JPH01101239A - Hydraulic control device for continuously variable transmission equipped with starting clutch - Google Patents
Hydraulic control device for continuously variable transmission equipped with starting clutchInfo
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- JPH01101239A JPH01101239A JP62256520A JP25652087A JPH01101239A JP H01101239 A JPH01101239 A JP H01101239A JP 62256520 A JP62256520 A JP 62256520A JP 25652087 A JP25652087 A JP 25652087A JP H01101239 A JPH01101239 A JP H01101239A
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
本発明はＶベルト式無段変速機と油圧式発進クラッチと
を組み合わせた発進クラッチ付無段変速機の油圧制御装
置に関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Field of Industrial Application] The present invention relates to a hydraulic control device for a continuously variable transmission with a starting clutch that combines a V-belt type continuously variable transmission and a hydraulic starting clutch.
Ｃ従来技術とその問題点〕
従来、特開昭６１−１９．３９３６号公報には、駆動側
プーリに変速比を制御するための変速比制御用油室を設
け、従動側プーリにトルク伝達に必要な負荷推力を制御
するための負荷推力制御用油室を設けるとともに、伝達
容量を連続的に制御可能な油圧式発進クラッチを備えた
車両用無段変速機が示されている。上記無段変速機の油
圧制御装置は、変速比制御用油室、負荷推力制御用油室
および発進クラッチへそれぞ糺油圧を供給する変速比制
御弁。C. Prior art and its problems] Conventionally, in Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-19.3936, a gear ratio control oil chamber for controlling the gear ratio is provided in the drive pulley, and a drive pulley is provided with a gear ratio control oil chamber for transmitting torque to the driven pulley. A continuously variable transmission for a vehicle is shown that is provided with a load thrust control oil chamber for controlling the necessary load thrust and is equipped with a hydraulic start clutch that can continuously control the transmission capacity. The hydraulic control device of the continuously variable transmission is a gear ratio control valve that supplies a constant hydraulic pressure to an oil chamber for controlling a gear ratio, an oil chamber for controlling load thrust, and a starting clutch, respectively.
押圧力制御弁および油圧制御弁を設けるとともに、各制
御弁を制御するための電磁弁をそれぞれ設けた構成とな
っている。The structure includes a pressing force control valve and a hydraulic pressure control valve, as well as electromagnetic valves for controlling each control valve.
上記油圧制御装置の場合、押圧力制御弁を制御する電磁
弁には発進クラッチ制御用デユーティ比と同等の信号が
入力され、従動側プーリの油圧を伝達トルクに応じて制
御している。即ち、伝達トルクが上昇すると、これにつ
れて従動側プーリの油圧も上昇させ、Ｖベルトのスリッ
プを防止して効率の良いトルク伝達を実現している。In the case of the above hydraulic control device, a signal equivalent to the starting clutch control duty ratio is input to the electromagnetic valve that controls the pressing force control valve, and the hydraulic pressure of the driven pulley is controlled according to the transmitted torque. That is, as the transmitted torque increases, the oil pressure of the driven pulley also increases, preventing the V-belt from slipping and achieving efficient torque transmission.
ところが、上記のように従動側プーリの油圧を伝達トル
クに応じて制御した場合、定常走行時には何ら支障はな
いが、高速走行状態から急減速し・場合（コーストダウ
ン時）に次のような問題が発生する。即ち、急減速時に
は速やかに低速比へ変速する必要があるが、従動側プー
リの油圧を伝達トルク、つまりエンジントルクに応じて
制御すると、コーストダウン時のようにスロットルを全
閉とした時にはエンジントルクが急激に低下し、これに
伴い従動側プーリの油圧も急激に低下することになる。However, when the hydraulic pressure of the driven pulley is controlled according to the transmitted torque as described above, there is no problem during steady running, but when the vehicle suddenly decelerates from high-speed running (coasting down), the following problems occur: occurs. In other words, during sudden deceleration, it is necessary to quickly shift to a low speed ratio, but if the hydraulic pressure of the driven pulley is controlled according to the transmitted torque, that is, the engine torque, the engine torque will decrease when the throttle is fully closed, such as during coast down. The oil pressure of the driven pulley suddenly decreases, and accordingly, the oil pressure of the driven pulley also decreases rapidly.
したがって、単に駆動側プーリの油圧を低くしただけで
は迅速なシフトダウンは不可能となり、車両停止までに
再発進可能な低速比へ戻り得ず、エンストを起こすこと
になる。Therefore, by simply lowering the oil pressure of the driving pulley, a quick downshift will not be possible, and the vehicle will not be able to return to a low speed ratio at which it can restart before it stops, resulting in engine stalling.
特に、コーストダウンの問題は無潤滑の引張駆動式Ｖベ
ルトを使用した無段変速機において重大であり、この種
の無段変速機ではＶベルトとプーリとの摩擦係数が高い
ので、車両停止状態において従動側プーリの油圧を多少
上げても容易に低速比へ移行させることができず、何時
までも再発進ができないことになる。In particular, the problem of coast down is serious in continuously variable transmissions that use an unlubricated tension-driven V-belt.In this type of continuously variable transmission, the coefficient of friction between the V-belt and the pulley is high, so the problem is that the vehicle is at a standstill. Even if the oil pressure of the driven pulley is increased a little, it is not possible to easily shift to a low speed ratio, and the engine cannot be restarted forever.
したがって、コーストダウン時には駆動側プーリの油圧
を下げるだけでなく、従動側プーリの油圧を伝達トルク
に応じた定常時の油圧より高くすれば、駆動側プーリと
従動側プーリの推力差を大きくでき、低速比への変速を
促進できる。ところが、極端なコーストダウン時、部ち
雪道などを走行中に車輪がロックしたような場合には、
上記のように従動側プーリの油圧を定常時の油圧より高
くしても、車輪停止までに低速比へ戻すことは殆ど不可
能である。そして、低速比への変速が遅れれば、それに
伴ってエンジン回転数が急激に低下するため、エンスト
を回避できない。Therefore, when coasting down, in addition to lowering the hydraulic pressure of the driving pulley, by increasing the hydraulic pressure of the driven pulley higher than the steady state oil pressure according to the transmitted torque, the difference in thrust between the driving pulley and the driven pulley can be increased. Shifting to a lower speed ratio can be promoted. However, if the wheels lock up during an extreme coast down, or while driving on a snowy road,
Even if the oil pressure of the driven pulley is made higher than the normal oil pressure as described above, it is almost impossible to return to a low speed ratio before the wheels stop. If the shift to a low speed ratio is delayed, the engine speed will drop rapidly, making it impossible to avoid engine stalling.
本発明は上記問題点に鑑みてなされたもので、その目的
は、コーストダウン時における低速比への変速を可能な
限り迅速化し、しかもエンストを確実に防止できる発進
クラッチ付無段変速機の油圧制御装置を提供することに
ある。The present invention has been made in view of the above-mentioned problems, and its purpose is to provide a continuously variable transmission with a starting clutch that can speed up the shift to a low speed ratio during coastdown as quickly as possible, and reliably prevent engine stalling. The purpose is to provide a control device.
本発明にかかる発進クラッチ付無段変速機の油圧制御装
置は、Ｖベルトを駆動する駆動側プーリおよび従動側プ
ーリの一方に、変速比を制御するための変速比制御用油
室を設け、他方にトルク伝達に必要な負荷推力を制御す
るための負荷推力制御用油室を設けるとともに、伝達容
量を連続的に制御可能な油圧式発進クラッチを備えた発
進クラッチ付無段変速機において、上記負荷推力制御用
油室の油圧を制御するための負荷推力制御弁と、発進ク
ラッチの油圧を制御するためのクラッチ制御弁と、急減
速時に負荷推力制御弁とクラッチ制御弁とに油圧を出力
するコーストダウン制御弁とを備え、上記コーストダウ
ン制御弁の出力油圧は、負荷推力制御弁に対して低速比
方向への変速を促進する方向に作用するとともに、クラ
ッチ制御弁に対して発進クラッチの油圧を低下させる方
向に作用していることを特徴とするものである。A hydraulic control device for a continuously variable transmission with a starting clutch according to the present invention includes a gear ratio control oil chamber for controlling a gear ratio in one of a driving pulley and a driven pulley that drive a V-belt, and the other A continuously variable transmission with a starting clutch is equipped with a load thrust control oil chamber for controlling the load thrust necessary for torque transmission, and is equipped with a hydraulic starting clutch that can continuously control the transmission capacity. A load thrust control valve to control the oil pressure in the thrust control oil chamber, a clutch control valve to control the starting clutch oil pressure, and a coaster that outputs oil pressure to the load thrust control valve and clutch control valve during sudden deceleration. The output hydraulic pressure of the coast down control valve acts on the load thrust control valve in a direction to promote a shift toward a low speed ratio, and also acts on the clutch control valve to control the hydraulic pressure of the starting clutch. It is characterized in that it acts in the direction of decreasing it.
