JP3712634B2

JP3712634B2 - Hydraulic control device

Info

Publication number: JP3712634B2
Application number: JP2001144366A
Authority: JP
Inventors: 英夫韮澤; 勝行楢井; 明洋山口
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2001-05-15
Filing date: 2001-05-15
Publication date: 2005-11-02
Anticipated expiration: 2021-05-15
Also published as: JP2002340156A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、内部油路に絞り要素（特に、一般的にチョーク油路と称される絞り要素）を有してなる油圧制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
変速機の変速制御を油圧力を用いて行う構成は従来から良く知られており、変速機にはこの変速制御のための油圧制御装置が設けられている。このような油圧制御装置はオイルポンプから供給される作動油をレギュレータバルブにより調圧してライン圧を作り、このライン圧を用いて各種制御油圧を作り出して変速制御等を行うようになっている。また、オイルポンプからレギュレータバルブに供給された作動油のうち、ライン圧を有して各種制御に用いられる作動油以外の作動油は、レギュレータバルブから排出された後、変速機内部機構の潤滑用として用いられる。このとき潤滑圧を適切に制御して各内部機構に所望の量の潤滑油を配分して供給できるようにするため、各種の潤滑制御バルブが油圧制御装置に設けられる。
【０００３】
このような油圧制御装置において、内部油路内に種々の絞り（オリフィス、チョーク等のような絞り）が設けられることが多い。例えば、特開平４−２５４０５７号公報には、変速機ハウジングの側端面にセパレータプレートを挟んで油圧制御バルブを接合配設し、セパレータプレートに穿けた小孔により絞り（オリフィス）を構成してなる油圧制御装置が開示されている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
このようにセパレータプレートに穿けた小孔によりオリフィス絞りを構成することは可能であるが、例えば実公平７−２０４３７号公報に開示されているような「絞り孔径に比して絞り流路長が長い粘性高感受型絞り要素（チョーク絞り）」を構成することはできない。なお、バルブボディ内にチョーク絞りを形成することは可能である。但し、チョーク絞りは小径であるため鋳造により成型することは難しく、ドリル加工等の機械加工を必要とし、このため、加工が難しく且つ加工費が高くなるという問題がある。
【０００５】
また、セパレータプレートに形成した小孔をオリフィスとして用いるには、セパレータプレートの片側に設けられた油路からセパレータプレートの小孔を通って反対側に設けられた油路に油を流す構成にする必要がある。このため、セパレータプレートの片側のバルブボディ内にのみ設けられた流路内にオリフィスを形成する場合、セパレータプレートに形成した小孔をオリフィスとして用いるのが難しいという問題がある。
【０００６】
本発明はこのような問題に鑑みたもので、セパレータプレートを用いてチョーク絞りを形成することができ、また、セパレータプレートの片側のバルブボディ内にのみ位置する流路に設ける絞りをセパレータプレート内に形成することができるような構成の油圧制御装置を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
このような目的達成のため、本発明においては、第１バルブボディと、第２バルブボディと、これら第１および第２バルブボディ間に挟持されるセパレータプレートとを備え、第１および第２バルブボディのいずれかに配設されて上流側において油圧制御を行う上流側油圧制御要素（例えば、実施形態におけるＳＣシフトバルブ９２）と、第１および第２バルブボディのいずれかに配設されて下流側において油圧制御を行う下流側油圧制御要素（例えば、実施形態におけるＳＣバックアップバルブ９４）と、上流側油圧制御要素と下流側油圧制御要素とを繋ぐ連通油路（例えば、実施形態における油路１０３）と、この連通油路内に設けられた絞り要素（例えば、実施形態におけるチョーク絞り７５）とを有して油圧制御装置が構成される。その上で、セパレータプレートにスロット状開口（例えば、実施形態におけるチョーク絞り開口７５ａ）が形成されており、このセパレータプレートを第１および第２バルブボディにより挟持した状態で、連通油路における上流側油圧制御要素に繋がる部分がスロット状開口の一端に連通し、連通油路における下流側油圧制御要素に繋がる部分がスロット状開口の他端に連通する。これにより、スロット状開口が第１および第２バルブボディにより挟まれて形成される細長い空間により絞り要素を形成するようになっている。
さらに、下流側油圧制御要素が、連通油路における絞り要素より下流側に設けたオリフィスと、オリフィスの前後差圧を受けて作動する油圧バルブとから構成され、連通油路における絞り要素より上流側から分岐して連通油路におけるオリフィスの下流側に繋がるバイパス油路が設けられている。
なお、上流側油圧制御要素が、連通油路における絞り要素の上流側の油圧を受けてバイパス油路の開度を制御するシフトバルブから構成され、絞り要素の上流側の油圧が高くなるに応じてシフトバルブがバイパス油路を開放させるように構成されるのが好ましい。
【０００８】
上記構成の油圧制御装置では、上流側油圧制御要素からこれに繋がる連通油路に流れる作動油はセパレータプレートのスロット状開口の一端からこのスロット状開口を通って他端側に流れ、この他端側に繋がる連通油路から下流側油圧制御要素に流れる。このとき、スロット状開口は第１および第２バルブボディにより挟まれて形成される細長い空間からなり、いわゆる絞り流路長さの長いチョーク絞りを形成する。すなわち、本発明の油圧制御装置では、セパレータプレートに形成したスロット状開口によりチョーク絞りを構成することができる。
ここで、下流側油圧制御要素が、連通油路における絞り要素より下流側に設けたオリフィスと、オリフィスの前後差圧を受けて作動する油圧バルブとから構成されるが、例えば、連通油路を流れる油の温度が低くて粘性が高いときには油温が高いときに比べて、同一流量でもオリフィス前後差圧が高くなり、下流側油圧制御要素を構成する前記油圧バルブの作動が油温に大きく影響されることになる。
ところが、本発明の油圧制御装置では、絞り要素が絞り流路長さの長いチョーク絞りを形成しているため、油温変化に伴う粘性の変化に応じて流路抵抗が大きく変化する構成であるため、油温が低温のときには連通油路における絞り要素より上流側の油圧が大きく上昇してバイパス油路側に流れる構成であるため（特に、上流側油圧制御要素を構成するシフトバルブを有する構成であれば、このシフトバルブがこのように上昇した絞り要素の上流側の油圧を受けてバイパス油路の開度を開放させる構成であるため）、下流側油圧制御要素を構成する前記油圧バルブの作動が油温に影響されることが無くなる。
【０００９】
なお、上記油圧制御装置において、上流側油圧制御要素および下流側油圧制御要素が第１バルブボディ内に配設され、連通油路も第１バルブボディ内に形成される場合、連通油路における上流側油圧制御要素に繋がる部分を第１バルブボディ内に形成してスロット状開口の一端に対向する位置に開口させ、連通油路における下流側油圧制御要素に繋がる部分を第１バルブボディ内に形成してスロット状開口の他端に対向する位置に開口させるのが好ましい。
【００１０】
このように構成すれば、セパレータプレートの片側に位置して第１バルブボディ内にのみ上流側および下流側油圧制御要素と連通油路とが設けられる場合でも、セパレータプレートに形成したスロット状開口をこの連通油路内に位置するチョーク絞りとして用いることができる。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の好ましい実施形態について説明する。図１および図２に本発明に係る油圧制御装置を備えたベルト式無段変速機ＣＶＴを示している。このベルト式無段変速機ＣＶＴは、エンジンＥＮＧの出力軸Ｅｓとカップリング機構ＣＰを介して繋がる変速機入力軸１と、この変速機入力軸１と平行に配設された変速機カウンタ軸２と、変速機入力軸１および変速機カウンタ軸２の間を繋いで配設された金属Ｖベルト機構１０と、変速機入力軸１上に配設された遊星歯車式の前後進切換機構２０と、変速機カウンタ軸２上に配設された発進クラッチ機構４０と、出力伝達ギヤ列６ａ，６ｂ，７ａ，７ｂおよびディファレンシャル機構８とを変速機ハウジング内に備える。また、変速機入力軸１上に位置してオイルポンプ５０が配設されている。
【００１２】
なお、変速機ハウジングは第１〜第４ハウジングＨ１〜Ｈ４をボルト結合して構成されており、第１ハウジングＨ１内にカップリング機構ＣＰが配設され、第１および第２ハウジングＨ１，Ｈ２に囲まれた空間内に発進クラッチ４０、出力伝達ギヤ列６ａ，６ｂ，７ａ，７ｂ、ディファレンシャル機構８等が配設され、第２および第３ハウジングＨ２，Ｈ３に囲まれた空間内に金属Ｖベルト機構１０が配設され、第３および第４ハウジングＨ３，Ｈ４に囲まれた空間内に前後進切換機構２０が配設されている。
【００１３】
金属Ｖベルト機構１０は、変速機入力軸１上に配設された駆動側プーリ１１と、変速機カウンタ軸２上に配設された従動側プーリ１６と、両プーリ１１，１６間に巻き掛けられた金属Ｖベルト１５とから構成される。駆動側プーリ１１は、変速機入力軸１上に回転自在に配設された固定プーリ半体１２と、この固定プーリ半体１２に対して軸方向に移動可能で一体回転する可動プーリ半体１３とからなり、駆動側シリンダ室１４に供給される油圧力により可動プーリ半体１３を軸方向に移動させる制御がなされる。一方、従動側プーリ１６は、変速機カウンタ軸２に固定された固定プーリ半体１７と、この固定プーリ半体１７に対して軸方向に移動可能で一体回転する可動プーリ半体１８とからなり、従動側シリンダ室１９に供給される油圧力により可動プーリ半体１８を軸方向に移動させる制御がなされる。
