JP3212651B2 - Hydraulic control circuit of hydraulically operated transmission - Google Patents
Hydraulic control circuit of hydraulically operated transmissionInfo
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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
- F16H61/66—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 specially adapted for continuously variable gearings
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- F16H2061/6608—Control of clutches, or brakes for forward-reverse shift
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- Arrangement Of Transmissions (AREA)
Description
【０００１】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は油圧作動式変速機の油圧
制御回路に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a hydraulic control circuit for a hydraulically operated transmission.
【０００２】[0002]
【従来の技術】従来より、例えば特開昭５８−９４６６
３号公報に開示されているように、油圧で作動されるベ
ルト式無段変速機が知られている。このベルト式無段変
速機は、油圧により有効径を変更制御されるプライマリ
プーリとセカンダリプーリとを備え、両プーリ間にＶベ
ルトが懸装された構成を有しており、トルクコンバータ
等の流体継手と、クラッチ、ブレーキ等の摩擦締結要素
を備えた前後進切替機構とを組合せて車両用無段変速機
として用いられている。2. Description of the Related Art Conventionally, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 58-9466.
As disclosed in Japanese Unexamined Patent Publication No. 3 (Kokai) No. 3 (Kokai) No. 3-3, a belt type continuously variable transmission operated by hydraulic pressure is known. This belt-type continuously variable transmission includes a primary pulley and a secondary pulley whose effective diameter is controlled to be changed by hydraulic pressure, and has a configuration in which a V-belt is suspended between both pulleys. A combination of a joint and a forward / reverse switching mechanism provided with a friction engagement element such as a clutch or a brake is used as a continuously variable transmission for a vehicle.
【０００３】このような無段変速機においては、上記プ
ライマリプーリが変速比制御用プーリとされ、上記セカ
ンダリプーリがベルト張力調整用プーリとされている。
そしてこの無段変速機の油圧制御回路には、トルクコン
バータと多段変速歯車機構とを組合せた通常の車両用自
動変速機と同様に、油圧ポンプの吐出比を調圧してライ
ン圧を生成する調圧バルブ（プレッシャレギュレータバ
ルブ）が設けられている。上記セカンダリプーリは比較
的高いベルト押付圧を必要とするために、セカンダリプ
ーリを作動する油圧室にライン圧が直接供給されるよう
になっている。In such a continuously variable transmission, the primary pulley is a speed ratio control pulley and the secondary pulley is a belt tension adjusting pulley.
The hydraulic control circuit of the continuously variable transmission includes a pressure control for adjusting a discharge ratio of a hydraulic pump to generate a line pressure, similarly to a normal automatic transmission for a vehicle in which a torque converter and a multi-speed transmission gear mechanism are combined. A pressure valve (pressure regulator valve) is provided. Since the secondary pulley requires a relatively high belt pressing pressure, the line pressure is directly supplied to a hydraulic chamber that operates the secondary pulley.
【０００４】また、ライン圧がオリフィスを介してトル
クコンバータの作動油圧回路に供給されるとともに、上
記調圧バルブの調圧動作によって生じる余剰油が、トル
クコンバータの作動油圧回路に排出されてトルクコンバ
ータに供給される。そして上記作動油圧回路には、トル
クコンバータ内の作動油圧が所定値よりも上昇するのを
防止するために、リリーフバルブが配設され、トルクコ
ンバータ内の油圧が所定値よりも高くなろうとすると、
上記作動油圧回路の作動油が上記リリーフバルブを介し
てリリーフされるようになっている。In addition, the line pressure is supplied to an operating hydraulic circuit of the torque converter via an orifice, and surplus oil generated by the pressure adjusting operation of the pressure regulating valve is discharged to the operating hydraulic circuit of the torque converter. Supplied to And, in order to prevent the operating oil pressure in the torque converter from rising above a predetermined value, the relief valve is disposed in the above-mentioned operating hydraulic circuit, and when the oil pressure in the torque converter is going to become higher than the predetermined value,
The operating oil of the operating hydraulic circuit is relieved via the relief valve.
【０００５】[0005]
【発明が解決しようとする課題】ところで、多段変速歯
車機構と摩擦締結要素とによって変速を行なう通常の自
動変速機では、ライン圧の使用レンジが狭いため（前進
時４〜１０kg/cm2）、ライン圧をオリフィスを介してト
ルクコンバータに供給する構成であっても、上記オリフ
ィスを流れる作動油の流量は比較的安定していた。しか
しながら、ベルト式無段変速機では、セカンダリプーリ
の油圧室が必要とするライン圧の使用レンジがきわめて
広いため、（６〜３５kg/cm2）、上記オリフィスを流れ
る作動油の流量が大きく変動し、トルクコンバータに対
する作動油圧の安定した供給が困難であった。By the way, in a normal automatic transmission in which a gear is shifted by a multi-stage transmission gear mechanism and a frictional engagement element, the range of use of the line pressure is narrow (4-10 kg / cm 2 at the time of forward movement). Even when the line pressure is supplied to the torque converter via the orifice, the flow rate of the hydraulic oil flowing through the orifice was relatively stable. However, in the belt-type continuously variable transmission, since the working range of the line pressure required by the hydraulic chamber of the secondary pulley is extremely wide (6 to 35 kg / cm 2 ), the flow rate of the hydraulic oil flowing through the orifice greatly varies. Thus, it has been difficult to stably supply the working oil pressure to the torque converter.
【０００６】本発明は、このような課題に鑑み、流体継
手に対する安定した作動油圧の供給を可能にした油圧作
動式変速機の油圧制御回路を提供することを目的とす
る。The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a hydraulic control circuit for a hydraulically operated transmission which can supply a stable hydraulic pressure to a fluid coupling.
【０００７】[0007]
【課題を解決するための手段】前記目的達成のため、請
求項１の発明では、油圧により有効径を変更制御される
２つのプーリと、これら２つのプーリ間に懸装されたベ
ルトと、オイルポンプの吐出圧をライン圧に制御すると
共に前記プーリの一方に対するベルト押付圧を制御する
第１の調圧バルブと、この第１の調圧バルブの余剰油が
作動油圧回路から供給される流体継手とを備えた油圧作
動式変速機において、上記第１の調圧バルブで調圧され
た油が流れるラインの該第１の調圧バルブ下流に、第１
の調圧バルブの調圧レベルよりも低いほぼ一定の調圧レ
ベルを有する第２の調圧バルブを接続するとともに、上
記流体継手の作動油圧回路に対し、上記第２の調圧バル
ブ下流の油圧回路からもオリフィスを介して油圧を供給
するようにしたことを特徴とする。To achieve the above object, according to the present invention, two pulleys whose effective diameters are controlled to be changed by hydraulic pressure, a belt suspended between these two pulleys, A first pressure regulating valve for controlling a discharge pressure of a pump to a line pressure and controlling a belt pressing pressure against one of the pulleys, and a fluid coupling for supplying surplus oil of the first pressure regulating valve from an operating hydraulic circuit Wherein the pressure is regulated by the first pressure regulating valve.
