while the high-pressure oil pump 100 is an electromagnetic pump that operates using a battery as a power source. Accordingly, the operation of the high-pressure oil pump 100 can be controlled so as to discharge the minimum oil pressure and flow rate required for the continuously variable transmission mechanism, while the low-pressure oil pump 101 is controlled by the torque converter 12, the high clutch 60, and the low clutch. It may have a capacity sufficient to secure the hydraulic pressure and flow rate required by the clutch 44 and the like.
As a result, the operations of the oil pumps 100 and 101 are made more efficient, and the overall oil pump driving torque is reduced. Further, the accumulator 103 is provided in the oil passage on the side of the high-pressure oil pump 100. Therefore, when the continuously variable transmission mechanism does not require a flow rate such as running at a constant vehicle speed and a constant speed ratio, the high-pressure oil pump is used. 100 operations can be stopped. The high pressure oil pump 100 is
As shown in FIG. 5 or FIG. 5, the strainer 200 can be arranged close to the strainer 200 in the oil reservoir 198, and the strainer 200 can be shared by the low-pressure oil pump 101 and the high-pressure oil pump 100.
なお、この実施例はＶベルト式無段変速機構の最大変
速比よりも大きい変速比の歯車機構が設けられているい
わゆるハイブリッド型の変速機であるが、基本的にＶベ
ルト式無段変速機構のみから構成される変速機の場合に
も同様に本発明を適用可能である。また、無段変速機構
としては、Ｖベルト式無段変速機構以外の摩擦車式無段
変速機構などを採用することも可能である。Although this embodiment is a so-called hybrid type transmission provided with a gear mechanism having a gear ratio larger than the maximum gear ratio of the V-belt type continuously variable transmission mechanism, it is basically a V-belt type continuously variable transmission mechanism. The present invention can be similarly applied to a transmission including only the transmission. Further, as the continuously variable transmission mechanism, a friction wheel type continuously variable transmission mechanism other than the V-belt type continuously variable transmission mechanism can be adopted.
（ト）発明の効果 以上のように本発明によれば、無段変速機構用に高圧
用オイルポンプ、それ以外の油圧装置のために低圧用オ
イルポンプを備えたので、全てを一つの高圧、大流量型
のオイルポンプを用いる場合に比較して、オイルポンプ
の小型化が図れ、また、とくに高圧用オイルポンプを、
その作動が自由に制御できる電気的に駆動されるポンプ
とし、かつその油路に設けたアキュムレータにより一部
の吐出油を蓄圧することで、一定の車速かつ一定変速比
で走行するときなど、無段変速機構側で流量を必要とし
ない場合には、高圧用オイルポンプの作動を停止させ、
停止時の漏洩分はアキュムレータから補給することによ
り、無段変速機構の機能を損なうことなく、ポンプ駆動
に伴うエネルギ損失を低減できるという効果がある。(G) Effects of the Invention As described above, according to the present invention, since the high-pressure oil pump is provided for the continuously variable transmission mechanism and the low-pressure oil pump is provided for the other hydraulic devices, all are provided with one high-pressure oil pump. Compared to the case of using a large-flow type oil pump, the size of the oil pump can be reduced.
An electrically driven pump whose operation can be controlled freely, and by accumulating a part of the discharge oil by an accumulator provided in the oil passage, the pump can be operated at a constant vehicle speed and a constant gear ratio. If the step transmission mechanism does not require a flow rate, the operation of the high-pressure oil pump is stopped,
By supplying the leakage at the time of stoppage from the accumulator, there is an effect that energy loss due to driving of the pump can be reduced without impairing the function of the continuously variable transmission mechanism.
第１図は本発明による変速機の油圧制御装置を示す図、
第２図は変速機の骨組図、第３図は第２図に示した変速
機の軸の位置関係を示す図、第４図は高圧用オイルポン
プの配置を示す図、第５図は高圧用オイルポンプの別の
配置を示す図である。 20……駆動プーリシリンダ室、32……従動プーリシリン
ダ室、44……ロークラッチ、60……ハイクラッチ、100
……高圧用オイルポンプ、101……低圧用オイルポン
プ。FIG. 1 is a diagram showing a hydraulic control device for a transmission according to the present invention,
2 is a skeleton diagram of the transmission, FIG. 3 is a diagram showing a positional relationship between shafts of the transmission shown in FIG. 2, FIG. 4 is a diagram showing an arrangement of a high-pressure oil pump, and FIG. FIG. 7 is a view showing another arrangement of the oil pump for use in the present invention. 20: Drive pulley cylinder chamber, 32: Driven pulley cylinder chamber, 44: Low clutch, 60: High clutch, 100
…… High pressure oil pump, 101 …… Low pressure oil pump.