【００１４】
このため、上記両シリンダ室１４，１９への供給油圧を適宜制御することにより、可動プーリ半体１３，１８に作用する軸方向移動力を制御し、両プーリ１１，１６のプーリ幅を変化させることができる。これにより、金属Ｖベルト１５の両プーリ１１，１６に対する巻き掛け半径を変化させて変速比を無段階に変化させる制御を行うことができる。
【００１５】
前後進切換機構２０は、変速機入力軸１に繋がるサンギヤ２１と、サンギヤ２１と噛合する複数のピニオンギヤ２２ａを回転自在に保持するとともにサンギヤ２１と同軸上を回転自在なキャリア２２と、ピニオンギヤ２２ａと噛合するとともにサンギヤ２１と同軸上を回転自在なリングギヤ２３とを有したシングルピニオンタイプの遊星歯車機構からなり、キャリア２２を固定保持可能な後進ブレーキ２５と、サンギヤ２１とリングギヤ２３とを係脱自在に繋げる前進クラッチ３０とを備える。なお、後進ブレーキ２５および前進クラッチ３０はその詳細構造説明は省略するが、作動油圧の給排制御により係脱制御が行われる。
【００１６】
このように構成された前後進切換機構２０において、後進ブレーキ２５が解放された状態で前進クラッチ３０を係合させると、サンギヤ２１とリングギヤ２３とが結合されて一体回転する状態となり、サンギヤ２１、キャリア２２およびリングギヤ２３の全てが変速機入力軸１と一体回転して、駆動プーリ１１が変速機入力軸１と同方向（前進方向）に回転駆動される状態となる。一方、前進クラッチ３０を解放させて後進ブレーキ２５を係合させると、キャリア２２が固定保持され、リングギヤ２３はサンギヤ２１と逆の方向に回転され、駆動プーリ１１が変速機入力軸１とは逆方向（後進方向）に回転駆動される状態となる。
【００１７】
以上のようにして、変速機入力軸１の回転が前後進切換機構２０により切換されて駆動側プーリ１１が前進方向もしくは後進方向に回転駆動されると、この回転が金属Ｖベルト機構１０により無段階に変速されて変速機カウンタ軸２に伝達される。変速機カウンタ軸２には発進クラッチ４０が配設されており、この発進クラッチ４０により出力伝達ギヤ６ａへの駆動力伝達制御が行われる。このように発進クラッチ４０により制御されて出力伝達ギヤ６ａに伝達された回転駆動力は、この出力伝達ギヤ６ａを有する出力伝達ギヤ列６ａ，６ｂ，７ａ，７ｂおよびディファレンシャル機構８を介して左右の車輪（図示せず）に伝達される。このため、発進クラッチ４０による係合制御を行えば、車輪に伝達される回転駆動力制御が可能であり、例えば、発進クラッチ４０により車両発進制御を行うことができる。
【００１８】
なお、この発進クラッチ４０の係合制御はエンジン回転に応じて行われるものであり、後述するようにエンジン回転速度に対応する回転対応油圧Ｐｒを受けて係合制御が行われる。この回転対応油圧Ｐｒは、正常時と、電気的な故障時とで異なる油圧発生装置を用いて作られるが、これについては後述する。
【００１９】
以上のように構成された無段変速機において、上述したように、金属Ｖベルト機構１０を構成する駆動側シリンダ室１４および従動側シリンダ室１９への作動油の給排制御を行って無段変速制御が行われ、前後進切換機構２０を構成する前進クラッチ３０および後進ブレーキ２５への作動油給排制御により前後進切換制御が行われ、発進クラッチ４０への作動油圧供給制御により発進制御が行われる。このような制御のため、作動油の供給を行うオイルポンプ５０と、オイルポンプ５０からの油の給排制御を行う油圧制御バルブ（第１油圧制御バルブ６０、セパレータプレート７０および第２油圧制御バルブ８０から構成される）とが設けられている。
【００２０】
オイルポンプ５０は図１に示すように変速機入力軸１の上に取り付けられおり、この部分を拡大して図３に示している。また、オイルポンプ５０が変速機入力軸１の上に組み付けられる前の状態、すなわちポンプ単体での構成を図４に示している。変速機ハウジングを構成する第１ハウジングＨ１の側端面（図１および図３における左側端面）Ｓ１に第１油圧制御バルブ６０が接合して配設されており、この第１油圧制御バルブ６０の側端面（図１および図３における右側端面）Ｓ２にオイルポンプ５０が接合して配設されている。なお、第１ハウジングＨ１の側端面Ｓ１を図５に示し、第１油圧制御バルブ６０の側端面Ｓ２を図６に示している。図５から分かるように、第１ハウジングＨ１の側端面Ｓ１には多数の油路溝が形成されており、油圧制御バルブの一部を構成しており、この部分も特許請求の範囲のバルブボディに該当する。なお、これらの図において変速機入力軸１の軸芯の位置を符号Ｏ１で示している。
【００２１】
上記第１油圧制御バルブ６０の上にはセパレータプレート７０と第２油圧制御バルブ８０とが図示のように重なって接合配設されている。このようにセパレータプレート７０が重ねられる第１油圧制御バルブ６０の左側端面Ｓ３を図７に示し、セパレータプレート７０を図８に示し、第２油圧制御バルブ８０の右側端面Ｓ４を図９に示している。これらの図においても変速機入力軸１の軸芯の位置を符号Ｏ１で示している。なお、第１油圧制御バルブ６０はそのバルブボディ６０ａ内に複数のバルブスプール等が配設されて、複数の油圧制御バルブ（油圧制御要素）が設けられているが、第２油圧制御バルブ８０はそのバルブボディ８０ａ内に油路溝が形成されただけで、バルブスプールは配設されていない。
【００２２】
このように第１ハウジングＨ１の側端面Ｓ１の上に接合配設された第１油圧制御バルブ６０の側端面にオイルポンプ５０を接合配設した状態では、オイルポンプ５０は第１ハウジングＨ１の側端面Ｓ１より内側（図１および図３における右側）に突出する。このため、オイルポンプ５０を収容するためのポンプ収容凹部Ｄ１が第１ハウジングＨ１に形成されている。なお、このポンプ収容凹部Ｄ１は図５におけるハッチングを施した部分に形成されている。これにより、オイルポンプ５０を変速機ハウジング内にコンパクトに配設することができる。
【００２３】
オイルポンプ５０は、ロータ受容凹部５１ａを有したポンプケーシング５１と、ロータ受容凹部５１ａにより形成される空間内に外周部が回転自在に受容保持されたアウターロータ５２と、このように受容保持されたアウターロータ５２のインターナルトロコイド歯５２ａに囲まれた空間内に配設されたインナーロータ５３と、このようにアウターロータ５２およびインナーロータ５３をロータ受容凹部５１ａ内に配設した状態でこれらを覆ってポンプケーシング５１にボルト５６により取り付けられたポンプカバー５４とを備えて構成される。さらに、ポンプケーシング５１にはリング状受け部５１ｃを有して軸方向に貫通形成された挿入孔５１ｂが形成されており、この挿入孔５１ｂ内にベアリング５５が挿入配設されている。
【００２４】
ベアリング５５は軸方向外側端面がリング状受け部５１ｃに当接して位置決めされており、この状態でベアリング５５の軸方向内側端部５５ａがロータ受容凹部５１ａ内に突出する。そして、このように突出する軸方向内側端部５５ａを受容するリング状の嵌入凹部５３ｂがインナーロータ５３の側端面に形成されている。この結果、オイルポンプ５０が図４に示すように単体で組み立てられた状態において、インナーロータ５３がベアリング５５の軸方向内側端部５５ａの外周にガイドされ、ベアリング５５と同心となるようにセンタリングされて回転自在に保持される。一方、アウターロータ５２を回転自在に受容保持するロータ受容凹部５１ａはベアリング５５の中心に対して偏心しており、アウターロータ５２はポンプケーシング５１により偏心してセンタリングされる。この結果、アウターロータ５２の内周側インターナルトロコイド歯５２ａがインナーロータ５３の外周側エクスターナルトロコイド歯５３ａと偏心状態で噛合する。
【００２５】
ポンプカバー５４には図４（Ｂ）に示すように吸入ポート開口５４ａ，５４ｂと吐出ポート開口５４ｃ，５４ｄとが形成されている。さらに、ポンプケーシング５１には吸入ポート開口５４ａ，５４ｂに連通する吸入ポート空間５１ｄと、吐出ポート開口５４ｃ，５４ｄに連通する吐出ポート空間５１ｅとが形成されている。これら吸入ポート空間５１ｄおよび吐出ポート空間５１ｅはベアリング５５の挿入孔５１ｂの外周側に設けられている。このように、ベアリング５５の挿入孔５１ｂのために軸方向に厚くなる部分を利用して吸入ポート空間５１ｄおよび吐出ポート空間５１ｅを設けることにより、オイルポンプ５０の幅方向寸法が大きくなることを防止している。
【００２６】
ポンプカバー５４にはベアリング５５と同心に位置する貫通孔５４ｅが軸方向に貫通して形成されており、変速機入力軸１が貫通孔５４ｅを通ってベアリング５５内に挿入するようにしてオイルポンプ５０が変速機入力軸１の上に取り付けられる。このとき上述のようにインナーロータ５３がベアリング５５によりセンタリングされて保持されているため、変速機入力軸１上へのオイルポンプ５０の取付作業を簡単に行うことができる。この状態で、ポンプケーシング５１およびポンプカバー５４が第１油圧制御バルブ６０の側端面Ｓ２にボルト結合されて取り付けられ、変速機入力軸１はベアリング５５により回転自在に支持される。さらに、変速機入力軸１に形成されたエクスターナルスプライン１ａがインナーロータ５３の内径部に形成されたインターナルスプライン５３ｃと嵌合し、変速機入力軸１とインナーロータ５３とが一体回転する状態となる。
【００２７】
なお、ポンプケーシング５１およびポンプカバー５４が第１油圧制御バルブ６０の側端面Ｓ２にボルト結合されて取り付けられた状態で、吸入ポート開口５４ａ，５４ｂおよび吐出ポート開口５４ｃ，５４ｄにそれぞれ対向する吸入油路６１および吐出油路６２が、図６に示すように、第１油圧制御バルブ６０のバルブボディ６０ａに形成されている。吸入油路６１は、一端側６１ａにおいて吸入ポート開口５４ａ，５４ｂと対向し、他端側６１ｂにおいてストレーナＳＴ（図１参照）と繋がる。ストレーナＳＴは変速機ハウジングの底部に形成されたオイルタンク空間内に位置し、ストレーナＳＴから吸入油路６１を介してオイルタンク空間内の作動油を吸入するようになっている。また吐出油路６２は、一端側６２ａにおいて吐出ポート開口５４ｃ，５４ｄと対向し、他端側６２ｂにおいてバルブボディ６０ａ内の内部油路と繋がる。このため、オイルポンプ５０からの吐出油が油路６２を介してバルブボディ６０ａ内に供給される。
【００２８】