Oil within the first pressure regulating valves under stream in line flowing, first
A second pressure regulating valve having a substantially constant pressure regulating level lower than the pressure regulating level of the pressure regulating valve is connected, and a hydraulic pressure downstream of the second pressure regulating valve is supplied to the operating hydraulic circuit of the fluid coupling. It is characterized in that hydraulic pressure is also supplied from the circuit via the orifice.
【０００８】請求項２の発明では、前記第２の調圧バル
ブは、前記流体継手の作動油圧回路に対し、その下流の
油圧回路からオリフィスを介して油圧を供給すると共
に、摩擦締結要素の作動圧を制御するものとする。[0008] In the second aspect of the present invention, the second pressure regulating valve supplies hydraulic pressure to the operating hydraulic circuit of the fluid coupling from the hydraulic circuit downstream thereof through an orifice, and operates the friction engagement element. Pressure shall be controlled.
【０００９】請求項３の発明では、前記第１の調圧バル
ブの余剰油は、前記一方のプーリとオイルポンプとの間
に配置される油圧回路に供給されるライン圧を減圧して
生成されるパイロット圧が第１の調圧バルブに供給され
て得られるものとする。According to a third aspect of the present invention, the excess oil of the first pressure regulating valve is generated by reducing a line pressure supplied to a hydraulic circuit disposed between the one pulley and an oil pump. Pilot pressure is supplied to the first pressure regulating valve.
【００１０】[0010]
【作用および効果】本発明によれば、第１の調圧バルブ
の余剰油に加えて、第２の調圧バルブの下流の油圧回路
からもほぼ一定の油圧を流体継手の作動油圧回路に供給
することが可能になるから、たとえ第１の調圧バルブか
らの余剰油の供給が制限された場合であっても、流体継
手に対する安定した作動油圧の供給が可能になる。According to the present invention, in addition to the surplus oil of the first pressure regulating valve, a substantially constant hydraulic pressure is supplied from the hydraulic circuit downstream of the second pressure regulating valve to the working hydraulic circuit of the fluid coupling. Therefore, even if the supply of surplus oil from the first pressure regulating valve is restricted, stable supply of operating hydraulic pressure to the fluid coupling becomes possible.
【００１１】[0011]
【実施例】以下、本発明による油圧作動式変速機の油圧
制御回路をベルト式無段変速機の油圧制御回路に適用し
た場合の実施例について、図面に基づいて説明する。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS An embodiment in which a hydraulic control circuit of a hydraulically operated transmission according to the present invention is applied to a hydraulic control circuit of a belt type continuously variable transmission will be described below with reference to the drawings.
【００１２】図２は、無段変速機Ｚの全体構成を示すス
ケルトン図である。この無段変速機Ｚは、前輪駆動用の
無段変速機であって、エンジンＡの出力軸１に連結され
たトルクコンバータＢと、前後進切替機構Ｃとベルト伝
導機構Ｄと、減速機構Ｅと、差動機構Ｆとを備えてい
る。FIG. 2 is a skeleton diagram showing the entire configuration of the continuously variable transmission Z. The continuously variable transmission Z is a continuously variable transmission for driving front wheels, and includes a torque converter B connected to an output shaft 1 of an engine A, a forward / reverse switching mechanism C, a belt transmission mechanism D, and a reduction mechanism E. And a differential mechanism F.
【００１３】トルクコンバータＢは、図３に具体的に示
されているように、エンジン出力軸１に結合されたポン
プカバー７の一側部に固定されてこのエンジン出力軸１
と一体的に回転するポンプインペラ３と、このポンプイ
ンペラ３と対向するようにして、ポンプカバー７内の空
間に回転自在に設けられたタービンランナ４と、ポンプ
インペラ３とタービンランナ４との間に介設されてトル
ク増大作用を行なうステータ５とを有している。また、
タービンランナ４は、タービン軸２を介して後述する前
後進切替機構Ｃの入力メンバであるキャリア１５に連結
され、ステータ５は、ワンウェイクラッチ８およびステ
ータ軸９を介してミッションケース１９に連結されてい
る。The torque converter B is fixed to one side of a pump cover 7 connected to the engine output shaft 1 as shown in FIG.
A pump impeller 3 integrally rotating with the pump impeller 3, a turbine runner 4 opposed to the pump impeller 3 and rotatably provided in a space inside a pump cover 7, and a pump impeller 3 and a turbine runner 4. And a stator 5 interposed therebetween to perform a torque increasing action. Also,
The turbine runner 4 is connected via a turbine shaft 2 to a carrier 15 which is an input member of a forward / reverse switching mechanism C described later, and the stator 5 is connected via a one-way clutch 8 and a stator shaft 9 to a transmission case 19. I have.
【００１４】さらに、タービンランナ４とポンプカバー
７との間には、ロックアップクラッチが配置されてい
る。このロックアップクラッチは、タービン軸２に対し
軸方向へ移動可能にスプライン結合されたピストン６を
備えており、このピストン６がコンバータカバー７内の
空間を、タービン５側のコンバータリヤ室７ａとコンバ
ータカバー７側のコンバータフロント室１０とに区分し
ている。そしてコンバータフロント室１０内への油圧の
導入あるいは排出により、コンバータフロント室１０内
の油圧とコンバータリヤ室７ａ内の油圧との差圧に応じ
てポンプカバー７と接触してこれと一体化されるロック
アップ状態と、ポンプカバー７から離間するコンバータ
状態とを選択的に実現するようになっている。そして、
ロックアップ状態では、エンジン出力軸１とタービン軸
２とが、流体を介することなく直結され、コンバータ状
態では、エンジントルクがエンジン出力軸１から流体を
介してタービン軸２側に伝達される。Further, a lock-up clutch is disposed between the turbine runner 4 and the pump cover 7. The lock-up clutch includes a piston 6 spline-coupled to the turbine shaft 2 so as to be movable in the axial direction. The piston 6 occupies a space in the converter cover 7 with a converter rear chamber 7 a on the turbine 5 side and a converter. It is divided into a converter front chamber 10 on the cover 7 side. When the hydraulic pressure is introduced into or discharged from the converter front chamber 10, the pump cover 7 comes into contact with and is integrated with the pump cover 7 according to the pressure difference between the hydraulic pressure in the converter front chamber 10 and the hydraulic pressure in the converter rear chamber 7a. The lock-up state and the converter state separated from the pump cover 7 are selectively realized. And
In the lock-up state, the engine output shaft 1 and the turbine shaft 2 are directly connected without the intervention of fluid, and in the converter state, engine torque is transmitted from the engine output shaft 1 to the turbine shaft 2 via the fluid.