例えば、駆動側プーリに変速比制御用油室、従動側プー
リに負荷推力制御用油室を設けた場合を想定すると、本
発明では、コーストダウン時に従動側ブーりの油圧を定
常値より上げると共に、発進クラッチの伝達容量を定常
値より下げるのである。つまり、駆動側プーリと従動側
プーリの推力差を大きくするとともに、発進クラッチの
伝達容量を下げて無段変速機の負荷を下げることにより
、低速比への変速を相乗的°に向上させるものである。For example, assuming that the driving pulley is provided with an oil chamber for speed ratio control and the driven pulley is provided with an oil chamber for load thrust control, in the present invention, when coasting down, the oil pressure of the driven side boolean is raised above the steady value, and , the transmission capacity of the starting clutch is lowered from its steady value. In other words, by increasing the thrust difference between the driving pulley and the driven pulley and lowering the transmission capacity of the starting clutch to reduce the load on the continuously variable transmission, the shift to a low speed ratio is synergistically improved. be.
しかも、発進クラッチの伝達容量を下げることにより、
車輪ロック時のような極端なコーストダウン時において
もエンストを確実に防止できる。Moreover, by lowering the transmission capacity of the starting clutch,
It is possible to reliably prevent engine stalling even during extreme coastdowns such as when the wheels are locked.
第１図は本発明にがかるＶベルト式無段変速機の概略構
成を示す。FIG. 1 shows a schematic configuration of a V-belt type continuously variable transmission according to the present invention.
図面において、エンジン１のクランク軸２はフライホイ
ール３およびダンパ機構４を介して入力軸５に接続され
ている。入力軸５上には直結クラッチ６と、回転自在な
直結駆動ギヤ７とが設けられており、直結クラッチ６は
直結駆動時に直結駆動ギヤ７を入力軸５に対して連結す
る。入力軸５の端部には外歯ギヤ８が固定されており、
この外歯ギヤ８は無段変速装置ｌＯの駆動軸１１に固定
された内歯ギヤ９と噛み合い、入力軸５の動力を減速し
て駆動軸１１に伝達している。In the drawing, a crankshaft 2 of an engine 1 is connected to an input shaft 5 via a flywheel 3 and a damper mechanism 4. A direct coupling clutch 6 and a rotatable direct coupling drive gear 7 are provided on the input shaft 5, and the direct coupling clutch 6 couples the direct coupling drive gear 7 to the input shaft 5 during direct coupling driving. An external gear 8 is fixed to the end of the input shaft 5.
This externally toothed gear 8 meshes with an internally toothed gear 9 fixed to a drive shaft 11 of the continuously variable transmission lO, and transmits the reduced power of the input shaft 5 to the drive shaft 11.
無段変速装置１０は駆動軸１１に設けた駆動側プーリ１
２と、従動軸１３に設けた従動側プーリ１４と、両ブー
り間に巻き掛けたＶベルト１５とで構成されている。駆
動側プーリ１２は固定シーブ１２ａと可動シーブ１２ｂ
とを有しており、可動シーブ１２ｂの背後には変速比を
制御するための変速比制御用油室１６が設けられている
。一方、従動側プーリ１４も駆動側ブー１月２と同様に
、固定シーブ１４ａと可動シーブ１４ｂとを有しており
、可動シーブ１４ｂの背後にはトルク伝達に必要な負荷
推力をＶベルト１５に与える負荷推力制御用油室１７が
設けられている。上記変速比制御用油室１６および負荷
推力制御用油室１７の油圧は、後述する油圧＋＋制御装
置によりｉＩＩ御される。The continuously variable transmission 10 includes a drive pulley 1 provided on a drive shaft 11.
2, a driven pulley 14 provided on the driven shaft 13, and a V-belt 15 wound between both the bobbins. The drive pulley 12 has a fixed sheave 12a and a movable sheave 12b.
A gear ratio control oil chamber 16 for controlling the gear ratio is provided behind the movable sheave 12b. On the other hand, the driven pulley 14 also has a fixed sheave 14a and a movable sheave 14b, similar to the drive side pulley 2. Behind the movable sheave 14b, the load thrust necessary for torque transmission is transferred to the V-belt 15. An oil chamber 17 for controlling the load thrust is provided. The oil pressure in the gear ratio control oil chamber 16 and the load thrust control oil chamber 17 is controlled by a hydraulic pressure ++ control device, which will be described later.
従動軸１３の外周には中空軸１９が回転自在に支持され
ており、従動軸１３と中空軸１９とは発進クラッチ２０
によって断続される。この発進クラッチ２０はベルト駆
動時に締結あるいは緩保合され、直結駆動時には遮断さ
れる。前進用ギヤ２１は従動軸１３上に、後進用ギヤ２
２は中空軸１９上にそれぞれ回転自在に支持されており
、前後進切換用ドッグクラッチ２３によって前進用ギヤ
２１又は後進用ギヤ２２のいずれか一方を中空軸１９と
連結するようになっている。後進用アイドラ軸２４には
後進用ギヤ２２に噛み合う後進用アイドラギヤ２５と、
別の後進用アイドラギヤ２６とが固定されている。また
、減速軸２７には上記直結駆動ギヤ７と前進用ギヤ２１
と後進用アイドラギヤ２６とに同時に噛み合う減速ギヤ
２８と、終減速ギヤ２９とが固定されており、終減速ギ
ヤ２９はディファレンシャル装置ｆ３０のリングギヤ３
１に噛み合い、動力を出力軸３２に伝達している。A hollow shaft 19 is rotatably supported on the outer periphery of the driven shaft 13, and the driven shaft 13 and the hollow shaft 19 are connected to a starting clutch 20.
Interrupted by This starting clutch 20 is engaged or loosely engaged during belt drive, and is disconnected during direct drive. The forward gear 21 is mounted on the driven shaft 13, and the reverse gear 2
2 are rotatably supported on a hollow shaft 19, and either the forward gear 21 or the reverse gear 22 is connected to the hollow shaft 19 by a forward/reverse switching dog clutch 23. The reverse idler shaft 24 includes a reverse idler gear 25 that meshes with the reverse gear 22;
Another reverse idler gear 26 is fixed. Further, the reduction shaft 27 is provided with the above-mentioned direct drive gear 7 and the forward gear 21.
A reduction gear 28 and a final reduction gear 29 are fixed, which mesh with the reverse idler gear 26 at the same time, and the final reduction gear 29 is connected to the ring gear 3 of the differential device f30.
1 and transmits power to the output shaft 32.
上記直結機構付無段変速機において、入力軸５、直結ク
ラッチ６、直結駆動ギヤ７、減速ギヤ２８、終減速ギヤ
２９、ディファレンシャル装置３０、出力軸３２は直結
駆動経路を構成し、入力軸５、外歯ギヤ８、内歯ギヤ９
、無段変速装置１ｏ、発進クラッチ２０、前進用ギヤ２
１ミ減速ギヤ２８、終減速ギヤ２９、ディファレンシャ
ル装置３０、出力軸３２は無段変速経路（前進時）を構
亭している。そして、直結駆動経路における入力軸５と
出力軸３２間の直結伝達比ｉ、は、無段変速経路におけ
る入力軸５と出力軸３２間の最高速比１ ＋ｅＬａの近
傍に設定されている。In the continuously variable transmission with a direct coupling mechanism, the input shaft 5, the direct coupling clutch 6, the direct coupling drive gear 7, the reduction gear 28, the final reduction gear 29, the differential device 30, and the output shaft 32 constitute a direct coupling drive path, and the input shaft 5 , external gear 8, internal gear 9
, continuously variable transmission 1o, starting clutch 20, forward gear 2
The 1 mm reduction gear 28, the final reduction gear 29, the differential device 30, and the output shaft 32 form a continuously variable transmission path (during forward movement). The direct transmission ratio i between the input shaft 5 and the output shaft 32 in the direct drive path is set near the maximum speed ratio 1+eLa between the input shaft 5 and the output shaft 32 in the continuously variable transmission path.
第２図は油圧制御装置を示し、大略、第１ｙ４圧弁１０
０ 、？ ニュ７７Ｌ／弁１１０、第２調圧弁１２ｏ、
直結制御弁１３０、三方弁１４０、前後進切換ピストン
１５０、クラッチ制御弁１６０、油圧切換弁１８０ 、
変速比制御弁１９０１コーストダウン制御弁２００ 、
負荷推力制御弁２１０、コントローラ３００、変速比制
御用を磁弁３０１、負荷推力制御用電磁弁３ｏ２、直結
制御用電磁弁３０３で構成されている。Figure 2 shows the hydraulic control device, roughly 1y4 pressure valve 10.
0,? New 77L/valve 110, second pressure regulating valve 12o,
Direct connection control valve 130, three-way valve 140, forward/reverse switching piston 150, clutch control valve 160, hydraulic switching valve 180,
Gear ratio control valve 1901 coastdown control valve 200,
It is composed of a load thrust control valve 210, a controller 300, a magnetic valve 301 for speed ratio control, a solenoid valve 3o2 for load thrust control, and a solenoid valve 303 for direct control.
オイルポンプ３３は油溜３４から吸い上げた油を第１調
圧弁１００の右端ボート１０１と中間ポート１０２に吐
出しており、右端ボート１０１の油圧によりスプール１
０３はスプリング１０４に抗して左方へ移動し、スプー
ル１０３のランド１０３ａが図面で示す位置に達すると
中間ボート１０２とドレンボート１０５とが連通し、油
はオイルポンプ３３の吸い込み側へ戻される。したがっ
て、スプール１０３はこの位置で釣り合い、オイルポン
プ３３の吐出油圧は所定のライン圧ＰＬに調圧される。The oil pump 33 sucks up oil from the oil reservoir 34 and discharges it to the right end boat 101 and the intermediate port 102 of the first pressure regulating valve 100.