以上のように構成されたベルト式無段変速機ＣＶＴにおいて、エンジンＥＮＧにより変速機入力軸１が回転駆動されると、変速機入力軸１とともにインナーロータ５３が回転され、インナーロータ５３の外周側エクスターナルトロコイド歯５３ａとアウターロータ５２の内周側インターナルトロコイド歯５２ａとが偏心状態で噛合したままアウターロータ５２が一緒に回転される。この結果、ストレーナＳＴおよび吸入油路６１を通って吸入ポート開口５４ａ，５４ｂおよび吸入ポート空間５１ｄから作動油が吸入され、吐出ポート開口５４ｃ，５４ｄおよび吐出ポート空間５１ｅに作動油が吐出され、この吐出油が吐出油路６２を通って第１油圧制御バルブ６０に供給される。そして、第１制御バルブ６０、セパレータプレート７０および第２制御バルブ８０により金属Ｖベルト機構１０による変速制御、前後進切換機構２０の作動制御および発進クラッチ４０の作動制御を行う制御油圧が作られる。
【００２９】
但し、本実施形態に係るベルト式無段変速機ＣＶＴにおいては、図１０に示すように、第２ハウジングＨ２の上面に第３油圧制御バルブ８５が配設されており、上記第１油圧制御バルブ６０および第２油圧制御バルブ８０等に加えて第３油圧制御バルブ８５により上記制御油圧が作られて、上述の各制御が行われる。第３油圧制御バルブ８５は変速機の外面に配設されるものであるため、ソレノイドバルブ等のような電気制御部品や、作動点検、部品交換等が要求されることが多い油圧制御バルブ要素およびその部品などが主としてこの第３油圧制御バルブ８５に搭載される。
【００３０】
なお、図１０にはベルト式無段変速機ＣＶＴを第１ハウジングＨ１およびこれに取り付けられた部品を取り外した状態でエンジン側から見て示しており、変速機入力軸１の軸心位置を符号Ｏ１で示し、変速機カウンタ軸２の軸心位置を符号Ｏ２で示し、出力伝達ギヤ６ｂ，７ａが設けられたシャフトの軸心位置を符号Ｏ３で示し、ディファレンシャル機構８の軸心位置を符号Ｏ４で示している。
【００３１】
上記第１から第３油圧制御バルブ６０，８０，８５による各制御は、図１１に示すようにオイルポンプ５０により変速機ハウジング底面に形成されたオイルタンクＯＴから吸入して吐出供給される作動油をレギュレータバルブ９０により調圧して作られたライン圧ＰＬを用いて行われる。なお、レギュレータバルブ９０にはライン１０１から第１制御圧Ｐc1が作用しており、ライン圧ＰＬは第１制御圧Ｐc1に応じて設定される。このライン圧ＰＬは油路１００を介して供給されるが、このライン圧ＰＬを用いて制御を行う各油圧制御バルブ要素についての説明は省略する。
【００３２】
一方、図１１において、レギュレータバルブ９０により調圧されたときの余剰油は油路１０２に送られ、回転対応油圧Ｐｒを作り出したり、潤滑油として変速機内部機構に供給されたり、オイルタンクＯＴに戻されたりする。このときに、回転対応油圧制御、潤滑油圧制御等を行う油圧制御バルブ要素が図１１に示すように設けられており、これについて以下に説明する。
【００３３】
レギュレータバルブ９０から余剰油が供給される油路１０２は油路１０２ａと油路１０３（この油路１０３は図示のようにチョーク絞り７５の上流側油路１０３ａと下流側油路１０３ｂとからなる）とに分岐し、分岐油路１０２ａはＳＣシフトバルブ９２のポート９２ｂに繋がる。ＳＣシフトバルブ９２は、軸方向に移動自在に配設されたスプール９３ａとこれを右方に付勢するスプリング９３ｂとを有して構成され、右端部に第２制御油圧Ｐc2が作用するポート９１ａが設けられ、左端部に油路１０３ａの油圧を受けるポート９２ｄが設けられ、中間部に油路１０５に繋がるポート９２ｃが設けられている。第２制御油圧Ｐc2は正常時には零で、電気的な故障発生時に所定の油圧となる圧である。このため、正常時にはスプール９３ａはスプリング９３ｂに付勢されて図示のように右動された位置にあり、分岐油路１０２ａはポート９２ｂおよび９２ｃを介して油路１０５に連通する。
【００３４】
一方、油路１０３はチョーク絞り７５および第１オリフィス絞り６６を介して油路１０６に繋がり、油路１０６は変速機内部機構の潤滑部に繋がっている。また、上記油路１０５もそのまま油路１０６に繋がっている。このため、正常時には、油路１０２に流れてくる作動油は、チョーク絞り７５および第１オリフィス絞り６６が流路抵抗となって油路１０３にはあまり流れず、主として油路１０２ａからＳＣシフトバルブ９２を通って油路１０５に流れて、油路１０６から内部機構の潤滑油として供給される。なお、この油路１０５は油路１０７から潤滑バルブ９６に繋がっており、この潤滑バルブ９６により潤滑圧が油路１１６を介して作用する第３制御圧Ｐc3に対応した所定の圧となるように調整される。この潤滑バルブ９６により調圧されるときの余剰油は油路１０８からオイルクーラ９８およびフィルタ９９を通ってオイルタンクＯＴに戻され、油路１０９からオイルポンプ５０の吸入側に戻される。
【００３５】
油路１０３ｂにおける第１オリフィス絞り６６の前後からそれぞれ油路１１３，１１４が分岐しており、これら油路１１３，１１４はＳＣバックアップバルブ９４に繋がる。ＳＣバックアップバルブ９４は、軸方向に移動自在なスプール９５ａとこれを左方向に付勢するスプリング９５ｂとを有し、油路１１３，１１４が繋がるポート９４ａ，９４ｂと、第２制御圧Ｐc2が作用する油路１１２に繋がるポート９４ｃと、回転対応油圧Ｐｒを出力するための油路１１５に繋がるポート９４ｄ，９４ｅとが設けられている。ＳＣバックアップバルブ９４は、故障時において所定油圧となる第２制御圧Ｐc2が油路１１２から供給されたときに、第１オリフィス絞り６６の前後の差圧に応じて回転対応油圧Ｐｒを油路１１５に出力するために用いられ、第２制御圧Ｐc2が零となる正常時には回転対応油圧Ｐｒは零であり、ＳＣバックアップバルブ９４は用いられない。
【００３６】
なお、回転対応油圧Ｐｒは前述のように発進クラッチ４０の係合制御に用いられる油圧であり、エンジンＥＮＧの回転速度Ｎｅ（もしくは変速機入力軸１の回転速度）に対応する油圧である。正常時はに上記のように油路１１５に出力される回転対応油圧Ｐｒは零であるが、これとは別に電磁比例バルブからなる発進クラッチ制御バルブ（図示せず）が設けられており、この発進クラッチ制御バルブにより回転対応油圧Ｐｒが作られて、この回転対応油圧Ｐｒを用いて発進クラッチ４０の係合制御が行われる。
【００３７】
ところが、電気的な故障時（例えば、システムダウン時のように電気制御バルブへの電力供給が経たれたとき）には電磁比例バルブからなる発進クラッチ制御バルブは用いることができないため、ＳＣバックアップバルブ９４により回転対応油圧Ｐｒを作り出して発進クラッチ４０の係合制御を行うようになっている。このため、故障時におけるＳＣバックアップバルブ９４の作動について説明する。
【００３８】
上述のように故障時には第２制御圧Ｐc2が所定油圧となるように構成されており、この所定油圧の第２制御圧Ｐc2が油路１１１からＳＣシフトバルブ９２のポート９２ａに作用し、そのスプール９３ａを左動させる。この結果、スプール９３ａによりポート９２ｂが閉止され、油路１０２に流れてきた作動油は、油路１０３に送られる。そして、この作動油はチョーク絞り７５および第１オリフィス絞り６６を通って油路１０６に流される。
【００３９】
ここで、レギュレータバルブ９０により調圧されて油路１００に送られるライン圧ＰＬを有した作動油は制御時にのみ必要とされるものであり、油路１０２に流される余剰油量はオイルポンプ５０の吐出油量にほぼ対応する。このオイルポンプ５０は前述のように変速機入力軸１により回転駆動されるものであり、油路１０２に流される油量はエンジンＥＮＧの回転速度に対応している。このため、第１オリフィス絞り６６の前後差圧はエンジン回転速度に対応し、この前後差圧を油路１１３，１１４を介して受けて作動するＳＣバックアップバルブ９４は、油路１１２からの第２制御圧Ｐc2をこの前後差圧に応じて調圧して油路１１５に回転対応油圧Ｐｒとして出力する。このことから分かるように、油路１１５から出力される回転対応油圧Ｐｒはエンジン回転速度に対応する油圧であり、この回転対応油圧Ｐｒを用いて発進クラッチ４０の係合制御を行えば、故障時においてもエンジン回転速度に対応して発進クラッチ４０の係合制御を行うことができる。
【００４０】
但し、第一オリフィス絞り６６の前後差圧は、ここを流れる流量が同一でも、油温が相違して作動油の粘度が異なると変動する。このためこのままでは、例えば、低温時に前後差圧が大きくなりすぎて回転対応油圧Ｐｒが高くなりすぎ、発進クラッチ４０の係合制御を良好に行うことができなくなる。このようなことから、チョーク絞り７５の上流側の油路１０３ａにおいて、油路１０３ａから分岐してＳＣシフトバルブ９２のポート９２ｄに繋がる油路１０４ｂを設け、且つ油路１０３ａから分岐して油路１０６にバイパスするとともに第２オリフィス絞り６７を有する油路１０４ａを設けている。
【００４１】
チョーク絞り７５は、その絞り流路断面積に比して絞り流路長が長くて、ここを流れる油の粘性変化に応じて流路抵抗が大きく変化するように構成されている。このため、油路１０３を流れる油温が低くて粘性が高いときに、チョーク絞り７５の流路抵抗が大きくなって第２オリフィス絞り６７を有する油路１０４ａを通って一部の作動油が油路１０６にバイパスされる。さらに、チョーク絞り７５の上流側の油路１０３ａにおける油圧が高くなり、油路１０４ｂからＳＣシフトバルブ９２のポート９２ｄに作用する油圧が所定値よりも高くなると、スプール９２を右動させて一部の作動油を油路１０２ａから油路１０５にバイパスさせて潤滑油量を確保する。
【００４２】
この結果、油温が低くてその粘性が高いときには、この粘性増加に対応して第１オリフィス絞り６６を流れる油量が少なくなり、その前後差圧が高くなるのが抑えられる。これにより、図１２に示すように、第１オリフィス絞り６６の前後差圧は油温に影響されることなく、常にエンジン回転速度に対応した油圧となり、油路１１５には油温に係わらずエンジン回転に対応した回転対応油圧Ｐｒが出力される。なお、図１２において、横軸にエンジン回転速度Ｎｅ、縦軸に回転対応油圧Ｐｒを示し、実線が図１１の構成の油路１１５から得られる回転対応油圧Ｐｒの変化を示し、破線がチョーク絞り７５および油路１０４ａがないときに油路１１５から得られる回転対応油圧Ｐｒの変化を、油温Ｔ＝−２０°Ｃ，８０°Ｃおよび１２０°Ｃの場合について示す。このため、図１１の構成の油路１１５から得られる回転対応油圧Ｐｒを用いれば、油温が高いときにも低いときにも良好な発進クラッチ４０の係合制御を行うことができる。