【００１５】前後進切替機構Ｃは、トルクコンバータＢ
のタービン軸２の回転をそのままベルト伝導機構Ｄ側に
伝達する前進状態と、ベルト伝導機構Ｄに逆転状態で伝
達する後進状態とを選択的に設定するものであり、本実
施例においては、この前後進切替機構Ｃが、ダブルピニ
オン式のプラネタリギヤユニットで構成されている。す
なわち、タービン軸２にスプライン結合されたキャリア
１５には、サンギヤ１２に噛合する第１ピニオンギヤ１
３と、リングギヤ１１に噛合する第２ピニオンギヤ１４
とが取り付けられている。なお、サンギヤ１２はベルト
伝導機構Ｄのプライマリ軸２２に対してスプライン結合
されている。The forward / reverse switching mechanism C includes a torque converter B
In this embodiment, a forward state in which the rotation of the turbine shaft 2 is transmitted to the belt transmission mechanism D as it is, and a reverse state in which the rotation of the turbine shaft 2 is transmitted to the belt transmission mechanism D in the reverse direction are selectively set. The forward / reverse switching mechanism C is constituted by a double pinion type planetary gear unit. That is, the carrier 15 spline-coupled to the turbine shaft 2 has the first pinion gear 1 meshed with the sun gear 12.
3 and a second pinion gear 14 meshing with the ring gear 11
And are attached. The sun gear 12 is spline-coupled to the primary shaft 22 of the belt transmission mechanism D.
【００１６】さらに、リングギヤ１１とキャリア１５と
の間には、この両者を断接するフォワードクラッチ１６
が介設され、またリングギヤ１１とミッションケース１
９との間には、リングギヤ１１をミッションケース１９
に対して選択的に固定するためリバースクラッチ（また
はブレーキ）１７が介設されている。Further, between the ring gear 11 and the carrier 15, a forward clutch 16 for connecting and disconnecting the two is connected.
And the ring gear 11 and the transmission case 1
Between the transmission gear 9 and the transmission case 19
A reverse clutch (or brake) 17 is interposed in order to selectively secure the clutch.
【００１７】したがって、フォワードクラッチ１６を締
結してリバースクラッチ１７を開放した状態において
は、リングギヤ１１とキャリア１５とが一体化されると
ともに、リングギヤ１１がミッションケース１９に対し
て相対回転可能とされるため、タービン軸２の回転はそ
のまま同方向回転としてサンギヤ１２からプライマリ軸
２２側に出力される（前進状態）。Therefore, when the forward clutch 16 is engaged and the reverse clutch 17 is released, the ring gear 11 and the carrier 15 are integrated, and the ring gear 11 is rotatable relative to the transmission case 19. Therefore, the rotation of the turbine shaft 2 is output from the sun gear 12 to the primary shaft 22 as the same rotation as it is (forward state).
【００１８】これに対して、フォワードクラッチ１６を
開放してリバースクラッチ１７を締結した状態において
は、リングギヤ１１がミッションケース１９側に固定さ
れるとともに、リングギヤ１１とキャリア１５が相対回
転可能となるため、タービン軸２の回転は、第１ピニオ
ンギヤ１３と第２ピニオンギヤ１４とを介して反転され
た状態で、サンギヤ１２からプライマリ軸２２側に出力
される（後進状態）。On the other hand, when the forward clutch 16 is released and the reverse clutch 17 is engaged, the ring gear 11 is fixed to the transmission case 19 and the ring gear 11 and the carrier 15 can rotate relative to each other. The rotation of the turbine shaft 2 is outputted from the sun gear 12 to the primary shaft 22 side in a state where the rotation is reversed via the first pinion gear 13 and the second pinion gear 14 (reverse state).
【００１９】すなわち、この前後進切替機構Ｃにおいて
は、フォワードクラッチ１６とリバースクラッチ１７と
の選択作動により、前後進の切替が行なわれる。That is, in the forward / reverse switching mechanism C, the forward / backward switching is performed by the selection operation of the forward clutch 16 and the reverse clutch 17.
【００２０】ベルト伝導機構Ｄは、上述した前後進切替
機構Ｃの後方側に同軸状に配置されたプライマリプーリ
２１と、このプライマリプーリ２１に対して離間配置さ
れたセカンダリプーリ３１との間にベルト２０が懸装さ
れて構成されている。The belt transmission mechanism D is provided between a primary pulley 21 disposed coaxially behind the forward / reverse switching mechanism C and a secondary pulley 31 disposed at a distance from the primary pulley 21. 20 is suspended and configured.
【００２１】上記プライマリプーリ２１は、図３にも示
されているように、前後進切替機構Ｃのサンギヤ１２に
一方の軸端部がスプライン結合されたプライマリ軸２２
上に、所定径を有する固定円錐板２３をプライマリ軸２
２と一体的に備え、また可動円錐板２４をプライマリ軸
２２の軸方向に移動可能に備えている。そして固定円錐
板２３の円錐状摩擦面と可動円錐板２４の円錐状摩擦面
とによって、ほぼＶ字状の断面形状を有するベルト受溝
２１ａが形成されている。As shown in FIG. 3, the primary pulley 21 is a primary shaft 22 having one shaft end spline-connected to the sun gear 12 of the forward / reverse switching mechanism C.
A fixed conical plate 23 having a predetermined diameter is placed on the primary shaft 2.
2 and the movable conical plate 24 is provided so as to be movable in the axial direction of the primary shaft 22. The conical friction surface of the fixed conical plate 23 and the conical friction surface of the movable conical plate 24 form a belt receiving groove 21a having a substantially V-shaped cross section.
【００２２】また、可動円錐板２４の外側面２４ａ側に
は、円筒状のピストン２５が固定されており、このピス
トン２５は、プライマリ軸２２側に固定されたシリンダ
２６の内周面に油密的に嵌挿されている。そしてこのピ
ストン２５とシリンダ２６と可動円錐板２４とによっ
て、単室型のプライマリ油圧室２７が構成されている。
このプライマリ油圧室２７には後述する油圧回路から油
圧が導入される。A cylindrical piston 25 is fixed to the outer surface 24a of the movable conical plate 24. The piston 25 is oil-tight on the inner peripheral surface of a cylinder 26 fixed to the primary shaft 22. It is inserted. The piston 25, the cylinder 26, and the movable conical plate 24 constitute a single-chamber primary hydraulic chamber 27.
A hydraulic pressure is introduced into the primary hydraulic chamber 27 from a hydraulic circuit described later.
【００２３】プライマリプーリ２１は、プライマリ油圧
室２７内に導入される油圧により、その可動円錐板２４
を軸方向に移動させて固定円錐板２３との間隔を増減
し、ベルト受溝２１ａの溝幅を変えることにより、プラ
イマリプーリ２１に対するベルト２０の巻付き半径、す
なわちプーリ２１の有効半径を調整するようになってい
る。The primary pulley 21 has its movable conical plate 24
Is moved in the axial direction to increase or decrease the interval with the fixed conical plate 23 and change the groove width of the belt receiving groove 21a, thereby adjusting the winding radius of the belt 20 around the primary pulley 21, that is, the effective radius of the pulley 21. It has become.
【００２４】セカンダリプーリ３１は、基本的には、上
述したプライマリプーリ２１と同様の構成を有するもの
であり、図４にも示されているように、プライマリ軸２
２に対して離間して平行配置されたセカンダリ軸３２上
に、固定円錐板３３をセカンダリ軸３２と一体的に備
え、また可動円錐板３４をセカンダリ軸３２の軸方向に
移動可能に備えている。そして固定円錐板３３の円錐状
摩擦面と可動円錐板３４の円錐状摩擦面とによって、ほ
ぼＶ字状の断面形状を有するベルト受溝３１ａが形成さ
れている。The secondary pulley 31 has basically the same configuration as the above-described primary pulley 21, and as shown in FIG.