03 moves to the left against the spring 104, and when the land 103a of the spool 103 reaches the position shown in the drawing, the intermediate boat 102 and the drain boat 105 communicate with each other, and the oil is returned to the suction side of the oil pump 33. . Therefore, the spool 103 is balanced at this position, and the discharge oil pressure of the oil pump 33 is regulated to a predetermined line pressure PL.
なお、中間ポート１０２の対応位置に設けたボート１０
７とボート１０８は潤滑ボートである。上記スプリング
１０４を収容した費圧室１０９には後述する負荷推力制
御弁２１０から負荷推力制御油圧Ｐ、が導かれ、ライン
圧ＰＬを負荷推力制御油圧Ｐ８とスプリング１０４の荷
重との和に釣り合った油圧に調圧している。したがって
、負荷推力制御油圧Ｐ、が上昇するとライン圧ＰＬも上
昇し、これに伴って負荷推力制御油圧Ｐ、は相乗的に上
昇し、低速比への変速を迅速化できる。Note that the boat 10 provided at a position corresponding to the intermediate port 102
7 and boat 108 are lubricated boats. A load thrust control hydraulic pressure P is introduced from a load thrust control valve 210 (described later) to the pressure chamber 109 housing the spring 104, and the line pressure PL is balanced with the sum of the load thrust control hydraulic pressure P8 and the load of the spring 104. The hydraulic pressure is adjusted. Therefore, when the load thrust control oil pressure P increases, the line pressure PL also increases, and accordingly, the load thrust control oil pressure P increases synergistically, making it possible to speed up the shift to a low speed ratio.
マニュアル弁１１０は、シフトレバ−と連動してＦ’、
Ｒ，Ｎ、Ｄ、Ｌの各位置に作動されるスプール１１１を
有しており、このスプール１１１により入力ポート１１
２から２個の出力ボート１１３．１１４へ油路を選択的
に切り換えるようになっている０例えばＤレンジにおい
ては図示するようにポート１１３からライン圧が出力さ
れ、ポート１１４はドレンされる。ＬレンジはＤレンジ
と同様であり、Ｒレンジではポート１１３がドレンされ
、ポート１１４からライン圧が出力される。さらに、Ｐ
レンジではランド１ｌｌａによって入力ポート１１２が
閉じられ、Ｎレンジでは入力ポート１１２と出力ボート
１１３．１１４の間がランド１ｌｌａ、１ｌｌｂによっ
て遮断されるので、いずれの出力ポートもドレンされる
。The manual valve 110 operates in conjunction with the shift lever to operate F',
It has a spool 111 that is operated at each position of R, N, D, and L, and this spool 111 allows the input port 11 to be
For example, in the D range, line pressure is output from the port 113 and drained from the port 114, as shown in the figure. The L range is similar to the D range, and in the R range, port 113 is drained and line pressure is output from port 114. Furthermore, P
In the range, the input port 112 is closed by the land 1lla, and in the N range, the input port 112 and the output ports 113, 114 are blocked by the lands 1lla and 1llb, so that both output ports are drained.
第２ｉｊｉ圧弁１２０のスプール１２１．はスプリング
１２２により左方へ付勢されており、スプール１２１は
第１調圧弁１００からライン圧が入力された入力ポート
１２３とドレンボート１２４とを選択的に開閉し、出力
ポート１２５より油圧Ｐ、を出力している。出力油圧Ｐ
、はスプール１２１の内部に設けた連通孔１２１ａを介
して左端室１２６にフィードバックされており、これに
より出力油圧Ｐ０はスプリング荷重のみに釣り合った一
定圧に調圧される。上記出力油圧Ｐ、は３個の電磁弁３
０１，３０２．３０３に入力されている。The spool 121 of the second iji pressure valve 120. is urged leftward by a spring 122, and the spool 121 selectively opens and closes the input port 123 into which line pressure is input from the first pressure regulating valve 100 and the drain boat 124, and the hydraulic pressure P, from the output port 125. is outputting. Output oil pressure P
, are fed back to the left end chamber 126 through a communication hole 121a provided inside the spool 121, whereby the output oil pressure P0 is regulated to a constant pressure that is balanced only by the spring load. The above output oil pressure P is the three solenoid valves 3.
It is input at 01,302.303.
直結制御弁１３０は直結クラッチ６を制御するための弁
であり、スプリング１３２にて左方へ付勢されたスプー
ル１３１を有している。直結駆動時（図面下半分に示す
）には、上記スプリング荷重と、左端室１３３に導かれ
る直結制御用電磁弁３０３の信号油圧Ｐ、とが対向して
、スプール１３１はマニュアル弁１１０からライン圧が
入力される入力ポート１３４とドレンポート１３５とを
選択的に開閉し、出力ポート１３６より油圧Ｐ、を直結
クラッチ６と後述するクラッチ制御弁１６０のポート１
６２とに出力している。出力油圧Ｐ、はスプール１３１
の内部に設けた連通孔１３１ａを介してスプリング１３
２を配置した右端室１３７にフィードバックされており
、これにより出力油圧ｐｓとスプリング荷重との和と、
信号油圧Ｐ３とが釣り合う。なお、上記入力ポート１３
４にはマニュアル弁１１０の出力ポート１１３から前進
時（Ｄ、Ｌ）のみライン圧ＰＬが入力されるので、その
他のレンジ、特にＲレンジにおいては信号油圧Ｐ３に関
係なく出力油圧Ｐｓは零となり、直結駆動にはならない
、ベルト駆動時（図面上半分に示す）には、ポート１３
８にクラッチ制御弁１６Ｇの出力油圧Ｐ４が入力される
ので、スプール１３１は強制的に左端位置に移動せしめ
られ、直結制御用電磁弁２０３の作動に関係なく直結ク
ラッチ６の油圧Ｐ、はドレンされる。The direct coupling control valve 130 is a valve for controlling the direct coupling clutch 6, and has a spool 131 biased leftward by a spring 132. During direct drive (shown in the lower half of the drawing), the spring load and the signal hydraulic pressure P of the direct control solenoid valve 303 led to the left end chamber 133 are opposed to each other, and the spool 131 receives line pressure from the manual valve 110. The input port 134 and the drain port 135 are selectively opened and closed, and the hydraulic pressure P from the output port 136 is connected to the direct coupling clutch 6 and the port 1 of the clutch control valve 160, which will be described later.
62. Output oil pressure P is spool 131
The spring 13 is connected through a communication hole 131a provided inside the
This is fed back to the right end chamber 137 where 2 is placed, and as a result, the sum of the output oil pressure ps and the spring load,
The signal oil pressure P3 is balanced. In addition, the above input port 13
4, the line pressure PL is input from the output port 113 of the manual valve 110 only during forward movement (D, L), so in other ranges, especially in the R range, the output oil pressure Ps is zero regardless of the signal oil pressure P3. When using belt drive (shown in the upper half of the drawing), which does not result in direct drive, port 13
Since the output oil pressure P4 of the clutch control valve 16G is inputted to 8, the spool 131 is forcibly moved to the left end position, and the oil pressure P of the direct connection clutch 6 is drained regardless of the operation of the direct connection control solenoid valve 203. Ru.
なお、直結制御弁１３０は、万一■ベルト１５が破損し
て通常の発進が不可能となった場合に、直結制御用電磁
弁３０３をデユーティ制御することにより、直結クラッ
チ６への油圧Ｐ、を緩やかに立ち上げ、直結駆動経路を
介して緊急発進を行うことが可能である。In addition, the direct coupling control valve 130 controls the hydraulic pressure P to the direct coupling clutch 6 by controlling the direct coupling control solenoid valve 303 on duty in the unlikely event that the belt 15 is damaged and normal starting is impossible. It is possible to slowly start up the vehicle and perform an emergency start via the direct drive path.
三方弁１４０は、マニュアル弁１１０の出力ポート１１
３から直結制御弁１３００Åカボート１３４を介して前
進時のライン圧Ｐｔが導かれる入力ポート１４１と、マ
ニュアル弁１１０の出力ポート１１４から後述する油圧
切換弁１８０を介して後退時のライン圧ＰＬが導かれる
入力ポート１４２と、クラッチ制御弁１６０の入力ポー
ト１６３に油圧を出力する出カポ−）１４３とを有し、
上記入カポ−Ｈ４１，１４２に選択的に入力される油圧
によりボール１４４が反転動作し、油圧を選択的に出力
する。The three-way valve 140 is connected to the output port 11 of the manual valve 110.
3 through a direct-coupled control valve 1300Å cover 134, and an input port 141 to which the line pressure Pt during forward movement is introduced, and a line pressure PL during backward movement is introduced from the output port 114 of the manual valve 110 through a hydraulic switching valve 180, which will be described later. and an output port 143 that outputs hydraulic pressure to the input port 163 of the clutch control valve 160.
The ball 144 is reversed by the hydraulic pressure selectively input to the input capos H41 and 142, and selectively outputs the hydraulic pressure.