【００４３】
以上のような構成の油圧制御バルブにおいて、チョーク絞り７５が第１油圧制御バルブ６０と第２油圧制御バルブ８０とに挟まれたセパレータプレート７０に形成されており、これについて説明する。まず、図６および図７に破線で示すように、第１油圧制御バルブ６０のバルブボディ６０ａ内にＳＣシフトバルブ９２およびＳＣバックアップバルブ９４が配設されている。
【００４４】
一方、チョーク絞り７５の上流側に位置する油路１０３ａを構成する油路として、第２油圧制御バルブ８０のバルブボディ８０ａに図９に示すように上流側油路溝８１が形成されている。また、チョーク絞り７５の下流側に位置する油路１０３ｂを構成する油路として、第１油圧制御バルブ６０のバルブボディ６０ａに図７に示すように油路溝６３が形成され、且つ第２油圧制御バルブ８０のバルブボディ８０ａに図９に示すように油路溝８２が形成されている。また、図８に示すようにセパレータプレート７０にはスロット状開口からなるチョーク絞り開口７５ａが貫通形成されている。
【００４５】
そして、第１および第２油圧制御バルブ６０，８０の間にセパレータプレート７０を挟持したときに、図７および図９において破線で示すように、チョーク絞り開口７５ａが位置する。この部分の断面を図１３（Ａ）に示しており、油路溝８１がチョーク絞り開口７５ａの一端側と連通し、油路溝８２と６３とが対向するとともにチョーク絞り開口７５ａの他端側に連通する。このため、油路溝８１からチョーク絞り開口７５ａを通って油路溝６３，８２に油が流れる。ここで、チョーク絞り開口７５ａの中間部分はバルブボディ６０ａ，８０ａに挟まれており、セパレータプレート７０の厚さ×幅分の断面積しかない狭くて且つ長い絞り流路が形成される。この結果、絞り流路断面積に比して絞り流路長が長くて、ここを流れる油の粘性変化に応じて流路抵抗が大きく変化する構成のチョーク絞り７５を得ることができる。
【００４６】
なお、チョーク絞り７５を、図１３（Ｂ）に示すように、バルブボディ６０ａ′に上流側油路溝６２′および下流側油路溝６３′を形成し、これを溝のないバルブボディ８０ａ′により挟持して構成しても良い。このようにすれば、バルブボディ６０ａ側にのみ油路溝を形成した上でセパレータプレート７０のチョーク絞り開口７５ａを用いてチョーク絞り７５を構成することができる。同様に、図１３（Ｃ）に示すように、バルブボディ６０ａ″に上流側油路溝６２′を形成し、バルブボディ８０ａ″に下流側油路溝８２′を形成してチョーク絞り７５を構成しても良い。
【００４７】
なお、チョーク絞り開口の形状は、図１４に示すように中間部がくびれて細くなるような形状のチョーク絞り開口７５ａ′でも良い。
【００４８】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によれば、スロット状開口が形成されたセパレータプレートを第１および第２バルブボディにより挟持し、スロット状開口が第１および第２バルブボディにより挟まれて形成される細長い空間により絞り要素を形成するようになっている。このため、本発明に係る油圧制御装置では、上流側油圧制御要素からこれに繋がる連通油路に流れる作動油はセパレータプレートのスロット状開口の一端からこのスロット状開口を通って他端側に流れ、この他端側に繋がる連通油路から下流側油圧制御要素に流れるが、スロット状開口は第１および第２バルブボディにより挟まれて形成される細長い空間からなり、いわゆる絞り流路長さの長いチョーク絞りを形成する。すなわち、本発明の油圧制御装置では、セパレータプレートに形成したスロット状開口によりチョーク絞りを構成することができる。
本発明の油圧制御装置ではさらに、下流側油圧制御要素が、連通油路における絞り要素より下流側に設けたオリフィスと、オリフィスの前後差圧を受けて作動する油圧バルブとから構成され、連通油路における絞り要素より上流側から分岐して連通油路におけるオリフィスの下流側に繋がるバイパス油路が設けられている（なお、上流側油圧制御要素が、連通油路における絞り要素の上流側の油圧を受けてバイパス油路の開度を制御するシフトバルブから構成され、絞り要素の上流側の油圧が高くなるに応じてシフトバルブがバイパス油路を開放させるように構成されるのが好ましい）。
ここで、絞り要素が絞り流路長さの長いチョーク絞りを形成し、油温変化に伴う粘性の変化に応じて流路抵抗が大きく変化する構成である。すなわち、油温が低温のときには連通油路における絞り要素より上流側の油圧が大きく上昇してバイパス油路側に流れる構成であるため（特に、上流側油圧制御要素を構成するシフトバルブを有する構成であれば、このシフトバルブがこのように上昇した絞り要素の上流側の油圧を受けてバイパス油路の開度を開放させる構成であるため）、下流側油圧制御要素を構成する前記油圧バルブの作動が油温に影響されることが無くなる。
【００４９】
なお、上記油圧制御装置において、上流側油圧制御要素および下流側油圧制御要素が第１バルブボディ内に配設され、連通油路も第１バルブボディ内に形成される場合、連通油路における上流側油圧制御要素に繋がる部分を第１バルブボディ内に形成してスロット状開口の一端に対向する位置に開口させ、連通油路における下流側油圧制御要素に繋がる部分を第１バルブボディ内に形成してスロット状開口の他端に対向する位置に開口させるのが好ましい。このように構成すれば、セパレータプレートの片側に位置して第１バルブボディ内にのみ上流側および下流側油圧制御要素と連通油路とが設けられる場合でも、セパレータプレートに形成したスロット状開口をこの連通油路内に位置するチョーク絞りとして用いることができる。
【００５０】
また、下流側油圧制御要素は油圧バルブに限られず、油圧シリンダであっても良く、潤滑対象部であっても良い。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る油圧制御装置を有したベルト式無段変速機の断面図である。
【図２】上記無段変速機の動力伝達経路構成を示す概略図である。
【図３】上記無段変速機においてオイルポンプ取付部を拡大して示す断面図である。
【図４】上記オイルポンプ単体の構成を示す側面図および断面図である。
【図５】第１ハウジングにおける第１油圧制御バルブが接合配設される端面Ｓ１を示す端面図である。
【図６】第１油圧制御バルブにおける第１ハウジングと接合される端面Ｓ２を示す側面図である。
【図７】第１油圧制御バルブにおけるセパレータプレートと接合される端面Ｓ３を示す側面図である。
【図８】セパレータプレートの側面図である。
【図９】第２油圧制御バルブにおけるセパレータプレートと接合される端面Ｓ４を示す側面図である。
【図１０】上記無段変速機を第１ハウジングを取り外した状態で示す側面図である。
【図１１】上記油圧制御装置の内部構成を示す油圧回路図である。
【図１２】上記油圧制御装置により作り出される回転対応油圧Ｐｒとエンジン回転との関係を示すグラフである。
【図１３】上記油圧制御装置におけるチョーク絞り部分の構成を示す断面図である。
【図１４】セパレータプレートに形成されるチョーク絞り開口の異なる例を示す側面図である。
【符号の説明】
６０第１油圧制御バルブ
６０ａバルブボディ（第１バルブボディ）
７０セパレータプレート
７５チョーク絞り
７５ａチョーク絞り開口（スロット状開口）
８０第２油圧制御バルブ
８０ａバルブボディ（第２バルブボディ）
９２ＳＣシフトバルブ（上流側油圧制御要素）
９４ＳＣバックアップバルブ（下流側油圧制御要素）
１０３油路（連通油路）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device having a throttle element (in particular, a throttle element generally called a choke oil path) in an internal oil path.
[0002]
[Prior art]
A configuration in which transmission control of a transmission is performed using hydraulic pressure is well known, and the transmission is provided with a hydraulic control device for the transmission control. Such a hydraulic control device adjusts hydraulic oil supplied from an oil pump by a regulator valve to create a line pressure, and uses this line pressure to create various control hydraulic pressures to perform shift control and the like. Also, among the hydraulic oil supplied from the oil pump to the regulator valve, hydraulic oil other than the hydraulic oil that has line pressure and is used for various controls is discharged from the regulator valve and then used for lubricating the internal mechanism of the transmission. Used as At this time, various types of lubrication control valves are provided in the hydraulic control device in order to appropriately control the lubrication pressure so as to distribute and supply a desired amount of lubricant to each internal mechanism.