A fixed conical plate 33 is provided integrally with the secondary shaft 32 on a secondary shaft 32 disposed in parallel with and separated from the movable shaft 2, and a movable conical plate 34 is provided so as to be movable in the axial direction of the secondary shaft 32. . The conical friction surface of the fixed conical plate 33 and the conical friction surface of the movable conical plate 34 form a belt receiving groove 31a having a substantially V-shaped cross section.
【００２５】さらに、可動円錐板３４の外側面３４ａ側
には、円筒状のシリンダ３５が固定されており、このシ
リンダ３５の内側面側には、セカンダリ軸３２に固定さ
れたピストン３６が油密的に嵌挿されている。そしてこ
のピストン３６とシリンダ３５と可動円錐板３４とによ
って、単室型のセカンダリ油圧室３７が構成されてい
る。このセカンダリ油圧室３７には、プライマリ油圧室
２７と同様に、油圧回路から油圧が導入される。A cylindrical cylinder 35 is fixed to the outer surface 34a of the movable conical plate 34, and a piston 36 fixed to the secondary shaft 32 is oil-tight to the inner surface of the cylinder 35. It is inserted. The piston 36, the cylinder 35, and the movable conical plate 34 form a single-chamber secondary hydraulic chamber 37. As in the primary hydraulic chamber 27, hydraulic pressure is introduced into the secondary hydraulic chamber 37 from a hydraulic circuit.
【００２６】このセカンダリプーリ３１も、プライマリ
プーリ２１と同様に、セカンダリ油圧室３７内に導入さ
れる油圧により、その可動円錐板３４を軸方向に移動さ
せて固定円錐板３３との間隔を増減し、ベルト受溝３１
ａの溝幅を変更することにより、２０の巻付き半径、す
なわちプーリ３１の有効半径を調整するようになってい
る。なお、可動円錐板３４の受圧面積は、プライマリプ
ーリ２１の可動円錐板２４のそれよりも小さくなるよう
に設定されている。Similarly to the primary pulley 21, the secondary pulley 31 moves the movable conical plate 34 in the axial direction by hydraulic pressure introduced into the secondary hydraulic chamber 37 to increase or decrease the distance between the movable conical plate 34 and the fixed conical plate 33. , Belt receiving groove 31
By changing the groove width a, the winding radius of 20, that is, the effective radius of the pulley 31 is adjusted. The pressure receiving area of the movable conical plate 34 is set to be smaller than that of the movable conical plate 24 of the primary pulley 21.
【００２７】減速機構Ｅおよび差動機構Ｆについては、
従来公知の構造であるために、その説明は省略する。With respect to the speed reduction mechanism E and the differential mechanism F,
Since the structure is conventionally known, the description thereof is omitted.
【００２８】次にこの無断変速機Ｚの動作について説明
する。エンジンＡからトルクコンバータＢを介して伝達
されるトルクは、前後進切替機構Ｃにおいて、その回転
方向が前進方向あるいは後進方向に設定された状態でベ
ルト伝導機構Ｄに伝達される。Next, the operation of the continuously variable transmission Z will be described. The torque transmitted from the engine A via the torque converter B is transmitted to the belt transmission mechanism D in the forward / reverse switching mechanism C with the rotation direction set to the forward direction or the reverse direction.
【００２９】ベルト伝導機構Ｄにおいては、プライマリ
プーリ２１のプライマリ油圧室２７内への作動油の導入
あるいは排出によってプライマリプーリ２１の有効半径
を調整すると、このプライマリプーリ２１に対して、ベ
ルト２０を介して連動連結されたセカンダリプーリ３１
において、それに追随した状態で、セカンダリプーリ３
１の有効半径が調整される。そしてこのプライマリプー
リ２１の有効半径とセカンダリプーリ３１の有効半径と
の比により、プライマリ軸２２とセカンダリ軸３２との
間の変速比が決定される。In the belt transmission mechanism D, when the effective radius of the primary pulley 21 is adjusted by introducing or discharging hydraulic oil into the primary hydraulic chamber 27 of the primary pulley 21, the primary pulley 21 is moved via the belt 20. Pulley 31 interlocked and connected
In the state following, the secondary pulley 3
The effective radius of 1 is adjusted. The gear ratio between the primary shaft 22 and the secondary shaft 32 is determined by the ratio between the effective radius of the primary pulley 21 and the effective radius of the secondary pulley 31.
【００３０】このセカンダリ軸３２の回転は、さらに、
減速機構Ｅにより減速された後、差動機構Ｆに伝達さ
れ、この差動機構Ｆから前車軸に伝達される。The rotation of the secondary shaft 32 further
After being decelerated by the speed reduction mechanism E, the power is transmitted to the differential mechanism F, and transmitted from the differential mechanism F to the front axle.
【００３１】次に、油圧制御回路について図４〜図６を
参照して説明すると、この油圧制御回路は、上述した無
断変速機ＺにおけるトルクコンバータＢと、前後進切替
機構Ｃのフォワードクラッチ１６およびリバースクラッ
チ１７と、ベルト伝導機構Ｄのプライマリプーリ２１を
作動させるプライマリ油圧室２７と、セカンダリプーリ
３１を作動させるセカンダリ油圧室３７とに対して、制
御された油圧を供給するためのものである。油圧回路全
体の元圧の供給源は、エンジンＡによって駆動されるオ
イルポンプ４０である。Next, the hydraulic control circuit will be described with reference to FIGS. 4 to 6. The hydraulic control circuit includes the torque converter B in the above-described continuously variable transmission Z, the forward clutch 16 of the forward / reverse switching mechanism C, This is for supplying controlled hydraulic pressure to the reverse clutch 17, the primary hydraulic chamber 27 for operating the primary pulley 21 of the belt transmission mechanism D, and the secondary hydraulic chamber 37 for operating the secondary pulley 31. The source of the source pressure of the entire hydraulic circuit is the oil pump 40 driven by the engine A.
【００３２】油圧制御回路は、ライン圧を調圧する調圧
バルブ４１、減圧バルブ４２、変速比制御バルブ４３、
フェイルセーフ用の変速比ホールドバルブ４４、変圧バ
ルブ４５、クラッチバルブ４６、マニュアルバルブ４
７、コンバータリリーフバルブ４８、アキュムレータ制
御バルブ４９、ロックアップシフトバルブ５０、ロック
アップ制御バルブ５１等を備えている。The hydraulic control circuit includes a pressure regulating valve 41 for regulating the line pressure, a pressure reducing valve 42, a speed ratio control valve 43,
Gear ratio hold valve 44, variable pressure valve 45, clutch valve 46, manual valve 4 for fail safe
7, a converter relief valve 48, an accumulator control valve 49, a lock-up shift valve 50, a lock-up control valve 51, and the like.