前後進切換ピストン１５０は左右の油室１５１．１５２
に作用する油圧によって移動自在なピストン部材１５３
を有し、このピストン部材１５３には前後進切換用ドッ
グクラッチ２３を作動させるフォークシャフト１５４が
連結されている。フォークシャフト１５４はスプリング
１５５によって常に前進位置へ付勢されている。上記右
室１５２にマニュアル弁１１０の出力ポート１１３から
直結制御弁１３０の入力ボート１３４を介して前進時に
ライン圧ＰＬが導かれた時には図面上半分に示す状態と
なり、左室１５１にマニュアル弁１１Ｇの出力ポート１
１４から後述する油圧切換弁１８０を介して後退時にラ
イン圧ＰＬが導かれた時には図面下半分に示す状態とな
る。なお、右室１５２は一方弁１５６を介して外部の油
中と接続されており、ＲレンジからＰまたはＮレンジに
切り換えた時、スプリング１５５によりピストン部材１
５３が前進位置へ動作する際の作動時間を短縮している
。The forward and backward switching piston 150 has left and right oil chambers 151 and 152.
A piston member 153 that is movable by hydraulic pressure acting on the piston member 153
A fork shaft 154 is connected to this piston member 153 to operate a dog clutch 23 for forward/reverse switching. Fork shaft 154 is always urged toward the forward position by spring 155. When the line pressure PL is introduced into the right chamber 152 from the output port 113 of the manual valve 110 via the input boat 134 of the direct control valve 130 during forward movement, the state shown in the upper half of the drawing is reached, and the manual valve 11G is introduced into the left chamber 151. Output port 1
When the line pressure PL is introduced from 14 through a hydraulic switching valve 180, which will be described later, during reversing, the state shown in the lower half of the drawing is reached. The right chamber 152 is connected to the outside oil via a one-way valve 156, and when the R range is switched to the P or N range, the piston member 1 is moved by the spring 155.
53 to the forward position is shortened.
クラッチ制御弁１６０は発進クラッチ２０を制御するた
めの弁であり、合計６個のポート１６２〜１６７を形成
したスリーブ１６１を有し、スリーブ１６１内にはスプ
ール１６８が摺動自在に配置されている。The clutch control valve 160 is a valve for controlling the starting clutch 20, and has a sleeve 161 in which a total of six ports 162 to 167 are formed, and a spool 168 is slidably disposed within the sleeve 161. .
スプール１６８は左方から第１スプリング１６９にて付
勢され、右方から第２スプリング１７０および第３スプ
リング１７１にて付勢され、第２．第３スプリング１７
０．１７１の荷重の和は第１スプリング１６９の荷重よ
り大きい、ポート１６２には直結制御弁１３０より油圧
Ｐ、が入力され、入力ポート１６３には三方弁１４０か
ら前進油圧または後退油圧が入力され、ポート１６４は
発進クラッチ２０と直結制御弁１３０の信号油圧ポート
１３８とに油圧Ｐ４を出力し、ポート１６５はドレンポ
ートである。また、ポート１６６は後述するコーストダ
ウン制御弁２００の出力ポート２０６と接続され、右端
のポート１６７には負荷推力制御用電磁弁３０２から信
号油圧Ｐ２が導かれている。なお、電磁弁３０２とポー
ト１６７との間にはオリフィス３５と一方弁３６とが並
列に接続され、オリフィス３５が信号油圧Ｐ２の脈動を
低減するとともに、電磁弁３０２がＯＦＦした時に信号
油圧Ｐ２を一方弁３６を介してドレンするので、発進ク
ラッチ２０の切れ不良を解消できる。第１スプリング１
６９を収容した室１７２には出力油圧Ｐ４がスプール１
６８の内部に形成した連通孔１６８ａを介してフィード
バックされている。また、スプール１６８の右端部には
第４スプリング１７３を間にしてピストン１７４が摺動
自在に配置され、右端ポート１６７に入力された信号油
圧Ｐ２はピストン１７４および第４スプリング１７３を
介してスプール１６８を左方へ押し、信号油圧Ｐ□の脈
動を一種のアキュムレータ機構により吸収している。な
お、第４スプリング１７３を収容した室はスプール１６
８の連通孔１６８ｂを介して、ドレンポート１６５と連
通している。The spool 168 is biased from the left by a first spring 169, biased from the right by a second spring 170 and a third spring 171, and is biased from the right by a second spring 170 and a third spring 171. Third spring 17
The sum of the loads of 0.171 is greater than the load of the first spring 169.The port 162 receives the oil pressure P from the direct control valve 130, and the input port 163 receives the forward oil pressure or the backward oil pressure from the three-way valve 140. , port 164 outputs hydraulic pressure P4 to starting clutch 20 and signal hydraulic port 138 of direct connection control valve 130, and port 165 is a drain port. Further, the port 166 is connected to an output port 206 of a coast down control valve 200, which will be described later, and a signal hydraulic pressure P2 is led from a load thrust control electromagnetic valve 302 to the right end port 167. Note that an orifice 35 and a one-way valve 36 are connected in parallel between the solenoid valve 302 and the port 167, and the orifice 35 reduces the pulsation of the signal oil pressure P2 and also changes the signal oil pressure P2 when the solenoid valve 302 is turned off. Since the water is drained through the one-way valve 36, poor disengagement of the starting clutch 20 can be eliminated. 1st spring 1
The output hydraulic pressure P4 is in the chamber 172 that accommodates the spool 69.
Feedback is provided through a communication hole 168a formed inside 68. A piston 174 is slidably disposed at the right end of the spool 168 with a fourth spring 173 in between, and the signal hydraulic pressure P2 input to the right end port 167 is passed through the piston 174 and the fourth spring 173 to the spool 168. is pushed to the left, and the pulsation of the signal oil pressure P□ is absorbed by a kind of accumulator mechanism. Note that the chamber housing the fourth spring 173 is the spool 16.
It communicates with the drain port 165 through the communication hole 168b of No. 8.
第１スプリング１６９の背後は、スリーブ１６１の左端
部に摺動自在に嵌合したプラグ１７５により支持されて
おり、プラグ１７５の背後はクリープ調整ボルト１７６
にて支持されている。そして、ボルト１７６を回すこと
により第１スプリング１６９の荷重を増減し、発進クラ
ッチ２０のクリープトルクを微調整し得るようになって
いる。The back of the first spring 169 is supported by a plug 175 that is slidably fitted to the left end of the sleeve 161, and the back of the plug 175 is supported by a creep adjustment bolt 176.
It is supported by By turning the bolt 176, the load on the first spring 169 can be increased or decreased, and the creep torque of the starting clutch 20 can be finely adjusted.
クラッチ制御弁１６０の第２図上半分はベルト駆動の発
進時を示し、ベルト駆動時には直結制御用電磁弁３０３
がＯＦＦ （Ｐｓ 〜０） 、負荷推力制御用電磁弁３
０２が作動中（Ｐ ｚ −０〜３ ｋｇ／ｃｔａ” ）
であるため、発進クラッチ２０には負荷推力制御用電磁
弁３０２の信号油圧Ｐよと第２．第３スプリング１７０
、１７１の荷重の和と、第１スプリング１６９の荷重と
室１７２にフィードバックされた出力油圧Ｐ４の和とが
対向し、出力油圧Ｐ、が調圧される。出力油圧Ｐ４は発
進クラッチ２０の他に、直結制御弁１３０のポート１３
８にも入力されるので、直結制御弁１３０は第２図上半
分に示すように左端位置へ移動し、直結クラッチ６は必
ず遮断される。The upper half of the clutch control valve 160 in FIG.
is OFF (Ps ~ 0), solenoid valve 3 for load thrust control
02 is in operation (Pz -0~3 kg/cta")
Therefore, the starting clutch 20 receives the signal oil pressure P and the second oil pressure of the load thrust control solenoid valve 302. Third spring 170
, 171, the load of the first spring 169, and the sum of the output oil pressure P4 fed back to the chamber 172, and the output oil pressure P is regulated. The output oil pressure P4 is supplied to the starting clutch 20 as well as to the port 13 of the direct control valve 130.
8 is also input, so the direct coupling control valve 130 moves to the left end position as shown in the upper half of FIG. 2, and the direct coupling clutch 6 is always disconnected.
走行レンジ（Ｄ、Ｌ、Ｒ）のアイドリング時には、右端
ポート１６７に入力される信号油圧Ｐ２が０となるが、
第１スプリング１６９と第２．第３スプリング１７０．
１７１の荷重差に応じた油圧Ｐ４が発進クラッチ２０へ
出力されるので、発進クラッチ２０は一定のクリープト
ルクを発生する。特に、第２スプリング１７０は形状記
憶合金からなり、暖機時にはスプリング荷重は一定であ
るが、冷間時には温度の低下につれてスプリング荷重が
暖機時より低くなるように設定されているので、クラッ
チ制御弁１６Ｇの出力油圧Ｐ、も低（調圧される。した
がって、冷間時の摩擦係数やオイル粘度の上昇によるク
リープトルクの上昇を、発進クラッチ２０の伝達容量を
小さくすることにより補正し、冷間時。During idling in the driving range (D, L, R), the signal oil pressure P2 input to the right end port 167 becomes 0, but
The first spring 169 and the second spring. Third spring 170.