[0003]
In such a hydraulic control device, various throttles (throttles such as orifices and chokes) are often provided in the internal oil passage. For example, in Japanese Patent Laid-Open No. 4-254057, a hydraulic control valve is joined to a side end face of a transmission housing with a separator plate interposed therebetween, and a restriction (orifice) is formed by a small hole made in the separator plate. A hydraulic control device is disclosed.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
Although it is possible to configure the orifice restrictor by the small holes formed in the separator plate in this way, for example, as disclosed in Japanese Utility Model Publication No. 7-20437, “the restrictor flow path length is smaller than the restrictor hole diameter. A long viscous high-sensitive diaphragm element (choke diaphragm) cannot be constructed. It is possible to form a choke stop in the valve body. However, since the choke diaphragm has a small diameter, it is difficult to mold it by casting, and machining such as drilling is required. Therefore, there is a problem that the machining is difficult and the machining cost is high.
[0005]
In order to use the small hole formed in the separator plate as the orifice, the oil is made to flow from the oil passage provided on one side of the separator plate to the oil passage provided on the opposite side through the small hole of the separator plate. There is a need. For this reason, when an orifice is formed in a flow path provided only in the valve body on one side of the separator plate, there is a problem that it is difficult to use a small hole formed in the separator plate as the orifice.
[0006]
The present invention has been made in view of such a problem, and a choke throttle can be formed using a separator plate, and a throttle provided in a flow path located only in a valve body on one side of the separator plate is provided in the separator plate. It is an object of the present invention to provide a hydraulic control device having a configuration that can be formed as follows.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve such an object, the present invention includes a first valve body, a second valve body, and a separator plate sandwiched between the first and second valve bodies. An upstream hydraulic control element (for example, the SC shift valve 92 in the embodiment) that is disposed on one of the bodies and performs hydraulic control on the upstream side, and is disposed on either of the first and second valve bodies. A downstream hydraulic control element (for example, SC backup valve 94 in the embodiment) that performs hydraulic control on the side, and a communication oil path (for example, oil path 103 in the embodiment) that connects the upstream hydraulic control element and the downstream hydraulic control element. ) And a throttle element (for example, the choke throttle 75 in the embodiment) provided in the communication oil passage, the hydraulic control device is configured. In addition, a slot-like opening (for example, a choke throttle opening 75a in the embodiment) is formed in the separator plate, and the separator plate is sandwiched between the first and second valve bodies, and the upstream side in the communication oil passage. A portion connected to the hydraulic control element communicates with one end of the slot-shaped opening, and a portion connected to the downstream hydraulic control element in the communication oil passage communicates with the other end of the slot-shaped opening. Thereby, the throttle element is formed by an elongated space formed by the slot-shaped opening being sandwiched between the first and second valve bodies.
Further, the downstream hydraulic control element includes an orifice provided downstream of the throttle element in the communication oil passage and a hydraulic valve that operates by receiving a differential pressure across the orifice, and is upstream of the throttle element in the communication oil passage. A bypass oil passage that branches off from the orifice and connects to the downstream side of the orifice in the communication oil passage is provided.
The upstream hydraulic control element is composed of a shift valve that receives the hydraulic pressure upstream of the throttle element in the communication oil path and controls the opening of the bypass oil path, and the upstream hydraulic pressure control element responds as the hydraulic pressure upstream of the throttle element increases. The shift valve is preferably configured to open the bypass oil passage.
[0008]
In the hydraulic control device having the above-described configuration, the hydraulic oil flowing from the upstream hydraulic control element to the communication oil passage connected thereto flows from one end of the slot-shaped opening of the separator plate to the other end side through the slot-shaped opening, and the other end. It flows from the communicating oil passage connected to the side to the downstream hydraulic control element. At this time, the slot-like opening is formed by an elongated space formed by being sandwiched between the first and second valve bodies, and forms a choke throttle having a long so-called throttle channel length. That is, in the hydraulic control device of the present invention, the choke stop can be configured by the slot-shaped opening formed in the separator plate.
Here, the downstream hydraulic control element is composed of an orifice provided on the downstream side of the throttle element in the communication oil passage and a hydraulic valve that operates by receiving a differential pressure across the orifice. When the temperature of the flowing oil is low and the viscosity is high, the differential pressure across the orifice increases even at the same flow rate, compared to when the oil temperature is high, and the operation of the hydraulic valve that constitutes the downstream hydraulic control element greatly affects the oil temperature. Will be.
However, in the hydraulic control device of the present invention, since the throttle element forms a choke throttle with a long throttle channel length, the channel resistance greatly changes in accordance with the change in viscosity accompanying the change in oil temperature. Therefore, when the oil temperature is low, the oil pressure upstream from the throttle element in the communication oil passage is greatly increased and flows to the bypass oil passage side (particularly, the structure having a shift valve constituting the upstream oil pressure control element). If there is, the shift valve receives the hydraulic pressure on the upstream side of the throttle element thus lifted to open the opening of the bypass oil passage), and the operation of the hydraulic valve constituting the downstream hydraulic control element Is not affected by oil temperature.
[0009]
In the above hydraulic control device, when the upstream hydraulic control element and the downstream hydraulic control element are disposed in the first valve body and the communication oil passage is also formed in the first valve body, the upstream side of the communication oil passage is upstream. A portion connected to the side hydraulic control element is formed in the first valve body and opened at a position facing one end of the slot-like opening, and a portion connected to the downstream hydraulic control element in the communication oil passage is formed in the first valve body. Thus, it is preferable to open at a position facing the other end of the slot-shaped opening.
[0010]
With this configuration, even when the upstream and downstream hydraulic control elements and the communication oil passage are provided only on the one side of the separator plate and within the first valve body, the slot-like opening formed in the separator plate is provided. It can be used as a choke throttle located in this communication oil passage.
[0011]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. 1 and 2 show a belt type continuously variable transmission CVT equipped with a hydraulic control device according to the present invention. The belt type continuously variable transmission CVT includes a transmission input shaft 1 connected to the output shaft Es of the engine ENG via a coupling mechanism CP, and a transmission counter shaft 2 arranged in parallel with the transmission input shaft 1. A metal V-belt mechanism 10 disposed between the transmission input shaft 1 and the transmission counter shaft 2, and a planetary gear type forward / reverse switching mechanism 20 disposed on the transmission input shaft 1. The transmission clutch mechanism 40 disposed on the transmission counter shaft 2, the output transmission gear trains 6a, 6b, 7a, 7b and the differential mechanism 8 are provided in the transmission housing. An oil pump 50 is disposed on the transmission input shaft 1.
[0012]
The transmission housing is constructed by bolting the first to fourth housings H1 to H4. A coupling mechanism CP is disposed in the first housing H1, and the first and second housings H1 and H2 are connected to each other. The starting clutch 40, the output transmission gear trains 6a, 6b, 7a, 7b, the differential mechanism 8 and the like are disposed in the enclosed space, and the metal V-belt is placed in the space surrounded by the second and third housings H2, H3. A mechanism 10 is disposed, and a forward / reverse switching mechanism 20 is disposed in a space surrounded by the third and fourth housings H3 and H4.
[0013]
The metal V-belt mechanism 10 is wound around a pulley 11 between a drive pulley 11 disposed on the transmission input shaft 1, a driven pulley 16 disposed on the transmission counter shaft 2, and the pulley 11. The metal V belt 15 is formed. The drive pulley 11 includes a fixed pulley half 12 rotatably disposed on the transmission input shaft 1 and a movable pulley half 13 that is movable in the axial direction with respect to the fixed pulley half 12 and rotates integrally therewith. The movable pulley half 13 is controlled to move in the axial direction by the hydraulic pressure supplied to the drive side cylinder chamber 14. On the other hand, the driven pulley 16 includes a fixed pulley half 17 fixed to the transmission countershaft 2 and a movable pulley half 18 that can move in the axial direction relative to the fixed pulley half 17 and rotate integrally therewith. The movable pulley half 18 is controlled to move in the axial direction by the hydraulic pressure supplied to the driven side cylinder chamber 19.
[0014]
For this reason, by appropriately controlling the hydraulic pressure supplied to the cylinder chambers 14 and 19, the axial movement force acting on the movable pulley halves 13 and 18 is controlled, and the pulley widths of the pulleys 11 and 16 are changed. be able to. As a result, it is possible to perform control to change the transmission ratio steplessly by changing the wrapping radius of the metal V belt 15 around the pulleys 11 and 16.
[0015]
The forward / reverse switching mechanism 20 rotatably holds a sun gear 21 connected to the transmission input shaft 1, a plurality of pinion gears 22a meshing with the sun gear 21, and a carrier 22 rotatable coaxially with the sun gear 21, and a pinion gear 22a. It consists of a single pinion type planetary gear mechanism that meshes and has a sun gear 21 and a ring gear 23 that can rotate coaxially. The reverse brake 25 that can hold the carrier 22 fixedly, and the sun gear 21 and the ring gear 23 can be freely engaged and disengaged. And a forward clutch 30 connected to. Although the detailed structure of the reverse brake 25 and the forward clutch 30 is omitted, the engagement / disengagement control is performed by the hydraulic pressure supply / discharge control.
[0016]
In the forward / reverse switching mechanism 20 configured as described above, when the forward clutch 30 is engaged with the reverse brake 25 released, the sun gear 21 and the ring gear 23 are coupled to each other to rotate integrally, and the sun gear 21, All of the carrier 22 and the ring gear 23 rotate integrally with the transmission input shaft 1, and the drive pulley 11 is driven to rotate in the same direction (forward direction) as the transmission input shaft 1. On the other hand, when the forward clutch 30 is released and the reverse brake 25 is engaged, the carrier 22 is fixedly held, the ring gear 23 is rotated in the opposite direction to the sun gear 21, and the drive pulley 11 is opposite to the transmission input shaft 1. It will be in the state driven to rotate in the direction (reverse direction).
[0017]
As described above, when the rotation of the transmission input shaft 1 is switched by the forward / reverse switching mechanism 20 and the driving pulley 11 is rotationally driven in the forward or reverse direction, this rotation is not performed by the metal V-belt mechanism 10. The gear is shifted stepwise and transmitted to the transmission countershaft 2. The transmission countershaft 2 is provided with a starting clutch 40, which controls driving force transmission to the output transmission gear 6a. Thus, the rotational driving force controlled by the starting clutch 40 and transmitted to the output transmission gear 6a is transmitted to the left and right via the output transmission gear trains 6a, 6b, 7a, 7b having the output transmission gear 6a and the differential mechanism 8. It is transmitted to wheels (not shown). For this reason, if the engagement control by the start clutch 40 is performed, the rotational driving force transmitted to the wheels can be controlled. For example, the vehicle start control can be performed by the start clutch 40.