【００３３】変速比制御バルブ４３は、プライマリ・デ
ューティソレノイドバルブ５２により直接制御され、変
速比ホールドバルブ４４はオン／オフ型ソレノイドバル
ブ５３により直接制御される。変圧バルブ４５はデュー
ティソレノイド５４によって直接制御され、かつ調圧バ
ルブ４１を制御する。ロックアップシフトバルブ５０お
よびロックアップ制御バルブ５１は、オン／オフ型ソレ
ノイドバルブ５５およびデューティソレノイドバルブ５
６で制御されるようになっている。The speed ratio control valve 43 is directly controlled by a primary duty solenoid valve 52, and the speed ratio hold valve 44 is directly controlled by an on / off type solenoid valve 53. The variable pressure valve 45 is directly controlled by the duty solenoid 54 and controls the pressure regulating valve 41. The lock-up shift valve 50 and the lock-up control valve 51 include an on / off type solenoid valve 55 and a duty solenoid valve 5.
6 is controlled.
【００３４】オイルポンプ４０から吐出される作動油
は、まず調圧バルブ４１によって所定のライン圧に調圧
された上で、ライン１０１を介してセカンダリ油圧室３
７に供給され、セカンダリプーリ３１のベルト押付圧を
形成する。また、ライン圧はライン１０２を通じてクラ
ッチバルブ４６に供給され、ここで所定の圧力に調圧
（減圧）された上で、ライン１０３を通じてマニュアル
バルブ４７に送られる。The hydraulic oil discharged from the oil pump 40 is first adjusted to a predetermined line pressure by a pressure adjusting valve 41, and then is adjusted via a line 101 to a secondary hydraulic chamber 3.
7 to form a belt pressing pressure of the secondary pulley 31. The line pressure is supplied to the clutch valve 46 through a line 102, where the line pressure is adjusted (reduced) to a predetermined pressure, and then sent to a manual valve 47 through a line 103.
【００３５】減圧バルブ４２は、ライン圧を減圧して、
変圧バルブ４５、変速比制御バルブ４３、変速比ホール
ドバルブ４４のパイロット圧の元圧をライン１０４上に
生成する。この元圧から、エンジンの出力トルクおよび
変速比に応じたデューティ比をもって開閉されるデュー
ティソレノイドバルブ５４によって変圧バルブ４５のパ
イロット圧が生成され、変圧バルブ４５で調圧された油
圧（モデファイヤ圧）がライン１１２を通じて調圧バル
ブ４１にパイロット圧として供給され、エンジンの出力
トルクおよび変圧比に応じたライン圧が得られるように
なっている。The pressure reducing valve 42 reduces the line pressure,
An original pressure of the pilot pressure of the variable pressure valve 45, the speed ratio control valve 43, and the speed ratio hold valve 44 is generated on a line 104. From this original pressure, a pilot pressure of the variable pressure valve 45 is generated by a duty solenoid valve 54 that is opened and closed with a duty ratio according to the output torque and the gear ratio of the engine, and the hydraulic pressure (modifier pressure) regulated by the variable pressure valve 45 is obtained. The pressure is supplied to the pressure regulating valve 41 through the line 112 as a pilot pressure, so that a line pressure corresponding to the output torque and the transformation ratio of the engine is obtained.
【００３６】変速比制御バルブ４３は、プライマリ・デ
ューティソレノイドバルブ５２によって制御されて、オ
リフィス６１を介して供給されるライン圧からプライマ
リプーリ２１作動用の油圧をライン１０５上に導出す
る。このライン１０５上の油圧は、変速比ホールドバル
ブ４４およびライン１０６を通じてプライマリ油圧室２
７に供給される。The gear ratio control valve 43 is controlled by a primary duty solenoid valve 52 to derive a hydraulic pressure for operating the primary pulley 21 on a line 105 from a line pressure supplied through an orifice 61. The hydraulic pressure on the line 105 is transmitted through the transmission ratio hold valve 44 and the line 106 to the primary hydraulic chamber 2.
7 is supplied.
【００３７】変速比ホールドバルブ４４は、非励磁時に
ドレン状態となるオフドレンタイプのオン／オフ型ソレ
ノイドバルブ５３により制御される。そしてソレノイド
バルブ５３のオン（励磁）状態では、プライマリ油圧室
２７に連通しているライン１０６がライン１０５と連通
し、オフ（非励磁）状態ではライン１０５と１０６との
連通が遮断される。すなわち、ソレノイドバルブ５３の
非励磁状態では、プライマリ油圧室２７内の圧力が保持
され、変速比が固定される。The speed ratio hold valve 44 is controlled by an off-drain type ON / OFF solenoid valve 53 which is in a drain state when not energized. When the solenoid valve 53 is on (excited), the line 106 communicating with the primary hydraulic chamber 27 is communicated with the line 105. When the solenoid valve 53 is off (non-excited), communication between the lines 105 and 106 is cut off. That is, when the solenoid valve 53 is not excited, the pressure in the primary hydraulic chamber 27 is maintained, and the gear ratio is fixed.
【００３８】また、ソレノイドバルブ５３に通電されて
変速比ホールドバルブ４４がライン１０５と１０６を連
通させている状態にあるとき、プライマリ・デューティ
ソレノイドバルブ５２がオン状態にあれば、プライマリ
油圧室２７内の作動油はライン１０６，１０５，１０７
からリリーフボール６０を経てドレンされ、プライマリ
油圧室２７には油圧が発生しない。一方、プライマリ・
デューティソレノイドバルブ５２のオフ状態では、ドレ
ン通路であるライン１０７が閉じられるとともに、ライ
ン圧がオリフィス６１を介して変速比制御バルブ４３内
に入り、ライン１０５，１０６を通じてプライマリ油圧
室２７内に導入される。したがってプライマリ・デュー
ティソレノイドバルブ５２のデューティ比に応じた開口
率で変速比制御バルブ４３が開くことになる。そしてこ
の場合、作動油がオリフィス６１を介してプライマリ油
圧室２７内へ供給されることにより、プライマリ油圧室
２７内での急激な圧力上昇は防止される。When the solenoid valve 53 is energized and the transmission ratio hold valve 44 connects the lines 105 and 106, and the primary duty solenoid valve 52 is on, the primary hydraulic chamber 27 The hydraulic oil of the line 106, 105, 107
, Through the relief ball 60, and no hydraulic pressure is generated in the primary hydraulic chamber 27. On the other hand, the primary
When the duty solenoid valve 52 is off, the line 107 as the drain passage is closed, and the line pressure enters the speed ratio control valve 43 through the orifice 61 and is introduced into the primary hydraulic chamber 27 through the lines 105 and 106. You. Accordingly, the speed ratio control valve 43 opens at an opening ratio corresponding to the duty ratio of the primary duty solenoid valve 52. In this case, the working oil is supplied into the primary hydraulic chamber 27 via the orifice 61, thereby preventing a rapid pressure increase in the primary hydraulic chamber 27.