Since the hydraulic pressure P4 corresponding to the load difference of 171 is output to the starting clutch 20, the starting clutch 20 generates a constant creep torque. In particular, the second spring 170 is made of a shape memory alloy, and the spring load is constant when warmed up, but when it is cold, the spring load is set to be lower as the temperature decreases, so clutch control is possible. The output oil pressure P of the valve 16G is also low (pressure regulated). Therefore, the increase in creep torque due to the increase in the friction coefficient and oil viscosity during cold conditions is corrected by reducing the transmission capacity of the starting clutch 20, and time.
暖機時に関係なくほぼ一定のクリープトルクに制 制
御できる。Creep torque can be controlled to be almost constant regardless of the warm-up period.
クラッチ制御弁１６０の第２図下半分は直結駆動時を示
し、負荷推力制御用電磁弁３０２がＯＦＦ（Ｐｇ−０）
、直結制御用電磁弁３０３がＯＮ （Ｐｓ ＝ ３ ｋ
ｇ／ｃｍ”） Ｉ、ているので、直結制御弁１３０が第
２図下半分に示すように作動し、直結制御弁１３０の出
力油圧Ｐ、が信号油圧ポート１６２に入力されてスプー
ル１６８が強制的に右端位置に移動セしめられる。した
がって、直結制御弁１３０から油圧Ｐ、が直結クラッチ
６に出力されて直結クラッチ６が締結され、クラッチ制
御弁１６０の出力油圧Ｐ４はドレンされるので、発進ク
ラッチ２ｏは遮断される。このように直結制御弁１３０
とクラッチ制御弁１６０は、出力油圧Ｐａ、Ｐｓを互い
のポート１３８、１６２に導くことにより、発進クラッ
チ２０と直結クラッチ６のいずれか一方にのみ油圧を供
給することができ、所謂ダブルクラッチを防止できる。The lower half of the clutch control valve 160 in Fig. 2 shows the state during direct drive, and the solenoid valve 302 for load thrust control is OFF (Pg-0).
, the direct control solenoid valve 303 is ON (Ps = 3 k
g/cm") I, the direct-coupled control valve 130 operates as shown in the lower half of FIG. Therefore, the hydraulic pressure P from the direct coupling control valve 130 is output to the direct coupling clutch 6, and the direct coupling clutch 6 is engaged, and the output hydraulic pressure P4 of the clutch control valve 160 is drained, so that the engine starts. The clutch 2o is disconnected.In this way, the direct connection control valve 130
By guiding the output hydraulic pressures Pa and Ps to the respective ports 138 and 162, the clutch control valve 160 can supply hydraulic pressure only to either the starting clutch 20 or the direct clutch 6, thereby preventing so-called double clutching. can.
油圧切換弁１８０は後退油路と潤滑油路とを切り換える
ための弁であり、スプリング１８１により左方へ付勢さ
れたスプール１８２を有している。油圧切換弁１８０は
６個のボー目８３〜１８８を有し、左端ポート１８３に
は変速比制御用電磁弁３０１の信号油圧Ｐ、が入力され
ている。変速比制御用電磁弁３０１の信号油圧Ｐ１が一
定値（例えば１．３ ｋｇ／ｃｍりを越えるまでは、図
中上半分に示すようにスプール１８２は左端位置にある
。つまり、変速比制御用電磁弁３０１の信号油圧Ｐ、は
低速比近傍ではスプリング荷重より低いので、スプール
１８２は左端位置にあり、ポート１８４．１８５を連通
させ、マニュアル弁１１０の出カポ−） １１４から出
力される後退油圧を三方弁１４０と前後進切換ピストン
１５０へと供給する。同時にポー） １８６．１８７が
連通ずるので、第１調圧弁１００から出力された潤滑油
は上記ポート１８６，１８７ 、およびオイルクーラー
３７を介して直接発進クラッチ２０に導かれる。つまり
、低速比位置では発進時のように発進クラッチ２０は半
クラツチ状態にある場合が多いので、多量の潤滑油を発
進クラッチ２０に導き、発熱を防止する。The hydraulic switching valve 180 is a valve for switching between a retreat oil path and a lubricating oil path, and has a spool 182 biased leftward by a spring 181. The hydraulic pressure switching valve 180 has six bores 83 to 188, and the signal hydraulic pressure P of the solenoid valve 301 for speed ratio control is input to the left end port 183. Until the signal oil pressure P1 of the solenoid valve 301 for gear ratio control exceeds a certain value (for example, 1.3 kg/cm), the spool 182 is at the left end position as shown in the upper half of the figure. Since the signal oil pressure P of the solenoid valve 301 is lower than the spring load in the vicinity of the low speed ratio, the spool 182 is at the left end position and communicates with the ports 184 and 185, so that the reverse oil pressure output from the output port 114 of the manual valve 110 is is supplied to the three-way valve 140 and the forward/reverse switching piston 150. At the same time, ports 186 and 187 are in communication, so the lubricating oil output from the first pressure regulating valve 100 is directly guided to the starting clutch 20 via the ports 186, 187 and the oil cooler 37. In other words, at a low speed ratio position, the starting clutch 20 is often in a half-engaged state as at the time of starting, so a large amount of lubricating oil is introduced to the starting clutch 20 to prevent heat generation.
また、変速比制御用電磁弁３０１の信号油圧Ｐ。Moreover, the signal oil pressure P of the solenoid valve 301 for speed ratio control.
が一定値（例えば１．３ ｋｇ／ｃｍ”）を越えると、
図中下半分に示すようにスプール１８２は右端位置へ移
動する。つまり、高速比へ変速されると、変速比制御用
電磁弁３０１の信号油圧Ｐ、はスプリング荷重より大き
くなるので、スプール１８２は右端位置へ移動し、ポー
ト１８４を閉じてポート１８５をドレンポート１８８と
連通させる。したがって、高速走行時にチェンジレバ−
を誤ってＤレンジからＲレンジへ切り換えても、後退油
圧系は上記のように完全に遮断されるので、前後進切換
ピストン１５０が後退位置へ変化しない、同時にポート
１８６も閉じられるので、潤滑油をオリフィス３８を介
して発進クラッチ２０に導く、つまり、高速比位置では
発進クラッチ２０が締結しているので、潤滑の必要性が
低く、オリフィス３８を介して徐々に潤滑油を供給する
。なお、直結クラッチ６は、緊急発進時以外は半クラツ
チ状態が存在しないので、潤滑油は常にオリフィス３９
を介して供給する。exceeds a certain value (for example, 1.3 kg/cm"),
As shown in the lower half of the figure, the spool 182 moves to the right end position. In other words, when the gear is shifted to a high speed ratio, the signal oil pressure P of the gear ratio control solenoid valve 301 becomes larger than the spring load, so the spool 182 moves to the right end position, closes the port 184, and connects the port 185 to the drain port 188. communicate with. Therefore, when driving at high speed, the change lever
Even if you accidentally switch from the D range to the R range, the reverse hydraulic system is completely shut off as described above, so the forward/reverse switching piston 150 will not change to the reverse position. At the same time, the port 186 will be closed, so the lubricating oil In other words, since the starting clutch 20 is engaged at the high-speed ratio position, the need for lubrication is low, and lubricating oil is gradually supplied through the orifice 38. In addition, since the direct coupling clutch 6 does not exist in a half-clutch state except during an emergency start, the lubricating oil is always kept in the orifice 39.
Supply via.
変速比制御弁１９０は駆動側プーリ１２の変速比制御用
油室１６の油圧を制御する弁であり、スプリング１９１
により左方へ付勢されたスプール１９２を有している。The gear ratio control valve 190 is a valve that controls the oil pressure of the oil chamber 16 for controlling the gear ratio of the driving pulley 12, and the spring 191
It has a spool 192 biased leftward by.
左端室１９３には変速比制御用電磁弁３０１の信号油圧
Ｐ１が上記油圧切換弁１８０のポート１８３を経由して
入力されており、信号油圧Ｐ、が一定値（例えば１．０
ｋｇ／ｃｍ”）以下の時には、スプリング荷重が信号
油圧Ｐ、より大きいので、スプール１９２は図中上半分
に示すように左端位置にある。したがうて、ライン圧Ｐ
ｔが入力された入力ポート１９４が閉じられ、出力ポー
ト１９５がドレンボート１９６と連通するので、変速比
制御油圧Ｐｈはドレンされる。変速比制御用電磁弁３０
１の信号油圧Ｐ、が一定値を越えると、スプール１９２
はスプリング荷重に打ち勝ワて図中下半分に示すように
右方へ移動し、スプール１９２が入力ポート１９４とド
レンボート１９６とを選択的に開閉する位置の近傍で維
持される。そして、出力油圧Ｐ４は信号油圧ポート１９
７にフィードバックされているので、出力油圧Ｐ、とス
プリング荷重との和と、信号油圧Ｐｔ とが釣り合うよ
うに調圧される。The signal oil pressure P1 of the solenoid valve 301 for speed ratio control is input to the left end chamber 193 via the port 183 of the oil pressure switching valve 180, and the signal oil pressure P1 is set at a constant value (for example, 1.0
kg/cm"), the spring load is greater than the signal oil pressure P, so the spool 192 is at the left end position as shown in the upper half of the figure. Therefore, the line pressure P
The input port 194 into which t is input is closed, and the output port 195 communicates with the drain boat 196, so the gear ratio control oil pressure Ph is drained. Solenoid valve 30 for speed ratio control
When the signal oil pressure P of 1 exceeds a certain value, the spool 192
overcomes the spring load and moves to the right as shown in the lower half of the figure, and is maintained near the position where the spool 192 selectively opens and closes the input port 194 and the drain boat 196. The output oil pressure P4 is the signal oil pressure port 19.