[0018]
Note that the engagement control of the starting clutch 40 is performed according to the engine rotation, and the engagement control is performed in response to the rotation corresponding hydraulic pressure Pr corresponding to the engine rotation speed, as will be described later. The rotation-compatible hydraulic pressure Pr is created by using different hydraulic pressure generators for normal operation and electrical failure, which will be described later.
[0019]
In the continuously variable transmission configured as described above, as described above, the supply and discharge control of the hydraulic oil to and from the driving side cylinder chamber 14 and the driven side cylinder chamber 19 constituting the metal V-belt mechanism 10 is performed. Shift control is performed, forward / reverse switching control is performed by hydraulic oil supply / discharge control to the forward clutch 30 and the reverse brake 25 constituting the forward / backward switching mechanism 20, and start control is performed by hydraulic pressure supply control to the start clutch 40. Done. For such control, an oil pump 50 that supplies hydraulic oil, and a hydraulic control valve (first hydraulic control valve 60, separator plate 70, and second hydraulic control valve) that controls supply and discharge of oil from the oil pump 50 are provided. 80).
[0020]
The oil pump 50 is mounted on the transmission input shaft 1 as shown in FIG. 1, and this portion is enlarged and shown in FIG. FIG. 4 shows a state before the oil pump 50 is assembled on the transmission input shaft 1, that is, the configuration of the pump alone. A first hydraulic control valve 60 is joined to a side end surface (left end surface in FIGS. 1 and 3) S1 of the first housing H1 constituting the transmission housing, and this first hydraulic control valve 60 side is arranged. An oil pump 50 is joined to the end face (right end face in FIGS. 1 and 3) S2. The side end surface S1 of the first housing H1 is shown in FIG. 5, and the side end surface S2 of the first hydraulic control valve 60 is shown in FIG. As can be seen from FIG. 5, the side end face S1 of the first housing H1 is formed with a number of oil passage grooves, which constitute a part of the hydraulic control valve, and this part is also the valve body of the claims. It corresponds to. In these drawings, the position of the axis of the transmission input shaft 1 is denoted by reference numeral O1.
[0021]
On the first hydraulic control valve 60, a separator plate 70 and a second hydraulic control valve 80 are overlapped and arranged as shown in the figure. 7 shows the left end surface S3 of the first hydraulic control valve 60 on which the separator plate 70 is overlaid in this way, FIG. 8 shows the separator plate 70, and FIG. 9 shows the right end surface S4 of the second hydraulic control valve 80. Yes. Also in these drawings, the position of the shaft core of the transmission input shaft 1 is indicated by reference numeral O1. The first hydraulic control valve 60 is provided with a plurality of valve spools and the like in its valve body 60a and a plurality of hydraulic control valves (hydraulic control elements). An oil passage groove is only formed in the valve body 80a, and no valve spool is provided.
[0022]
In this state, when the oil pump 50 is joined to the side end face of the first hydraulic control valve 60 joined and disposed on the side end face S1 of the first housing H1, the oil pump 50 is located on the side of the first housing H1. Projects inward (right side in FIGS. 1 and 3) from the end surface S1. For this reason, a pump housing recess D1 for housing the oil pump 50 is formed in the first housing H1. In addition, this pump accommodation recessed part D1 is formed in the part which gave the hatching in FIG. Thereby, the oil pump 50 can be compactly disposed in the transmission housing.
[0023]
The oil pump 50 includes a pump casing 51 having a rotor receiving recess 51a, an outer rotor 52 whose outer periphery is rotatably received and held in a space formed by the rotor receiving recess 51a, and received and held in this manner. The inner rotor 53 is disposed in a space surrounded by the internal trochoidal teeth 52a of the outer rotor 52, and the outer rotor 52 and the inner rotor 53 are thus covered in the rotor receiving recess 51a. And a pump cover 54 attached to the pump casing 51 with bolts 56. Further, the pump casing 51 is formed with an insertion hole 51b having a ring-shaped receiving portion 51c and penetrating in the axial direction, and a bearing 55 is inserted into the insertion hole 51b.
[0024]
The bearing 55 is positioned with the axially outer end face in contact with the ring-shaped receiving portion 51c, and in this state, the axially inner end portion 55a of the bearing 55 projects into the rotor receiving recess 51a. A ring-shaped insertion recess 53 b that receives the axially inner end 55 a protruding in this way is formed on the side end surface of the inner rotor 53. As a result, when the oil pump 50 is assembled as shown in FIG. 4, the inner rotor 53 is guided to the outer periphery of the axially inner end 55 a of the bearing 55 and is centered so as to be concentric with the bearing 55. And can be rotated freely. On the other hand, the rotor receiving recess 51 a that receives and holds the outer rotor 52 rotatably is eccentric with respect to the center of the bearing 55, and the outer rotor 52 is eccentrically centered by the pump casing 51. As a result, the inner peripheral internal trochoidal teeth 52a of the outer rotor 52 mesh with the outer peripheral external trochoidal teeth 53a of the inner rotor 53 in an eccentric state.
[0025]
As shown in FIG. 4B, the pump cover 54 is formed with suction port openings 54a and 54b and discharge port openings 54c and 54d. Further, the pump casing 51 is formed with a suction port space 51d communicating with the suction port openings 54a and 54b and a discharge port space 51e communicating with the discharge port openings 54c and 54d. The suction port space 51 d and the discharge port space 51 e are provided on the outer peripheral side of the insertion hole 51 b of the bearing 55. As described above, by providing the suction port space 51d and the discharge port space 51e by using the portion that is thick in the axial direction for the insertion hole 51b of the bearing 55, the size in the width direction of the oil pump 50 is prevented from increasing. are doing.
[0026]
A through hole 54e concentrically with the bearing 55 is formed in the pump cover 54 so as to penetrate in the axial direction. The oil pump is configured so that the transmission input shaft 1 is inserted into the bearing 55 through the through hole 54e. 50 is mounted on the transmission input shaft 1. At this time, since the inner rotor 53 is centered and held by the bearing 55 as described above, the operation of mounting the oil pump 50 on the transmission input shaft 1 can be easily performed. In this state, the pump casing 51 and the pump cover 54 are bolted and attached to the side end surface S2 of the first hydraulic control valve 60, and the transmission input shaft 1 is rotatably supported by the bearing 55. Further, the external spline 1a formed on the transmission input shaft 1 is engaged with the internal spline 53c formed on the inner diameter portion of the inner rotor 53, and the transmission input shaft 1 and the inner rotor 53 rotate integrally. Become.
[0027]
In the state where the pump casing 51 and the pump cover 54 are bolted and attached to the side end face S2 of the first hydraulic control valve 60, the suction oil that faces the suction port openings 54a and 54b and the discharge port openings 54c and 54d, respectively. A passage 61 and a discharge oil passage 62 are formed in the valve body 60a of the first hydraulic control valve 60, as shown in FIG. The suction oil passage 61 is opposed to the suction port openings 54a and 54b on one end side 61a, and is connected to the strainer ST (see FIG. 1) on the other end side 61b. The strainer ST is positioned in an oil tank space formed at the bottom of the transmission housing, and the working oil in the oil tank space is sucked from the strainer ST via the suction oil passage 61. The discharge oil passage 62 faces the discharge port openings 54c and 54d on one end side 62a, and is connected to the internal oil passage in the valve body 60a on the other end side 62b. For this reason, the oil discharged from the oil pump 50 is supplied into the valve body 60 a via the oil passage 62.
[0028]
In the belt type continuously variable transmission CVT configured as described above, when the transmission input shaft 1 is rotationally driven by the engine ENG, the inner rotor 53 is rotated together with the transmission input shaft 1, and the outer peripheral side of the inner rotor 53 is driven. The outer rotor 52 is rotated together while the external trochoidal teeth 53a and the inner peripheral internal trochoidal teeth 52a of the outer rotor 52 are engaged in an eccentric state. As a result, the working oil is drawn from the suction port openings 54a and 54b and the suction port space 51d through the strainer ST and the suction oil passage 61, and the working oil is discharged to the discharge port openings 54c and 54d and the discharge port space 51e. The discharged oil is supplied to the first hydraulic control valve 60 through the discharged oil passage 62. The first control valve 60, the separator plate 70, and the second control valve 80 generate control hydraulic pressure that performs shift control by the metal V-belt mechanism 10, operation control of the forward / reverse switching mechanism 20, and operation control of the start clutch 40.
[0029]
However, in the belt type continuously variable transmission CVT according to the present embodiment, as shown in FIG. 10, a third hydraulic control valve 85 is disposed on the upper surface of the second housing H2, and the first hydraulic control valve is provided. The control hydraulic pressure is generated by the third hydraulic control valve 85 in addition to the 60 and the second hydraulic control valve 80 and the like, and the above-described controls are performed. Since the third hydraulic control valve 85 is disposed on the outer surface of the transmission, an electric control component such as a solenoid valve, a hydraulic control valve element that is often required for operation inspection, component replacement, and the like. Such components are mainly mounted on the third hydraulic control valve 85.
[0030]
FIG. 10 shows the belt-type continuously variable transmission CVT as viewed from the engine side with the first housing H1 and components attached thereto removed, and the shaft center position of the transmission input shaft 1 is denoted by O1, the axial position of the transmission countershaft 2 is indicated by reference numeral O2, the axial center position of the shaft provided with the output transmission gears 6b and 7a is indicated by reference numeral O3, and the axial center position of the differential mechanism 8 is indicated by reference numeral O4. Is shown.
[0031]
Each control by the first to third hydraulic control valves 60, 80, 85 is performed by hydraulic oil that is sucked and supplied by an oil pump 50 from an oil tank OT formed on the bottom surface of the transmission housing as shown in FIG. Is performed using a line pressure PL produced by regulating the pressure by the regulator valve 90. The first control pressure Pc1 is applied to the regulator valve 90 from the line 101, and the line pressure PL is set according to the first control pressure Pc1. The line pressure PL is supplied through the oil passage 100, but description of each hydraulic control valve element that performs control using the line pressure PL is omitted.