【００３９】前進状態では、クラッチバルブ４６で減圧
された油圧（クラッチ圧）がライン１０３、マニュアル
バルブ４７およびライン１０８を通じてフォワードクラ
ッチ１６に供給されてフォワードクラッチ１６が締結さ
れ、リバースクラッチ１７の油圧はライン１０９を通じ
て開放される。これに対して、後進状態では、ロックア
ップ制御バルブ５１が非ロックアップ状態にある限りに
おいて、クラッチ圧がライン１０３、マニュアルバルブ
４７、ライン１１０および１０９を通じてリバースクラ
ッチ１７に供給されてリバースクラッチ１７が締結さ
れ、フォワードクラッチ１６の油圧はライン１０８を通
じて開放される。ライン１０８，１０９には、アキュム
レータ制御バルブ４９によって背圧を制御されるアキュ
ムレータ６２，６３がそれぞれ接続されている。In the forward movement state, the hydraulic pressure (clutch pressure) reduced by the clutch valve 46 is supplied to the forward clutch 16 through the line 103, the manual valve 47 and the line 108, so that the forward clutch 16 is engaged. Opened through line 109. On the other hand, in the reverse state, as long as the lock-up control valve 51 is in the non-lock-up state, the clutch pressure is supplied to the reverse clutch 17 through the line 103, the manual valve 47, and the lines 110 and 109, so that the reverse clutch 17 When engaged, the hydraulic pressure of the forward clutch 16 is released through the line 108. The accumulators 62 and 63 whose back pressure is controlled by the accumulator control valve 49 are connected to the lines 108 and 109, respectively.
【００４０】すなわち、アキュムレータ６２，６３の背
圧室６２ａ，６３ａにはアキュムレータ制御バルブ４９
の出力圧が供給されるようになっており、このアキュム
レータ制御バルブ４９のパイロット圧として、変圧バル
ブ４５下流のライン１１２上の制御圧、すなわち調圧バ
ルブ４１のパイロット圧が導入される。前述のように、
変圧バルブ４５はエンジンの出力トルクおよび変圧比に
応じたデューティ比をもって開閉されるデューティソレ
ノイドバルブ５４によって制御されるから、アキュムレ
ータ制御バルブ４９は、ライン１０８および１０９上に
設けられたアキュムレータ６２および６３の背圧を制御
することによって、クラッチ１６および１７を締結する
棚圧をエンジンの出力トルクおよび変速比に対応するレ
ベルをもって生成し、これによってクラッチ１６，１７
における締結ショックを緩和している。That is, the accumulator control valve 49 is provided in the back pressure chambers 62a, 63a of the accumulators 62, 63.
The control pressure on the line 112 downstream of the variable pressure valve 45, that is, the pilot pressure of the pressure regulating valve 41 is introduced as the pilot pressure of the accumulator control valve 49. As aforementioned,
Since the variable pressure valve 45 is controlled by the duty solenoid valve 54 which is opened and closed with a duty ratio corresponding to the output torque and the variable pressure ratio of the engine, the accumulator control valve 49 is connected to the accumulators 62 and 63 provided on the lines 108 and 109. By controlling the back pressure, a shelf pressure for engaging the clutches 16 and 17 is generated with a level corresponding to the output torque and the gear ratio of the engine.
Has been mitigated.
【００４１】一方、調圧バルブ４１におけるライン圧の
調圧動作によって発生する余剰油が排出ポートからライ
ン１１４上に排出されて、コンバータリリーフバルブ４
８に供給され、このバルブ４８からライン１１５に導出
された作動油が、クラッチバルブ４６からライン１１６
およびオリフィス８２を介してライン１１５に供給され
る作動油とともにトルクコンバータＢに供給される。そ
してトルクコンバータＢ内の油圧が所定値よりも上昇し
ようとすると、コンバータリリーフバルブ４８が作動油
をリリーフして油圧の上昇を防止するようになってい
る。On the other hand, surplus oil generated by the line pressure adjusting operation of the pressure adjusting valve 41 is discharged from the discharge port onto the line 114, and the converter relief valve 4
The hydraulic oil supplied to the hydraulic control valve 8 and discharged from the valve 48 to the line 115 is supplied from the clutch valve 46 to the line 116.
And the hydraulic oil supplied to the line 115 via the orifice 82 and to the torque converter B. When the oil pressure in the torque converter B is going to rise above a predetermined value, the converter relief valve 48 relieves the hydraulic oil to prevent the oil pressure from rising.
【００４２】トルクコンバータＢのロックアップ制御機
構は、ロックアップシフトバルブ５０およびロックアッ
プ制御バルブ５１と、オン／オフ型ソレノイドバルブ５
５およびデューティソレノイドバルブ５６とを備えた通
常のロックアップ機構であって、ライン１２０を通じて
トルクコンバータＢのコンバータリヤ室７ａに作動油が
供給されるとともに、コンバータリヤ室７ａ内の作動油
がライン１２１を通じてオイルクーラ６４に案内され
る。また、ライン１２２を通じてコンバータフロント室
１０に油圧が供給され、かつ必要に応じてコンバータフ
ロント室１０内の作動油がライン１２２を通じて排出さ
れ、これによって、ロックアップピストン６がポンプカ
バー７に接触してこれと一体化されるようになってい
る。The lock-up control mechanism of the torque converter B includes a lock-up shift valve 50 and a lock-up control valve 51, and an on / off type solenoid valve 5
5 and a duty solenoid valve 56, which supplies hydraulic oil to the converter rear chamber 7 a of the torque converter B through a line 120 and supplies hydraulic oil in the converter rear chamber 7 a to a line 121. Through the oil cooler 64. Further, hydraulic pressure is supplied to the converter front chamber 10 through the line 122, and hydraulic oil in the converter front chamber 10 is discharged through the line 122 as needed, whereby the lock-up piston 6 comes into contact with the pump cover 7 and It is designed to be integrated with this.
【００４３】以上が本発明による油圧作動式変速機の油
圧制御回路の全体構成であるが、本発明の特徴部分につ
いて、さらに図１に基づいて説明する。The above is the overall configuration of the hydraulic control circuit of the hydraulically operated transmission according to the present invention. The features of the present invention will be further described with reference to FIG.
【００４４】ライン圧の調圧バルブ４１（第１の調圧バ
ルブ）は、そのパイロット圧室４１ａに設けられたスプ
リング７０によって図の左方へ付勢されたスプール７１
を有し、このスプール７１は、スプリング７０の付勢力
と、ライン１１２からオリフィス７２を介してパイロッ
ト圧室４１ａに導入されるパイロット圧と、オリフィス
７３を介してフィードバックポート４１ｂに印加される
ライン圧により左右に変位してライン圧の調圧を行な
う。すなわち、ライン圧が高くなると、スプール７１が
スプリング７０の付勢力に抗して図の右方に移動して出
力ポート４１ｃをドレンポート４１ｄに連通させ、ライ
ン圧を低下させる。そしてスプール７１が図の右方へ移
動するときに、まず出力ポート４１ｃが排出ポート４１
ｅに連通して、余剰油を排出ポート４１ｅからライン１
１４へ排出するようになっている。The line pressure regulating valve 41 (first pressure regulating valve) has a spool 71 urged leftward in the figure by a spring 70 provided in the pilot pressure chamber 41a.