7, the pressure is regulated so that the sum of the output oil pressure P and the spring load is in balance with the signal oil pressure Pt.
コーストダウン制御弁２００はコーストダウン時に低速
比への変速を促進するための弁であり、スプリング２０
１により右方ぺ付勢されたスプール２０２を有している
。信号油圧ポート２０３には変速比制御用電磁弁３０１
の信号油圧Ｐ、が上記油圧切換弁１８０のポート１８３
を経由して入力されており、信号油圧Ｐ、が一定値（例
えば１．０ ｋｇ／ｃｍ”）以下の時には、図中下半分
に示すようにスプール２０２がライン圧ＰＬが入力され
た入力ポート２０４とドレンボー） ２０５とを選択的
に開閉する位置の近傍で維持される。そして、出力ポー
ト２０６から出力される出力油圧Ｐ７はスプール２０２
の連通孔２０２ａを介して右端ボート２０７にフィード
バックされるので、出力油圧’Ｐ ’＋ と信号油圧Ｐ
、との和と、スプリング荷重とが釣り合うように調圧さ
れる。信号油圧Ｐ、が一定値を越えると、スプール２０
２はスプリング荷重に打ち勝って図中上半分に示すよう
に左端位置へ移動し、入力ポート２０４を閉じ、出力ポ
ート２０７がドレンボート２０５と連通ずる。The coastdown control valve 200 is a valve for promoting a shift to a low speed ratio during coastdown, and the spring 20
It has a spool 202 that is biased to the right by 1. The signal hydraulic port 203 is equipped with a solenoid valve 301 for speed ratio control.
The signal oil pressure P is the port 183 of the oil pressure switching valve 180.
When the signal oil pressure P is below a certain value (for example, 1.0 kg/cm"), the spool 202 is connected to the input port to which the line pressure PL is input, as shown in the lower half of the figure. 204 and Dorenbo) 205 are maintained near the position where they are selectively opened and closed.Then, the output hydraulic pressure P7 output from the output port 206 is output from the spool 202.
Since it is fed back to the right end boat 207 through the communication hole 202a, the output oil pressure 'P'+ and the signal oil pressure P
The pressure is adjusted so that the sum of , and the spring load are balanced. When the signal oil pressure P exceeds a certain value, the spool 20
2 overcomes the spring load and moves to the left end position as shown in the upper half of the figure, closes the input port 204, and the output port 207 communicates with the drain boat 205.
したがって、出力油圧Ｐ、は０となる。Therefore, the output oil pressure P becomes zero.
上記出力油圧Ｐ、は上記クラッチ制御弁１６０のボート
１６６と後述する負荷推力制御弁２１０のポート２１９
とに人力されており、特にクラッチ制御弁１６０のボー
ト１６６に出力油圧Ｐ７が入力されるとスプール１６８
は右方へ付勢されるので、発進クラッチ２０の油圧Ｐ４
は低下する。The output oil pressure P is the boat 166 of the clutch control valve 160 and the port 219 of the load thrust control valve 210, which will be described later.
In particular, when the output hydraulic pressure P7 is input to the boat 166 of the clutch control valve 160, the spool 168
is urged to the right, so the hydraulic pressure P4 of the starting clutch 20
decreases.
負荷推力制御弁２１０は従動側プーリＩ４の負荷推力制
御用油室１７の油圧Ｐ、を制御するための弁であり、主
スプール２１１と副スプール２１２とを有し、両スプー
ル２１１，２１２間にはスプリング２１３が介装されて
いる。負荷推力制御弁２１０には常時ライン圧ＰＬが入
力された入力ポート２１４と、負荷推力制御用油室１７
と第１調圧弁１００の背圧室１０９とに油圧Ｐｓを出力
する出力ポート２１５と、ドレンポー）２１６とが形成
され、出力油圧Ｐ、は主スプール２１１の連通孔２１１
ａを介して右端室２１７にフィードバックされている。The load thrust control valve 210 is a valve for controlling the oil pressure P of the load thrust control oil chamber 17 of the driven pulley I4, and has a main spool 211 and a sub spool 212, with a gap between the spools 211 and 212. A spring 213 is interposed. The load thrust control valve 210 has an input port 214 to which line pressure PL is constantly input, and an oil chamber 17 for load thrust control.
An output port 215 for outputting hydraulic pressure Ps to the back pressure chamber 109 of the first pressure regulating valve 100 and a drain port 216 are formed, and the output hydraulic pressure P is connected to the communication hole 211 of the main spool 211.
It is fed back to the right end chamber 217 via a.
したがって、出力油圧Ｐ。Therefore, the output oil pressure P.
は、副スプール２１２からスプリング２１３を介して主
スプール２１１に作用する右方向の荷重と釣り合うよう
に調圧される。副スプール２１２はスプリング２１８に
より右方へ付勢されており、このスプリング２１８を収
容したボート２１９には上記コーストダウン制御弁２０
０の出力油圧Ｐ、が入力され、さらに上記ポート２１９
に隣接するポート２２０には負荷推力制御用電磁弁３０
２から信号油圧Ｐ２が入力油圧される。したがって、主
スプール２１１に作用する右方向の荷重は、スプリング
２１８の荷重と信゛号油圧ｐ、、ｐ、との和がスプリン
グ２１３の荷重より小さい時にはスプリング２１３の荷
重のみで決定され（図面上半分に示す）、スプリング２
１８の荷重と信号油圧Ｐｇ、Ｐｔとの和がスプリング２
１３の荷重より大きくなると、スプリング２１８の荷重
と信号油圧Ｐｇ、Ｐｔとの和で決定される（図面下半分
に示す）、つまり、負荷推力制御用油室１７の油圧Ｐ、
は、発進クラッチ２０の油圧Ｐ４と共に上昇するととも
に、コーストダウン時にはさらに上昇して低速比への変
速を迅速化する。is regulated so as to balance the rightward load acting on the main spool 211 from the sub spool 212 via the spring 213. The sub spool 212 is biased to the right by a spring 218, and the boat 219 housing this spring 218 is equipped with the coast down control valve 20.
An output oil pressure P of 0 is input, and the port 219
A solenoid valve 30 for load thrust control is connected to the port 220 adjacent to the port 220.
2, the signal oil pressure P2 is input oil pressure. Therefore, the rightward load acting on the main spool 211 is determined only by the load of the spring 213 when the sum of the load of the spring 218 and the signal oil pressure p, , p is smaller than the load of the spring 213 (as shown in the drawing). (shown in half), spring 2
The sum of the load of 18 and the signal oil pressure Pg, Pt is the spring 2
13, the hydraulic pressure P of the load thrust control oil chamber 17 is determined by the sum of the load of the spring 218 and the signal oil pressures Pg and Pt (shown in the lower half of the drawing).
increases with the oil pressure P4 of the starting clutch 20, and further increases during coasting down to speed up the shift to a low speed ratio.
なお、負荷推力制御弁２１０の入力ポート２１４にはマ
ニュアノ？、弁１１０を経由せずに直接ライン圧Ｐ、が
入力している。その理由は、高速走行中にＮレンジに入
れた場合に双方のプーリ１２．１４の油圧がＯＦＦとな
り、■ベル′Ｆ１５が遠心力により弛むので、常にライ
ン圧ＰＬを入力することにより、プーリ１２．１４にＶ
ベルト１５が弛まないだけの最低圧をかけるためである
。In addition, the input port 214 of the load thrust control valve 210 is connected to a manual input port 214. , the line pressure P is input directly without going through the valve 110. The reason for this is that when the N range is set during high-speed driving, the oil pressure of both pulleys 12 and 14 is turned off, and the bell 'F15 loosens due to centrifugal force. .14 to V
This is to apply the minimum pressure necessary to prevent the belt 15 from loosening.