[0032]
On the other hand, in FIG. 11, surplus oil when regulated by the regulator valve 90 is sent to the oil passage 102 to create a rotation-compatible oil pressure Pr, supplied to the transmission internal mechanism as lubricating oil, or to the oil tank OT. Or returned. At this time, hydraulic control valve elements for performing rotation-compatible hydraulic control, lubricating hydraulic control, and the like are provided as shown in FIG. 11, which will be described below.
[0033]
The oil passage 102 to which surplus oil is supplied from the regulator valve 90 is an oil passage 102a and an oil passage 103 (this oil passage 103 is composed of an upstream oil passage 103a and a downstream oil passage 103b of the choke throttle 75 as shown). The branch oil passage 102a is connected to the port 92b of the SC shift valve 92. The SC shift valve 92 includes a spool 93a that is movably disposed in the axial direction and a spring 93b that urges the spool 93a to the right, and a port 91a on which a second control hydraulic pressure Pc2 acts on the right end. The port 92d for receiving the oil pressure of the oil passage 103a is provided at the left end portion, and the port 92c connected to the oil passage 105 is provided at the intermediate portion. The second control hydraulic pressure Pc2 is zero when normal, and is a pressure that becomes a predetermined hydraulic pressure when an electrical failure occurs. Therefore, in a normal state, the spool 93a is biased by the spring 93b and is moved to the right as shown in the figure, and the branch oil passage 102a communicates with the oil passage 105 via the ports 92b and 92c.
[0034]
On the other hand, the oil passage 103 is connected to the oil passage 106 via the choke restrictor 75 and the first orifice restrictor 66, and the oil passage 106 is connected to the lubricating portion of the transmission internal mechanism. The oil passage 105 is also connected to the oil passage 106 as it is. Therefore, during normal operation, the hydraulic oil flowing into the oil passage 102 does not flow so much through the oil passage 103 because the choke throttle 75 and the first orifice throttle 66 become flow resistance, and mainly the SC shift valve from the oil passage 102a. The oil flows through the oil passage 105 through 92 and is supplied from the oil passage 106 as lubricating oil for the internal mechanism. The oil passage 105 is connected from the oil passage 107 to the lubrication valve 96, and the lubrication valve 96 causes the lubrication pressure to become a predetermined pressure corresponding to the third control pressure Pc3 acting via the oil passage 116. Adjusted. Excess oil when the pressure is adjusted by the lubrication valve 96 is returned from the oil passage 108 to the oil tank OT through the oil cooler 98 and the filter 99, and is returned from the oil passage 109 to the suction side of the oil pump 50.
[0035]
Oil passages 113 and 114 are branched from the front and back of the first orifice restrictor 66 in the oil passage 103 b, respectively, and these oil passages 113 and 114 are connected to the SC backup valve 94. The SC backup valve 94 has a spool 95a that can move in the axial direction and a spring 95b that urges the spool 95a in the left direction. Ports 94a and 94b to which the oil passages 113 and 114 are connected and a second control pressure Pc2 act. A port 94c connected to the oil passage 112 and ports 94d and 94e connected to the oil passage 115 for outputting the rotation-compatible hydraulic pressure Pr are provided. When the second control pressure Pc2, which is a predetermined hydraulic pressure at the time of failure, is supplied from the oil passage 112, the SC backup valve 94 supplies the rotation corresponding hydraulic pressure Pr to the oil passage 115 according to the differential pressure before and after the first orifice restrictor 66. When the second control pressure Pc2 is zero, the rotation corresponding hydraulic pressure Pr is zero, and the SC backup valve 94 is not used.
[0036]
Note that the rotation corresponding hydraulic pressure Pr is a hydraulic pressure used for controlling the engagement of the starting clutch 40 as described above, and is a hydraulic pressure corresponding to the rotational speed Ne of the engine ENG (or the rotational speed of the transmission input shaft 1). In normal times, the rotation corresponding hydraulic pressure Pr output to the oil passage 115 is zero as described above, but a starting clutch control valve (not shown) composed of an electromagnetic proportional valve is provided separately from this, A rotation corresponding hydraulic pressure Pr is created by the start clutch control valve, and engagement control of the start clutch 40 is performed using the rotation corresponding hydraulic pressure Pr.
[0037]
However, since the start clutch control valve comprising an electromagnetic proportional valve cannot be used in the event of an electrical failure (for example, when power is supplied to the electrical control valve as in the case of a system down), the SC backup valve 94, a rotation-compatible hydraulic pressure Pr is created to control the engagement of the starting clutch 40. Therefore, the operation of the SC backup valve 94 at the time of failure will be described.
[0038]
As described above, the second control pressure Pc2 is configured to be a predetermined hydraulic pressure at the time of failure, and the second control pressure Pc2 of the predetermined hydraulic pressure acts on the port 92a of the SC shift valve 92 from the oil passage 111, and the spool 93a is moved to the left. As a result, the port 92 b is closed by the spool 93 a, and the hydraulic oil that has flowed into the oil passage 102 is sent to the oil passage 103. Then, the hydraulic oil flows through the choke throttle 75 and the first orifice throttle 66 to the oil passage 106.
[0039]
Here, the hydraulic oil having the line pressure PL that is regulated by the regulator valve 90 and sent to the oil passage 100 is required only at the time of control, and the surplus oil amount that flows through the oil passage 102 is the oil pump 50. Almost corresponds to the amount of oil discharged. The oil pump 50 is rotationally driven by the transmission input shaft 1 as described above, and the amount of oil flowing through the oil passage 102 corresponds to the rotational speed of the engine ENG. For this reason, the differential pressure across the first orifice throttle 66 corresponds to the engine speed, and the SC backup valve 94 that operates by receiving the differential pressure across the oil passages 113 and 114 is connected to the second oil passage 112 from the second oil passage 112. The control pressure Pc2 is adjusted according to the front-rear differential pressure, and is output to the oil passage 115 as the rotation corresponding hydraulic pressure Pr. As can be seen from this, the rotation corresponding hydraulic pressure Pr output from the oil passage 115 is a hydraulic pressure corresponding to the engine rotation speed, and if the engagement control of the start clutch 40 is performed using this rotation corresponding hydraulic pressure Pr, Also in the above, the engagement control of the starting clutch 40 can be performed in accordance with the engine speed.
[0040]
However, the differential pressure across the first orifice restrictor 66 fluctuates if the oil temperature is different and the viscosity of the hydraulic oil is different even if the flow rate flowing therethrough is the same. For this reason, for example, when the temperature is low, the front-rear differential pressure becomes too large and the rotation-compatible hydraulic pressure Pr becomes too high, and the engagement control of the start clutch 40 cannot be performed satisfactorily. For this reason, in the oil passage 103a on the upstream side of the choke throttle 75, an oil passage 104b branched from the oil passage 103a and connected to the port 92d of the SC shift valve 92 is provided, and branched from the oil passage 103a. An oil passage 104 a that is bypassed to 106 and has a second orifice restriction 67 is provided.
[0041]
The choke throttle 75 is configured such that the throttle channel length is longer than the throttle channel cross-sectional area, and the channel resistance changes greatly according to the change in the viscosity of the oil flowing therethrough. For this reason, when the temperature of the oil flowing through the oil passage 103 is low and the viscosity is high, the flow passage resistance of the choke restrictor 75 is increased, and a part of the hydraulic oil passes through the oil passage 104a having the second orifice restrictor 67. Bypassed to path 106. Further, when the oil pressure in the oil passage 103a on the upstream side of the choke throttle 75 becomes high and the oil pressure acting on the port 92d of the SC shift valve 92 from the oil passage 104b becomes higher than a predetermined value, the spool 92 is moved to the right to partially The hydraulic oil is bypassed from the oil passage 102a to the oil passage 105 to ensure the amount of lubricating oil.
[0042]
As a result, when the oil temperature is low and the viscosity is high, the amount of oil flowing through the first orifice restrictor 66 is reduced in response to the increase in viscosity, and an increase in the differential pressure before and after is suppressed. As a result, as shown in FIG. 12, the differential pressure across the first orifice throttle 66 is always influenced by the engine speed without being affected by the oil temperature, and the oil passage 115 has an engine regardless of the oil temperature. A rotation corresponding hydraulic pressure Pr corresponding to the rotation is output. In FIG. 12, the horizontal axis indicates the engine rotation speed Ne, the vertical axis indicates the rotation-response hydraulic pressure Pr, the solid line indicates the change in the rotation-response hydraulic pressure Pr obtained from the oil passage 115 having the configuration shown in FIG. 75 and changes in the rotation-compatible hydraulic pressure Pr obtained from the oil passage 115 when there is no oil passage 104a are shown for oil temperatures T = −20 ° C., 80 ° C., and 120 ° C. For this reason, when the rotation corresponding hydraulic pressure Pr obtained from the oil passage 115 configured as shown in FIG. 11 is used, it is possible to perform good engagement control of the start clutch 40 both when the oil temperature is high and low.
[0043]
In the hydraulic control valve configured as described above, the choke throttle 75 is formed in the separator plate 70 sandwiched between the first hydraulic control valve 60 and the second hydraulic control valve 80, which will be described. First, as indicated by broken lines in FIGS. 6 and 7, an SC shift valve 92 and an SC backup valve 94 are disposed in the valve body 60 a of the first hydraulic control valve 60.
[0044]
On the other hand, an upstream oil passage groove 81 is formed in the valve body 80a of the second hydraulic control valve 80 as an oil passage constituting the oil passage 103a located on the upstream side of the choke throttle 75, as shown in FIG. Further, as an oil passage constituting the oil passage 103b located on the downstream side of the choke throttle 75, an oil passage groove 63 is formed in the valve body 60a of the first hydraulic control valve 60 as shown in FIG. An oil passage groove 82 is formed in the valve body 80a of the control valve 80 as shown in FIG. As shown in FIG. 8, the separator plate 70 is formed with a choke stop opening 75a formed of a slot-like opening.