Claims (2)
無段変速機構と、これ以外の動力伝達用又は動力伝達切
換用の油圧装置と、有する変速機の油圧制御装置におい
て、 無段変速機構のための電気的に駆動される高圧用オイル
ポンプと、上記油圧装置のための低圧用オイルポンプと
を設け、高圧用オイルポンプと接続された油路にアキュ
ムレータを備え、前記高圧用オイルポンプは走行中でも
無段変速機側で流量を必要としないときは作動を停止さ
せるように構成されていることを特徴とする変速機の油
圧制御装置。1. A hydraulic control device for a transmission, comprising: a continuously variable transmission mechanism in which a gear ratio is continuously controlled by a hydraulic pressure; and a hydraulic device for transmitting power or switching power transmission. An electrically driven high-pressure oil pump for a mechanism, a low-pressure oil pump for the hydraulic device, an accumulator in an oil passage connected to the high-pressure oil pump, Is a hydraulic control device for a transmission, wherein the operation is stopped when a flow rate is not required on the continuously variable transmission side even during traveling.
駆動されるポンプであり、オイルリザーバのオイルスト
レーナに近接して前記高圧用オイルポンプが配置され、
低圧用オイルポンプと高圧用オイルポンプとで前記スト
レーナを共用させている請求項１に記載の変速機の油圧
制御装置。2. The low-pressure oil pump is a pump directly driven by an engine, and the high-pressure oil pump is arranged near an oil strainer of an oil reservoir.
The hydraulic control device for a transmission according to claim 1, wherein the strainer is shared by a low-pressure oil pump and a high-pressure oil pump.
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Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2010067189A1 (en) * | 2008-12-12 | 2010-06-17 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Hydraulic control apparatus and hydraulic control method |
| US20230030147A1 (en) * | 2019-12-27 | 2023-02-02 | Jatco Ltd | Oil pressure supply device |
Families Citing this family (11)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH11189073A (en) * | 1997-12-25 | 1999-07-13 | Nissan Motor Co Ltd | Fluid pressure control device for hybrid vehicle |
| JP2004324664A (en) * | 2003-04-21 | 2004-11-18 | Toyota Motor Corp | Hydraulic control device |
| WO2010021218A1 (en) * | 2008-08-20 | 2010-02-25 | トヨタ自動車株式会社 | Hydraulic control device |
| JP5304226B2 (en) * | 2008-12-25 | 2013-10-02 | トヨタ自動車株式会社 | Hydraulic control device |
| JP4821864B2 (en) | 2009-02-13 | 2011-11-24 | トヨタ自動車株式会社 | Shift control device for automatic transmission mechanism |
| KR101251504B1 (en) * | 2010-12-03 | 2013-04-05 | 현대자동차주식회사 | Oil pump system for automatic transmission |
| CN105492802B (en) * | 2013-09-25 | 2017-02-15 | 爱信艾达株式会社 | Power transmitting device |
| JP6888544B2 (en) * | 2017-12-27 | 2021-06-16 | トヨタ自動車株式会社 | Route switching controller |
| JP6994987B2 (en) * | 2018-03-08 | 2022-01-14 | 本田技研工業株式会社 | Transmission oil supply structure |
| JP2021017919A (en) * | 2019-07-18 | 2021-02-15 | トヨタ自動車株式会社 | Vehicle oil supply device |
| WO2023182447A1 (en) * | 2022-03-23 | 2023-09-28 | ジヤトコ株式会社 | Power transmission device |
-
1989
- 1989-10-18 JP JP1270699A patent/JP2893757B2/en not_active Expired - Fee Related
Cited By (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2010067189A1 (en) * | 2008-12-12 | 2010-06-17 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Hydraulic control apparatus and hydraulic control method |
| CN102245939A (en) * | 2008-12-12 | 2011-11-16 | 丰田自动车株式会社 | Hydraulic control apparatus and hydraulic control method |
| CN102245939B (en) * | 2008-12-12 | 2013-11-06 | 丰田自动车株式会社 | Hydraulic control apparatus and hydraulic control method |
| US8845488B2 (en) | 2008-12-12 | 2014-09-30 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Hydraulic control apparatus and hydraulic control method |
| US20230030147A1 (en) * | 2019-12-27 | 2023-02-02 | Jatco Ltd | Oil pressure supply device |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
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| JPH03134368A (en) | 1991-06-07 |
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