第３図はコントローラ３００のブロック図であり、３１
０はエンジン回転数Ｎ１−（入力軸４の回転数）を検出
するセンサ、３１１は車速Ｖ（出力軸３２の回転数）を
検出するセンサ、３１２は従動軸１３の回転数Ｎ、、ｔ
（発進クラッチ２０の入力回転数又は従動側プーリ１
４の回転数）を検出するセンサ、３１３はマニュアル弁
１１０のＰ、Ｒ，Ｎ、Ｄ、Ｌの各シフト位置を検出する
センサ、３１４はスロットル開度を検出するセンサであ
り、上記センサ３１０〜３１３の信号は入力インターフ
ェース３１５に入力され、センサ３１４の信号はＡ／Ｄ
変換器３１６でデジタル信号に変換される。３１７は中
央演算処理装置（ＣＰＵ）、３１８は各電磁弁３０１，
３０２，３０３を制御するためのプログラムやデータが
格納されたり一ドオンリメモリ（ＲＯＭ） 、３１９は
各センサから送られた信号やパラメータを一時的に格納
するランダムアクセスメモリ （ＲＡＭ） 、３２０は
出力インターフェースであり、これらＣＰＵ３１７ 、
ＲＯＭ３１８ 、ＲＡＭ３１９ 、出カイ７ター７ｘ−
ス３２０ 、入力インターフェース３１５及びＡ／Ｄ変
換器３１６はバス３２１によって相互に連絡されている
。出力インターフェース３２０の出力は、出力ドライバ
３２２を介して各電磁弁３０１，３０２．３０３へ制御
信号として出力され、電磁弁３０１〜３０３はこれら制
御信号に応じた信号油圧Ｐ、、Ｐ、、Ｐ、を出力してい
る。FIG. 3 is a block diagram of the controller 300, 31
0 is a sensor that detects the engine rotation speed N1- (the rotation speed of the input shaft 4), 311 is a sensor that detects the vehicle speed V (the rotation speed of the output shaft 32), 312 is the rotation speed N of the driven shaft 13, t
(Input rotation speed of starting clutch 20 or driven pulley 1
A sensor 313 detects the P, R, N, D, and L shift positions of the manual valve 110. A sensor 314 detects the throttle opening. The signal of sensor 313 is input to input interface 315, and the signal of sensor 314 is input to A/D
A converter 316 converts it into a digital signal. 317 is a central processing unit (CPU), 318 is each solenoid valve 301,
319 is a random access memory (RAM) that temporarily stores the signals and parameters sent from each sensor, and 320 is an output interface. Yes, these CPU317,
ROM318, RAM319, output 7ter 7x-
Bus 320 , input interface 315 and A/D converter 316 are interconnected by bus 321 . The output of the output interface 320 is output as a control signal to each electromagnetic valve 301, 302, and 303 via the output driver 322, and the electromagnetic valves 301 to 303 generate signal oil pressures P, , P, , P, according to these control signals. is outputting.
上記コントローラ３００は、例えばスロットル開度およ
び車速から目標エンジン回転数を決定し、実際のエンジ
ン回転数が目標エンジン回転数へ近づくように変速比制
御用電磁弁３０１を制御している。また、コントローラ
３００は例えばスロットル開度およびエンジン回転数か
らエンジン発生トルクを推定し、このエンジン発生トル
クに応じた信号を負荷推力制御用電磁弁３０２に出力し
ており、負荷推力制御用油室１７の油圧をＶベルトがス
リップを発生しない最低限度の油圧に調整している。The controller 300 determines the target engine speed from, for example, the throttle opening and the vehicle speed, and controls the gear ratio control solenoid valve 301 so that the actual engine speed approaches the target engine speed. Further, the controller 300 estimates the engine generated torque from, for example, the throttle opening degree and the engine rotational speed, and outputs a signal corresponding to this engine generated torque to the load thrust control solenoid valve 302, and the load thrust control oil chamber 17. The hydraulic pressure of the V-belt is adjusted to the minimum level that will not cause slippage.
なお、負荷推力制御用電磁弁３０２の信号油圧Ｐ□は負
荷推力制御弁２１０のボート２２０だけでなくクラッチ
制御弁１６０のポート１６７にも入力され、発進クラッ
チ制御用電磁弁を兼ねているので、制御系を大幅に簡素
化できる。Note that the signal hydraulic pressure P□ of the load thrust control solenoid valve 302 is input not only to the boat 220 of the load thrust control valve 210 but also to the port 167 of the clutch control valve 160, and also serves as the solenoid valve for controlling the starting clutch. The control system can be greatly simplified.
上記電磁弁３０１〜３０３のうち、負荷推力制御用電磁
弁３０２．直結制御用電磁弁３０３は常閉型であるのに
対し、変速比制御用電磁弁３０１は常開型である。した
がって、電磁弁３０２．３０３は電気信号ＯＦＦ時にお
いてドレン、ＯＮ時には最大信号油圧を発生するのに対
し、電磁弁３０１はＯＦＦ時において最大信号油圧を発
生し、ＯＮ時にはドレンされる。このように変速比制御
用電磁弁３０１を常開型に構成したのは、万一この電磁
弁３０１が故障した場合でも信号油圧Ｐｌを発生し、変
速比制御弁１９０を作動させて変速比制御油圧Ｐ、を高
め、常に高速比側へ変速して急激なシフトダウンに伴う
ショックを回避するためである。Among the solenoid valves 301 to 303, load thrust control solenoid valve 302. The direct control solenoid valve 303 is a normally closed type, whereas the gear ratio control solenoid valve 301 is a normally open type. Therefore, the solenoid valves 302 and 303 drain when the electric signal is OFF, and generate the maximum signal oil pressure when the electric signal is ON, whereas the solenoid valve 301 generates the maximum signal oil pressure when the electric signal is OFF, and drains when the electric signal is ON. The reason why the solenoid valve 301 for speed ratio control is configured to be a normally open type is that even if this solenoid valve 301 should fail, the signal oil pressure Pl will be generated and the speed ratio control valve 190 will be operated to control the speed ratio. This is to increase the oil pressure P and always shift gears to the high speed ratio side to avoid shocks caused by sudden downshifts.
第４図は変速比制御用電磁弁３０１の信号油圧Ｐ＋に対
する変速比制御油圧Ｐ、とコーストダウン油圧Ｐ、の油
圧変化図、第５図は負荷推力制御用電磁弁３０２の信号
油圧Ｐ２に対する発進クラッチ油圧Ｐ４の油圧変化図、
第６図は上記信号油圧Ｐ。Fig. 4 is a hydraulic pressure change diagram of the gear ratio control hydraulic pressure P and the coast down hydraulic pressure P with respect to the signal hydraulic pressure P+ of the solenoid valve 301 for controlling the gear ratio, and Fig. 5 is a diagram of the start with respect to the signal hydraulic pressure P2 of the solenoid valve 302 for controlling the load thrust. Oil pressure change diagram of clutch oil pressure P4,
FIG. 6 shows the signal oil pressure P.
に対する負荷推力制御油圧Ｐ、の油圧変化図であり、第
５図、第６図中実線は定常時における油圧変化、破線は
コーストダウン時の油圧変化を示す。5 is a diagram showing changes in the load thrust control hydraulic pressure P, in which the solid line in FIGS. 5 and 6 shows the change in the oil pressure during steady state, and the broken line shows the change in the oil pressure during coasting down.
なお、定常時とコーストダウン時の油圧差は制御弁１６
０．２１０の各部の受圧面積、スプリング荷重、コース
トダウン油圧Ｐ、によって変化する。The difference in oil pressure between steady state and coast down is determined by control valve 16.
It changes depending on the pressure receiving area of each part of 0.210, the spring load, and the coast down oil pressure P.
第４図〜第６図から明らかなように、コーストダウン時
には駆動側プーリ１２の油圧Ｐ、が低くなるだけでなく
、従動側プーリ１４の油圧Ｐ、が定常値（伝達トルクに
応じた油圧）より高くなり、しかも発進クラッチ２０の
油圧Ｐ４は定常値より低くなる。したがって、駆動側ブ
ー１月２と従動側プーリ１４の推力差が増大し、迅速な
シフトダウンを実行できるとともに、発進クラッチ２０
の伝達容量を下げることによって、無段変速装置ｆｌＯ
の負荷が軽減されるので、シフトダウンが相乗的に加速
される。また、たとえ車輪ロック時のように車輪停止ま
でに低速比へ戻り得ない場合であっても、発進クラッチ
２０の伝達容量を下げることにより、急激なエンジン回
転数の降下に伴うエンストを確実に回避できる。As is clear from FIGS. 4 to 6, during coast down, not only the oil pressure P of the driving pulley 12 becomes low, but also the oil pressure P of the driven pulley 14 is at a steady value (hydraulic pressure according to the transmitted torque). Moreover, the oil pressure P4 of the starting clutch 20 becomes lower than the steady value. Therefore, the difference in thrust between the driving pulley 2 and the driven pulley 14 increases, making it possible to perform a quick downshift.
By lowering the transmission capacity of the continuously variable transmission flO
Since the load is reduced, downshifting is synergistically accelerated. Furthermore, even if it is not possible to return to a low speed ratio before the wheels stop, such as when the wheels are locked, by lowering the transmission capacity of the starting clutch 20, it is possible to reliably avoid engine stalling due to a sudden drop in engine speed. can.
なお、上記実施例では駆動側プーリ１２に変速比制御用
油室１６を設け、従動側プーリ１４に負荷推力制御用油
室１７を設けた無段変速機について説明したが、逆の構
成、即ち駆動側プーリ１２に負荷推力制御用油室を設け
、従動側プーリ１４に変速比制御用油室を設けた場合に
も本発明を適用できる。但し、この場合にはコーストダ
ウン＃御弁の出力油圧を負荷推力制御弁に対して負荷油
圧が低下する方向に作用させる必要がある。In the above embodiment, a continuously variable transmission was described in which the driving pulley 12 was provided with the oil chamber 16 for controlling the gear ratio, and the driven pulley 14 was provided with the oil chamber 17 for controlling the load thrust. The present invention can also be applied to a case where the driving pulley 12 is provided with an oil chamber for controlling the load thrust, and the driven pulley 14 is provided with an oil chamber for controlling the gear ratio. However, in this case, it is necessary to cause the output oil pressure of the coastdown # control valve to act on the load thrust control valve in a direction that reduces the load oil pressure.