[0045]
Then, when the separator plate 70 is sandwiched between the first and second hydraulic control valves 60 and 80, the choke throttle opening 75a is positioned as shown by the broken line in FIGS. A cross section of this portion is shown in FIG. 13A, where the oil passage groove 81 communicates with one end side of the choke throttle opening 75a, the oil passage grooves 82 and 63 face each other, and the other end side of the choke throttle opening 75a. Communicate with. For this reason, oil flows from the oil passage groove 81 to the oil passage grooves 63 and 82 through the choke throttle opening 75a. Here, an intermediate portion of the choke throttle opening 75a is sandwiched between the valve bodies 60a and 80a, and a narrow and long throttle channel having a cross-sectional area corresponding to the thickness × width of the separator plate 70 is formed. As a result, it is possible to obtain a choke throttle 75 having a configuration in which the throttle channel length is longer than the throttle channel cross-sectional area, and the channel resistance greatly changes in accordance with the viscosity change of the oil flowing therethrough.
[0046]
As shown in FIG. 13B, the choke throttle 75 is formed in the valve body 60a 'with an upstream oil passage groove 62' and a downstream oil passage groove 63 ', which are formed into a valve body 80a' having no groove. It may be configured to be held between. In this way, it is possible to form the choke throttle 75 using the choke throttle opening 75a of the separator plate 70 after forming the oil passage groove only on the valve body 60a side. Similarly, as shown in FIG. 13C, an upstream oil passage groove 62 'is formed in the valve body 60a ", and a downstream oil passage groove 82' is formed in the valve body 80a" to constitute a choke throttle 75. You may do it.
[0047]
The shape of the choke stop opening may be a choke stop opening 75a 'having a shape such that the middle part is narrowed as shown in FIG.
[0048]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the separator plate having the slot-like opening is sandwiched between the first and second valve bodies, and the slot-like opening is sandwiched between the first and second valve bodies. The throttle element is formed by an elongated space. For this reason, in the hydraulic control device according to the present invention, the hydraulic fluid flowing from the upstream hydraulic control element to the communication oil passage connected thereto flows from one end of the slot-shaped opening of the separator plate to the other end side through the slot-shaped opening. The flow from the communicating oil passage connected to the other end side to the downstream hydraulic control element, the slot-like opening is formed by an elongated space formed by being sandwiched by the first and second valve bodies, and has a so-called throttle channel length. Form a long choke stop. That is, in the hydraulic control device of the present invention, the choke stop can be configured by the slot-shaped opening formed in the separator plate.
In the hydraulic control device of the present invention , the downstream hydraulic control element further includes an orifice provided on the downstream side of the throttle element in the communication oil passage, and a hydraulic valve that operates in response to a differential pressure across the orifice. There is a bypass oil passage that branches from the upstream side of the throttle element in the passage and is connected to the downstream side of the orifice in the communication oil passage (in addition, the upstream hydraulic control element is the hydraulic pressure upstream of the throttle element in the communication oil passage). And a shift valve that controls the opening of the bypass oil passage, and the shift valve is preferably configured to open the bypass oil passage as the hydraulic pressure upstream of the throttle element increases.
Here, the throttle element forms a choke throttle with a long throttle flow path length, and the flow path resistance changes greatly according to the change in viscosity accompanying the change in oil temperature. In other words, when the oil temperature is low, the oil pressure upstream of the throttle element in the communication oil passage is greatly increased and flows to the bypass oil passage (particularly, the structure having a shift valve constituting the upstream oil pressure control element). If there is, the shift valve receives the hydraulic pressure upstream of the throttle element thus raised, and the opening of the bypass oil passage is opened), the operation of the hydraulic valve constituting the downstream hydraulic control element Is not affected by oil temperature.
[0049]
In the above hydraulic control device, when the upstream hydraulic control element and the downstream hydraulic control element are disposed in the first valve body and the communication oil passage is also formed in the first valve body, the upstream side of the communication oil passage is upstream. A portion connected to the side hydraulic control element is formed in the first valve body and opened at a position facing one end of the slot-like opening, and a portion connected to the downstream hydraulic control element in the communication oil passage is formed in the first valve body. Thus, it is preferable to open at a position facing the other end of the slot-shaped opening. With this configuration, even when the upstream and downstream hydraulic control elements and the communication oil passage are provided only on the one side of the separator plate and within the first valve body, the slot-like opening formed in the separator plate is provided. It can be used as a choke throttle located in this communication oil passage.
[0050]
Further, the downstream hydraulic control element is not limited to the hydraulic valve, and may be a hydraulic cylinder or a lubrication target part.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a sectional view of a belt type continuously variable transmission having a hydraulic control device according to the present invention.
FIG. 2 is a schematic diagram showing a power transmission path configuration of the continuously variable transmission.
FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view showing an oil pump mounting portion in the continuously variable transmission.
FIG. 4 is a side view and a cross-sectional view showing the configuration of the oil pump alone.
FIG. 5 is an end view showing an end face S1 where a first hydraulic control valve in the first housing is joined and disposed;
FIG. 6 is a side view showing an end surface S2 joined to the first housing in the first hydraulic control valve.
FIG. 7 is a side view showing an end surface S3 joined to a separator plate in the first hydraulic control valve.
FIG. 8 is a side view of a separator plate.
FIG. 9 is a side view showing an end face S4 joined to a separator plate in a second hydraulic control valve.
FIG. 10 is a side view showing the continuously variable transmission with a first housing removed.
FIG. 11 is a hydraulic circuit diagram showing an internal configuration of the hydraulic control device.
FIG. 12 is a graph showing the relationship between the rotation corresponding hydraulic pressure Pr produced by the hydraulic control device and the engine rotation.
FIG. 13 is a cross-sectional view showing a configuration of a choke throttle portion in the hydraulic control device.
FIGS. 14A and 14B are side views showing different examples of choke apertures formed in a separator plate. FIGS.
[Explanation of symbols]
60 First hydraulic control valve 60a Valve body (first valve body)
70 Separator plate 75 Choke diaphragm 75a Choke diaphragm opening (slot-shaped opening)
80 Second hydraulic control valve 80a Valve body (second valve body)
92 SC shift valve (upstream hydraulic control element)
94 SC backup valve (downstream hydraulic control element)
103 oil passage (communication oil passage)

Claims

第１バルブボディと、第２バルブボディと、前記第１および第２バルブボディ間に挟持されるセパレータプレートとを備え、
前記第１および第２バルブボディのいずれかに配設されて上流側において油圧制御を行う上流側油圧制御要素と、前記第１および第２バルブボディのいずれかに配設されて下流側において油圧制御を行う下流側油圧制御要素と、前記上流側油圧制御要素と前記下流側油圧制御要素とを繋ぐ連通油路と、前記連通油路内に設けられた絞り要素とを有してなる油圧制御装置であって、
前記セパレータプレートにスロット状開口が形成されており、
前記セパレータプレートを前記第１および第２バルブボディにより挟持した状態で、前記連通油路における前記上流側油圧制御要素に繋がる部分が前記スロット状開口の一端に連通し、前記連通油路における前記下流側油圧制御要素に繋がる部分が前記スロット状開口の他端に連通し、前記スロット状開口が前記第１および第２バルブボディにより挟まれて形成される細長い空間により前記絞り要素を形成し、
前記下流側油圧制御要素が、前記連通油路における前記絞り要素より下流側に設けたオリフィスと、前記オリフィスの前後差圧を受けて作動する油圧バルブとから構成され、
前記連通油路における前記絞り要素より上流側から分岐して前記連通油路における前記オリフィスの下流側に繋がるバイパス油路が設けられていることを特徴とする油圧制御装置。 A first valve body, a second valve body, and a separator plate sandwiched between the first and second valve bodies,
An upstream hydraulic control element that is disposed on one of the first and second valve bodies and performs hydraulic control on the upstream side, and a hydraulic pressure that is disposed on either of the first and second valve bodies and is downstream. Hydraulic control comprising a downstream hydraulic control element that performs control, a communication oil path that connects the upstream hydraulic control element and the downstream hydraulic control element, and a throttle element that is provided in the communication oil path A device,
A slot-like opening is formed in the separator plate,
In a state where the separator plate is sandwiched between the first and second valve bodies, a portion connected to the upstream hydraulic control element in the communication oil passage communicates with one end of the slot-like opening, and the downstream in the communication oil passage A portion connected to the side hydraulic control element communicates with the other end of the slot-like opening, and the slot-like opening forms the throttle element by an elongated space formed by being sandwiched between the first and second valve bodies ;
The downstream hydraulic control element is composed of an orifice provided on the downstream side of the throttle element in the communication oil passage, and a hydraulic valve that operates by receiving a differential pressure across the orifice;
The hydraulic control device according to claim 1, further comprising a bypass oil passage that branches from an upstream side of the throttle element in the communication oil passage and is connected to a downstream side of the orifice in the communication oil passage.

前記上流側油圧制御要素が、前記連通油路における前記絞り要素の上流側の油圧を受けて前記バイパス油路の開度を制御するシフトバルブから構成され、前記絞り要素の上流側の油圧が高くなるに応じて前記シフトバルブが前記バイパス油路を開放させるように構成されていることを特徴とする請求項１に記載の油圧制御装置。The upstream hydraulic pressure control element is constituted by a shift valve that receives the hydraulic pressure upstream of the throttle element in the communication oil path and controls the opening of the bypass oil path, and the upstream hydraulic pressure of the throttle element is high. The hydraulic control apparatus according to claim 1, wherein the shift valve is configured to open the bypass oil passage according to the situation.

前記上流側油圧制御要素および前記下流側油圧制御要素が前記第１バルブボディ内に配設され、前記連通油路における前記上流側油圧制御要素に繋がる部分が前記第１バルブボディ内に形成されて前記スロット状開口の一端に対向する位置に開口し、前記連通油路における前記下流側油圧制御要素に繋がる部分が前記第１バルブボディ内に形成されて前記スロット状開口の他端に対向する位置に開口することを特徴とする請求項１もしくは２に記載の油圧制御装置。The upstream hydraulic control element and the downstream hydraulic control element are disposed in the first valve body, and a portion connected to the upstream hydraulic control element in the communication oil passage is formed in the first valve body. A position that opens to a position facing one end of the slot-shaped opening, and a portion that is connected to the downstream hydraulic control element in the communication oil passage is formed in the first valve body and faces the other end of the slot-shaped opening. hydraulic control device according to claim 1 or 2, characterized in that opening into.