The spool 71 has a biasing force of a spring 70, a pilot pressure introduced from a line 112 into a pilot pressure chamber 41 a through an orifice 72, and a line pressure applied to a feedback port 41 b through an orifice 73. To adjust the line pressure. That is, when the line pressure increases, the spool 71 moves to the right in the drawing against the urging force of the spring 70, and connects the output port 41c to the drain port 41d, thereby reducing the line pressure. When the spool 71 moves rightward in the figure, first, the output port 41c is connected to the discharge port 41.
e from the discharge port 41e to the line 1
14 to be discharged.
【００４５】また、ライン圧は減圧バルブ４２によって
減圧されて一定圧とされ、この一定圧からエンジンの出
力トルクおよび変速比に応じたデューティ比をもって開
閉されるデューティソレノイドバルブ５４によって変圧
バルブ４５のパイロット圧が生成され、この油圧が変圧
バルブ４５のパイロット圧室４５ａに供給される。次
に、この変圧バルブ４５で変圧された油圧が、その出力
ポート４５ｂからライン１１２に導入され、調圧バルブ
４１のパイロット圧として、そのパイロット圧室４１ａ
に供給される。このようにして調圧されたライン圧は、
減圧弁であるクラッチバルブ４６（第２の調圧バルブ）
で減圧され、この減圧された油圧がライン１０３を通じ
てマニュアルバルブ４７に供給される。The line pressure is reduced by the pressure reducing valve 42 to a constant pressure, and the pilot pressure of the variable pressure valve 45 is controlled by a duty solenoid valve 54 which is opened and closed with a duty ratio corresponding to the output torque and the speed ratio of the engine from the constant pressure. A pressure is generated, and this oil pressure is supplied to the pilot pressure chamber 45a of the variable pressure valve 45. Next, the hydraulic pressure changed by the variable pressure valve 45 is introduced into the line 112 from the output port 45b, and is used as the pilot pressure of the pressure control valve 41 in the pilot pressure chamber 41a.
Supplied to The line pressure adjusted in this way is
Clutch valve 46 (second pressure regulating valve) which is a pressure reducing valve
, And the reduced hydraulic pressure is supplied to the manual valve 47 through the line 103.
【００４６】一方、調圧バルブ４１の余剰油排出ポート
４１ｅからライン１１４へ排出された余剰油は、ローフ
ロータイプのコンバータリリーフバルブ４８に供給さ
れ、このコンバータリリーフバルブ４８から、トルクコ
ンバータＢに通じるライン１１５に導出される。On the other hand, the surplus oil discharged from the surplus oil discharge port 41 e of the pressure regulating valve 41 to the line 114 is supplied to a low flow type converter relief valve 48, and from the converter relief valve 48 to the torque converter B. Derived on line 115.
【００４７】コンバータリリーフバルブ４８は、スプリ
ング７５によって図の右方へ付勢され、かつランド７６
ａ，７６ｂを備えたスプール７６を有する。さらにこの
リリーフバルブ４８は、調圧バルブ４１の排出ポート４
１ｅから余剰油が供給される入力ポート４８ａと、トル
クコンバータＢに連通するライン１１５に接続された出
力ポート４８ｂと、この出力ポート４８ｂの油圧、すな
わちライン１１５の油圧が、オリフィス７７を介してス
プール７６の端部のランド７６ａに供給されるフィード
バックポート４８ｃと、ドレンポート４８ｄとを備えて
いる。そしてライン１１５の油圧が所定値よりも高くな
ると、スプール７６がスプリング７５の付勢力に抗して
図の左方へ移動し、入力ポート４８ａを閉じるととも
に、出力ポート４８ｂをドレンポート４８ｄに連通さ
せ、ライン１１５の油圧を低下させるように機能する。The converter relief valve 48 is urged rightward in FIG.
a, 76b. Further, the relief valve 48 is connected to the discharge port 4 of the pressure regulating valve 41.
1e, an input port 48a to which surplus oil is supplied, an output port 48b connected to a line 115 communicating with the torque converter B, and a hydraulic pressure of the output port 48b, that is, a hydraulic pressure of the line 115 A feedback port 48c that is supplied to a land 76a at the end of 76 and a drain port 48d are provided. When the oil pressure in the line 115 becomes higher than a predetermined value, the spool 76 moves to the left in the drawing against the urging force of the spring 75, closes the input port 48a, and connects the output port 48b to the drain port 48d. , 115 to reduce the hydraulic pressure of the line 115.
【００４８】クラッチバルブ４６は、スプリング７９に
よって図の左方へ付勢されたスプール８０を有し、かつ
ライン圧がライン１０２を通じて供給される入力ポート
４６ａと、ライン圧から減圧された油圧をライン１０３
を通じてマニュアルバルブ４７に供給する出力ポート４
６ｂと、出力ポート４６ｂの油圧がオリフィス８１を介
してフィードバックされるフィードバックポート４６ｃ
と、ドレンポート４６ｄとを備えている。またライン１
１５に対しては、クラッチバルブ４６の出力ポート４６
ｂから出力される油圧がオリフィス８２を備えたライン
１１６を通じて供給されるようになっている。The clutch valve 46 has a spool 80 urged to the left by a spring 79, and has an input port 46a through which line pressure is supplied through a line 102, and a hydraulic pressure reduced from the line pressure. 103
Output port 4 that supplies to manual valve 47 through
6b and a feedback port 46c where the hydraulic pressure of the output port 46b is fed back via the orifice 81.
And a drain port 46d. Also line 1
15, the output port 46 of the clutch valve 46
The hydraulic pressure output from b is supplied through a line 116 having an orifice 82.
【００４９】図７は変圧バルブ４５の出力圧（モデファ
イヤ圧）の変化に対するライン圧（セカンダリ圧）およ
びクラッチバルブ４６の出力圧（クラッチ圧）の変化を
示す特性図であり、クラッチバルブ４６は６〜３５kg/c
m2の範囲で変化するライン圧を元圧として約１２kg/cm2
のクラッチ圧を発生するようになっている。FIG. 7 is a characteristic diagram showing a change in the line pressure (secondary pressure) and a change in the output pressure (clutch pressure) of the clutch valve 46 with respect to a change in the output pressure (modifier pressure) of the variable pressure valve 45. ~ 35kg / c
Approximately 12 kg / cm 2 with the line pressure changing in the range of m 2 as the original pressure
Of the clutch pressure.
【００５０】以上の説明から明らかなように、本実施例
においては、クラッチバルブ４６によってほぼ一定圧に
調圧された油圧がライン１１６からオリフィス８２を介
してライン１１５に供給されるから、たとえコンバータ
リリーフバルブ４８のスタック等により、ライン１１４
を通じた余剰油の供給が停止した場合でも、トルクコン
バータＢに対して安定した作動油圧の供給が可能であ
る。As is apparent from the above description, in this embodiment, the hydraulic pressure regulated to a substantially constant pressure by the clutch valve 46 is supplied from the line 116 to the line 115 via the orifice 82. The line 114 is formed by stacking the relief valve 48 or the like.
Even if the supply of the surplus oil through the motor stops, the stable supply of the working oil pressure to the torque converter B is possible.
