JPH01135955A - Hydraulic control device for continuously variable transmission - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To reduce a pump loss following a drain in a reducing valve by reducing a line pressure in the reducing valve to be converted into a control pressure while controlling an oil quantity to the reducing valve by a flow control unit to a fixed value. CONSTITUTION:Oil from a pump 21 is allowed to flow in a line pressure control valve 40 and a secondary hydraulic cylinder 10, and placing a continuously variable transmission 4 in a low speed shift with a high line pressure in an oil path 22 acting on a control valve 81 of a flow control unit 80 allowing a suitable amount of oil to flow into a reducing valve 60 from a small bore orifice 87a, the high line pressure is ensured decreasing a drain amount. While a duty signal in accordance with an engine output is input to a solenoid valve 65 from a control unit 70, and the line pressure is controlled in the control valve 40 in accordance with the engine output. Next, after starting, when a speed change signal is input to a solenoid valve 67, by its control oil pressure, the line pressure oil is fed to and discharged from a primary hydraulic cylinder 9 through a speed change speed control valve 50. In a drop of this line pressure, increasing a frequency of use in orifices 87a-87c, a proper oil quantity is ensured.

Description

【発明の詳細な説明】[Detailed description of the invention] 【産業上の利用分野】[Industrial application field]

本発明は、車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置に
間し、詳しくは、ライン圧を減圧して一定のレデューシ
ング圧を生じて電子制御するものに関する。The present invention relates to a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle, and more particularly to one that reduces line pressure to generate a constant reducing pressure and performs electronic control.

【従来の技術】[Conventional technology]

無段変速機の制御には少なくともライン圧と変速の制御
があり、ライン圧は変速比、エンジン負荷等により可変
制御され、変速は車速、プライマリプーリ回転数の関係
による変速パターン等に基づいて制御される。ここで、
近年ライン圧はベルトの耐久性等を考慮して必要最低限
にきめ細かく制御し、変速に関しては変速スピードを加
味して過渡特性を向上することが望まれ、この点で電子
制御される傾向にある。 そこで従来、上記無段変速機の電子制御に関しては１例
えば特開昭６２−４９５５号公報の先行技術がある。こ
こで、電気信号を制御油圧に変えるためにデユーティソ
レノイド弁を用いる。また。 ライン圧の元圧をレデューシング弁により減圧してソレ
ノイド弁の耐圧以下の一定圧を作り、このレデューシン
グ圧をソレノイド弁で排圧して電気信号に応じた制卸圧
を生成し、この制御圧をライン圧、変速速度の各制御弁
に作用させて電子制御することが示されている。Continuously variable transmission control includes at least line pressure and speed change control. Line pressure is variably controlled based on the gear ratio, engine load, etc., and speed change is controlled based on the speed change pattern based on the relationship between vehicle speed and primary pulley rotation speed. be done. here,
In recent years, it has become desirable to control line pressure as finely as possible to the bare minimum in consideration of belt durability, etc., and to improve transient characteristics by taking into consideration shifting speed, and there is a trend toward electronic control in this regard. . Conventionally, there is a prior art related to electronic control of the above-mentioned continuously variable transmission, for example, as disclosed in Japanese Patent Application Laid-open No. 62-4955. Here, a duty solenoid valve is used to convert the electrical signal into control hydraulic pressure. Also. The source pressure of the line pressure is reduced by a reducing valve to create a constant pressure below the withstand pressure of the solenoid valve, this reducing pressure is exhausted by the solenoid valve to generate a control pressure according to an electric signal, and this control pressure is applied to the line. It is shown that electronic control is performed by acting on control valves for pressure and speed change.

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

ところで、上記従来の先行技術めものにあっては、一定
のレデューシング圧の生成において油圧のみをレデュー
シング弁で制御し、油量は単一力オリフイスで一律に規
制するだけであるから、以下のような不具合がある。即
ち、ライン圧は例えば５〜３０ｋＬ／ｃｄの広い範囲で
制御され、レデューシング圧は例えば４に９．／、ｆｆ
ｌに設定される。従って、ライン圧が最低の場合に所定
の油量を確保するように、オリフィスの径が太き目に決
定される。 こめなめ、ライン圧が高い場合にはこのオリフィス径で
は必要以上の油量がレデューシング弁に供給されて、大
部分がドレンボートから排出されることになる。一方、
このように多量のドレン状態で必要なライン圧を確保す
るにはオイルポンプ容量を充分に大きくする必要があり
、これに伴いエンジンの負担が増して動力性能を低下す
ることになって好ましくない。 本発明は、このような点に鑑み、ライン圧で一定のレデ
ューシング圧を生成して電子制御する油圧制御系におい
て、レデューシング弁による油圧のみならず油量を一定
量に制限し、ポンプロスを低減するようにした無段変速
機の油圧制御装置を提１共することを目的とする。By the way, in the conventional prior art mechanism mentioned above, when generating a constant reducing pressure, only the oil pressure is controlled by the reducing valve, and the oil amount is uniformly regulated by the single force orifice, so the following is explained. There is a problem. That is, the line pressure is controlled within a wide range of, for example, 5 to 30 kL/cd, and the reducing pressure is controlled within a wide range of, for example, 4 to 9. /,ff
is set to l. Therefore, the diameter of the orifice is determined to be large so as to ensure a predetermined amount of oil when the line pressure is at its lowest. If the line pressure is high, more oil than necessary will be supplied to the reducing valve with this orifice diameter, and most of it will be discharged from the drain boat. on the other hand,
In order to secure the necessary line pressure under such a large amount of drain, it is necessary to increase the oil pump capacity sufficiently, which is undesirable because it increases the load on the engine and reduces the power performance. In view of these points, the present invention reduces pump loss by limiting not only the oil pressure by the reducing valve but also the oil amount to a fixed amount in a hydraulic control system that generates a constant reducing pressure using line pressure and controls it electronically. It is an object of the present invention to provide a hydraulic control device for a continuously variable transmission.