また、上記実施例では発進クラッチ２０を無段変速装置
１０より下流側に設けたが、上流側すなわちエンジンｌ
のクランク軸２と入力軸５との間に設けてもよい。Further, in the above embodiment, the starting clutch 20 is provided downstream from the continuously variable transmission 10, but it is provided upstream, that is, from the engine l.
It may be provided between the crankshaft 2 and the input shaft 5.
さらに、上記実施例では発進クラッチ２０の最低油圧（
クリープ油圧）をクラッチ制御弁１６０のスプリング１
６９．１７０．１７１のばね荷重で機械的に設定したが
、他の方式で最低油圧を設定してもよい。Furthermore, in the above embodiment, the minimum oil pressure of the starting clutch 20 (
creep oil pressure) to the spring 1 of the clutch control valve 160.
Although the minimum oil pressure is mechanically set using the spring load of 69.170.171, other methods may be used to set the minimum oil pressure.
但し、クリープ油圧を機械的に設定すると、クリープ時
に電磁弁３０２を制御する必要がないので、制御が簡単
になるとともに、クリープトルクを安定化できるという
利点ある。さらに、例えば雪道走行中に車輪がロックし
た場合において本発明が特に有効となる。その理由は、
急減速時には発進クラッチの供給油圧はクリープ油圧に
戻るが、このクリープ油圧は最低速比における発進前の
伝達容量を前提として上記スプリングのばね荷重により
比較的高めの値に設定されるため、車輪ロックのように
車輪停止時に低速比へ戻っていない場合には、クリープ
油圧が高すぎてエンストを回避し得ない。これに対し、
本発明では急減速時に発進クラッチのクリープ油圧を定
常値より下げることができるので、たとえ車輪停止時に
低速比へ戻っていなくてもエンストを回避できるのであ
る。However, if the creep oil pressure is set mechanically, there is no need to control the solenoid valve 302 at the time of creep, which has the advantage of simplifying the control and stabilizing the creep torque. Further, the present invention is particularly effective when, for example, the wheels lock while driving on a snowy road. The reason is,
During sudden deceleration, the starting clutch supply oil pressure returns to the creep oil pressure, but this creep oil pressure is set to a relatively high value by the spring load of the above spring, assuming the transmission capacity before starting at the lowest speed ratio, so the wheels are locked. If the vehicle does not return to a low speed ratio when the wheels come to a stop, as in the case shown in FIG. In contrast,
In the present invention, the creep oil pressure of the starting clutch can be lowered below the steady value during sudden deceleration, so engine stalling can be avoided even if the vehicle does not return to a low speed ratio when the wheels are stopped.
以上の説明で明らかなように、本発明によれば急減速時
に負荷推力制御用油室の油圧を定常値に対して低速比へ
の変速を促進する方向に変化させるとともに、発進クラ
ッチの伝達容量を定常値より下げるので、低速比への変
速を加速度的に向上させることができる。したがって、
引張駆動式■ベルトを使用した無段変速機であっても、
急減速時の低速比への戻り不良を解消できる。As is clear from the above description, according to the present invention, during sudden deceleration, the hydraulic pressure in the oil chamber for load thrust control is changed in a direction that promotes a shift to a low speed ratio from a steady value, and the transmission capacity of the starting clutch is is lower than the steady value, so that the speed change to a low speed ratio can be accelerated. therefore,
Even if it is a continuously variable transmission using a tension drive type belt,
Eliminates failure to return to low speed ratio during sudden deceleration.
また、発進クラッチの伝達容量を下げることにより、エ
ンジン回転数の急激な低下を抑えることができるので、
車輪ロック時のような極端なコーストダウン時において
もエンストを確実に防止できる。In addition, by lowering the transmission capacity of the starting clutch, it is possible to suppress a sudden drop in engine speed.
It is possible to reliably prevent engine stalling even during extreme coastdowns such as when the wheels are locked.
第１図は本発明にがかるＶベルト式無段変速機の一例の
概略構成図、第２図は油圧制御装置の回路図、第３図は
コントローラのブロック図、第４図は信号油圧Ｐ１に対
する変速比制御油圧Ｐ、とコーストダウン油圧Ｐ、の油
圧変化図、第５図は信号油圧Ｐ２に対する発進クラッチ
油圧Ｐ４の油圧変化図、第６図は信号油圧Ｐ、に対する
負荷堆力制御油圧Ｐ、の油圧変化図である。
ｌ・・・エンジン、１０・・・無段変速装置、１２・・
・駆動側プーリ、１４・・・従動側プーリ、１６・・・
変速比制御用油室、１７・・・負荷推力制御用油室、１
６０・・・クラッチ制御弁、２００・・・コーストダウ
ン制御弁、２１０・・・負荷推力制御弁、３００・・・
コントローラ、３０１・・・変速比制御用電磁弁、３０
２・・・負荷推力制御用電磁弁。
第１図
第３図Fig. 1 is a schematic configuration diagram of an example of a V-belt type continuously variable transmission according to the present invention, Fig. 2 is a circuit diagram of a hydraulic control device, Fig. 3 is a block diagram of a controller, and Fig. 4 is a diagram showing response to signal hydraulic pressure P1. Figure 5 is a diagram of oil pressure changes in the gear ratio control oil pressure P and coast down oil pressure P, Figure 5 is a diagram of oil pressure changes in the starting clutch oil pressure P4 with respect to the signal oil pressure P2, and Figure 6 is a diagram of the load force control oil pressure P with respect to the signal oil pressure P. It is a hydraulic pressure change diagram. l...Engine, 10...Continuously variable transmission, 12...
・Drive side pulley, 14... Driven side pulley, 16...
Oil chamber for speed ratio control, 17... Oil chamber for load thrust control, 1
60...Clutch control valve, 200...Coast down control valve, 210...Load thrust control valve, 300...
Controller, 301... Solenoid valve for speed ratio control, 30
2...Solenoid valve for load thrust control. Figure 1 Figure 3
Claims (1)
一方に、変速比を制御するための変速比制御用油室を設
け、他方にトルク伝達に必要な負荷推力を制御するため
の負荷推力制御用油室を設けるとともに、伝達容量を連
続的に制御可能な油圧式発進クラッチを備えた発進クラ
ッチ付無段変速機において、 上記負荷推力制御用油室の油圧を制御するための負荷推
力制御弁と、発進クラッチの油圧を制御するためのクラ
ッチ制御弁と、急減速時に負荷推力制御弁とクラッチ制
御弁とに油圧を出力するコーストダウン制御弁とを備え
、上記コーストダウン制御弁の出力油圧は、負荷推力制
御弁に対して低速比方向への変速を促進する方向に作用
するとともに、クラッチ制御弁に対して発進クラッチの
油圧を低下させる方向に作用していることを特徴とする
発進クラッチ付無段変速機の油圧制御装置。[Claims of Claims] A gear ratio control oil chamber for controlling the gear ratio is provided on one of the driving pulley and the driven pulley that drive the V-belt, and the load thrust necessary for torque transmission is controlled on the other. In a continuously variable transmission equipped with a starting clutch, which is equipped with an oil chamber for controlling load thrust and a hydraulic starting clutch that can continuously control the transmission capacity, in order to control the oil pressure in the oil chamber for controlling load thrust. A load thrust control valve, a clutch control valve for controlling the hydraulic pressure of the starting clutch, and a coast down control valve that outputs hydraulic pressure to the load thrust control valve and the clutch control valve during sudden deceleration. The output hydraulic pressure of the valve is characterized in that it acts on the load thrust control valve in a direction that promotes a shift toward a lower speed ratio, and acts on the clutch control valve in a direction that decreases the hydraulic pressure of the starting clutch. A hydraulic control system for a continuously variable transmission with a starting clutch.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62256520A JPH01101239A (en) | 1987-10-12 | 1987-10-12 | Hydraulic control device for continuously variable transmission equipped with starting clutch |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62256520A JPH01101239A (en) | 1987-10-12 | 1987-10-12 | Hydraulic control device for continuously variable transmission equipped with starting clutch |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH01101239A true JPH01101239A (en) | 1989-04-19 |
Family
ID=17293769
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP62256520A Pending JPH01101239A (en) | 1987-10-12 | 1987-10-12 | Hydraulic control device for continuously variable transmission equipped with starting clutch |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH01101239A (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2006038212A (en) * | 2004-06-23 | 2006-02-09 | Nissan Motor Co Ltd | Starting friction element control device of vehicle |
| JP2014211206A (en) * | 2013-04-19 | 2014-11-13 | トヨタ自動車株式会社 | Hydraulic controller of belt type continuously variable transmission |
-
1987
- 1987-10-12 JP JP62256520A patent/JPH01101239A/en active Pending
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2006038212A (en) * | 2004-06-23 | 2006-02-09 | Nissan Motor Co Ltd | Starting friction element control device of vehicle |
| JP2014211206A (en) * | 2013-04-19 | 2014-11-13 | トヨタ自動車株式会社 | Hydraulic controller of belt type continuously variable transmission |
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