【図１】本発明による油圧作動式変速機の油圧制御回路
の実施例の要部を示す図である。FIG. 1 is a diagram showing a main part of an embodiment of a hydraulic control circuit of a hydraulically operated transmission according to the present invention.
【図２】本発明による油圧制御回路によって制御される
ベルト式無断変族機の機械的構成を示すスケルトン図で
ある。FIG. 2 is a skeleton diagram illustrating a mechanical configuration of a belt-type unauthorized family machine controlled by a hydraulic control circuit according to the present invention.
【図３】同無段変速機のトルクコンバータ、前後進切替
機構およびプライマリプーリの具体的構成を示す図であ
る。FIG. 3 is a diagram showing a specific configuration of a torque converter, a forward / reverse switching mechanism, and a primary pulley of the continuously variable transmission.
【図４】同無段変速機のセカンダリプーリの具体的構成
および油圧制御回路の左方部分を示す図である。FIG. 4 is a diagram showing a specific configuration of a secondary pulley of the continuously variable transmission and a left part of a hydraulic control circuit.
【図５】同油圧制御回路の中央部分を示す図である。FIG. 5 is a diagram showing a central portion of the hydraulic control circuit.
【図６】同油圧制御回路の右方部分を示す図である。FIG. 6 is a diagram showing a right part of the hydraulic control circuit.
【図７】モディファイヤの変化に対するライン圧および
クラッチ圧の変化を示す特性図である。FIG. 7 is a characteristic diagram showing changes in line pressure and clutch pressure with respect to changes in a modifier.
６ ロックアップピストン ７ ポンプカバー ７ａ コンバータリヤ室 １０ コンバータフロント室 １６ フォワードクラッチ １７ リバースクラッチ ２０ ベルト ２１ プライマリプーリ ２２ プライマリ軸 ２７ プライマリ油圧室 ３１ セカンダリプーリ ３２ セカンダリ軸 ３７ セカンダリ油圧室 ４１ 調圧バルブ ４２ 減圧バルブ ４３ 変速比制御バルブ ４４ 変速比ホールドバルブ ４５ 変圧バルブ ４６ クラッチバルブ ４７ マニュアルバルブ ４８ コンバータリリーフバルブ ４９ アキュムレータ制御バルブ ５０ ロックアップシフトバルブ ５１ ロックアップ制御バルブ ５２，５４，５６ デューティソレノイドバルブ ５３，５５ オン／オフ型ソレノイドバルブ Reference Signs List 6 lock-up piston 7 pump cover 7a converter rear chamber 10 converter front chamber 16 forward clutch 17 reverse clutch 20 belt 21 primary pulley 22 primary shaft 27 primary hydraulic chamber 31 secondary pulley 32 secondary shaft 37 secondary hydraulic chamber 41 pressure regulating valve 42 pressure reducing valve 43 Gear ratio control valve 44 Gear ratio hold valve 45 Variable pressure valve 46 Clutch valve 47 Manual valve 48 Converter relief valve 49 Accumulator control valve 50 Lock-up shift valve 51 Lock-up control valve 52, 54, 56 Duty solenoid valve 53, 55 ON / OFF type solenoid valve
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭63−53357（ＪＰ，Ａ) 特開 昭56−35855（ＪＰ，Ａ) 特開 昭62−4958（ＪＰ，Ａ) 特開 昭63−38750（ＪＰ，Ａ) 特開 昭58−94663（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) F16H 59/00 - 61/12 F16H 61/16 - 61/24 F16H 63/40 - 63/48 B60K 17/06 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continuation of the front page (56) References JP-A-63-53357 (JP, A) JP-A-56-35855 (JP, A) JP-A-62-4958 (JP, A) JP-A-63-358 38750 (JP, A) JP-A-58-94663 (JP, A) (58) Fields investigated (Int. Cl. 7 , DB name) F16H 59/00-61/12 F16H 61/16-61/24 F16H 63/40-63/48 B60K 17/06
Claims (3)
のプーリと、 前記２つのプーリ間に懸装されたベルトと、 オイルポンプの吐出圧をライン圧に制御すると共に前記
プーリの一方に対するベルト押付圧を制御する第１の調
圧バルブと、 前記第１の調圧バルブの余剰油が作動油圧回路から供給
される流体継手とを備えた油圧作動式変速機において、 前記第１の調圧バルブで調圧された油が流れるラインの
該第１の調圧バルブ下流に、第１の調圧バルブの調圧レ
ベルよりも低いほぼ一定の調圧レベルを有する第２の調
圧バルブを接続して、前記流体継手の作動油圧回路に対
し、前記第２の調圧バルブ下流の油圧回路からもオリフ
ィスを介して油圧を供給するようにしたことを特徴とす
る油圧作動式変速機の油圧制御回路。1. Two pulleys whose effective diameters are changed and controlled by hydraulic pressure, a belt suspended between the two pulleys, and a belt for controlling one of the pulleys while controlling a discharge pressure of an oil pump to a line pressure. In a hydraulically operated transmission including: a first pressure regulating valve for controlling a pressing pressure; and a fluid coupling supplied with surplus oil of the first pressure regulating valve from a working hydraulic circuit, the first pressure regulation is provided. Of the line through which the oil regulated by the valve flows
The First pressure regulating valves under flow, by connecting the second pressure regulating valve having a substantially constant regulated pressure level is lower than the pressure regulating level of the first pressure regulating valve, hydraulic fluid pressure of the fluid coupling A hydraulic control circuit for a hydraulically operated transmission, wherein hydraulic pressure is supplied to the circuit from an oil pressure circuit downstream of the second pressure regulating valve via an orifice.
の作動油圧回路に対し、その下流の油圧回路からオリフ
ィスを介して油圧を供給すると共に、摩擦締結要素の作
動圧を制御するものとされていることを特徴とする請求
項１記載の油圧作動式変速機の油圧制御回路。2. The valve according to claim 1, wherein the second pressure regulating valve supplies a hydraulic pressure to a hydraulic pressure circuit of the fluid coupling from a hydraulic circuit downstream thereof through an orifice and controls a hydraulic pressure of a frictional engagement element. 2. The hydraulic control circuit for a hydraulically operated transmission according to claim 1, wherein:
一方のプーリとオイルポンプとの間に配置される油圧回
路に供給されるライン圧を減圧して生成されるパイロッ
ト圧が第１の調圧バルブに供給されて得られるものであ
ることを特徴とする請求項１又は２記載の油圧作動式変
速機の油圧制御回路。3. A pilot pressure generated by reducing a line pressure supplied to a hydraulic circuit disposed between the one pulley and an oil pump, as an excess oil of the first pressure regulating valve. 3. The hydraulic control circuit for a hydraulically operated transmission according to claim 1, wherein the hydraulic control circuit is obtained by being supplied to one pressure regulating valve.
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| JP32044991A JP3212651B2 (en) | 1991-12-04 | 1991-12-04 | Hydraulic control circuit of hydraulically operated transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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| JP32044991A JP3212651B2 (en) | 1991-12-04 | 1991-12-04 | Hydraulic control circuit of hydraulically operated transmission |
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| Publication Number | Publication Date |
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| JPH05196126A JPH05196126A (en) | 1993-08-06 |
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