【問題点を解決するための手段】[Means to solve the problem]

上記目的を達成するなめ２本発明は、ライン圧をレデュ
ーシング弁に導いて減圧し、電子制御用の一定のレデュ
ーシング圧を生成する油圧制御系において、上記レデュ
ーシング弁の上流側に流量制御装置を設け、上記流量制
御装置は、ライン圧力変動を生じても油量を一定量に制
御するように構成されている。Achieving the above object 2 The present invention provides a flow control device upstream of the reducing valve in a hydraulic control system that leads line pressure to a reducing valve to reduce the pressure and generate a constant reducing pressure for electronic control. , the flow rate control device is configured to control the oil amount to a constant amount even if line pressure fluctuations occur.

【作　　　用】[For production]

一上記構成に基づき、ライン圧がレデューシング弁に導
かれる際に流量制御装置によりライン圧が高い程油量を
制限するように流量制御されることで、特にライン圧の
高圧時においてレデューシング弁のドレン量が少ない状
態でレデューシング圧を生成し、この分ポンプロスを低
減するようになる。 こうして本発明では、ライン圧を用いるレデューシング
弁の流量制御でポンプ駆動力を減じ、動力性能を向上す
ることが可能となる。Based on the above configuration, when the line pressure is led to the reducing valve, the flow rate is controlled by the flow control device so that the higher the line pressure, the more the oil amount is restricted, thereby draining the reducing valve, especially when the line pressure is high. Reducing pressure is generated when the amount is small, and pump loss is reduced accordingly. Thus, in the present invention, it is possible to reduce the pump driving force and improve the power performance by controlling the flow rate of the reducing valve using line pressure.

【実　施　例】【Example】

以下１本発明の実施例を図面に基づいて説明する。 第１図において、本発明による制御系の概略について説
明する。先ず、伝動系としてエンジン１がクラッチ２９
前後進切換装置３を介して無段変速機４のプライマリ軸
５に連結する。無段変速機４はプライマリ軸５に対して
セカンダリ軸６が平行配置され、プライマリ軸５にはプ
ライマリプーリ７が、セカンダリ軸６にはセカンダリプ
ーリ８が設けられ、プライマリプーリ７、セカンダリプ
ーリ８に駆動ベルト１１が巻付けられている。プライマ
リプーリ７、セカンダリプーリ８は一方の固定側に対し
他方が軸方向移動してブーり間隔を可変に構成され、可
動側にプライマリ油圧シリンダ９、セカンダリ油圧シリ
ンダ１０を有する。ここで。 セカンダリ油圧シリンダ１０に対しプライマリ油圧シリ
ンダ９の方が受圧面積を大きくしてあり、プライマリ圧
により駆動ベルト１１のプライマリプーリ７、セカンダ
リプーリ８に対する巻付は径の比を変えて無段変速する
ようになっている。 またセカンダリ軸６は、１組のりダクションギャ１２．
１３を介して出力軸１４に連結し、出力軸１４のドライ
ブギヤ１５が、ファイナルギヤ１６．ディファレンシャ
ルギヤ１７．車軸１８を介して駆動輪１９に伝動構成さ
れている。 上記無段変速＠４には、油圧回路２０．制御ユニット７
０を有し、制御ユニ・ソト７０からのライン圧。 変速速度制御用のデユーティ信号により油圧回路２０を
動作して、プライマリ油圧シリンダ９．セカンダリ油圧
シリンダ１０の油圧を制御する構成になっている。 第２図において、油圧回路２０を含む油圧制御系につい
て説明すると、エンジン１により駆動されるオイルポン
プ２１を有し１．二のオイルポンプ２１の吐出側のライ
ン圧油路２２がセカンダリ油圧シリンダ１０に連通し、
更にライン圧制御弁４０を貫通して変速速度制御弁５０
に通通し、この変速速度制御弁５０が、油路２３を介し
てプライマリ油圧シリンダ９に連通ずる。変速速度制御
弁５０からのドレン油路２４は、プライマリ油圧シリン
ダ９のオイルが完全に排油されて空気が入るのを防ぐチ
エツク弁２５を有してオイルパン２６に連通する。また
、ライン圧制御弁４０からのドレン油路２７には、リュ
ープリケイジョン弁２８を有して一定の潤滑圧を生じて
おり、油路２７のリュープリゲイジョン弁２８の上流側
が、駆動ベルト１１の潤滑ノズル２９およびプリフィリ
ング弁３０を介してプライマリ油圧シリンダ９への油路
２３にそれぞれ連通している。 ライン圧制御弁４０は、弁本体４１．スプール４２゜ス
プール４２の一方に付勢するスプリング４３を有し、ス
プール４２により油路２２のボート４１ａをドレン油路
２７のボート４１ｂに連通して調圧されるようになって
いる。スプール４２のスプリング４３と反対側のボート
４１Ｃには、油路２２から分岐する油路３６によりライ
ン圧が対向して作用し、スプリング４３側のボート４１
ｄには、油路３７によりライン圧制御用のデユーティ圧
がライン圧を高くする方向に作用している。これにより
、ライン圧ＰＬ、その有効面積ＳＬ、デユーティ圧Ｐｄ
、その有効面［Ｓｄ　。 スプリング荷重Ｆｓの間には、次の関係が成立する。 Ｆｓ　＋Ｐｄ　　−Ｓｄ　　＝ＰＬ　　・　５ＬＰＬ　
＝　（Ｐｄ　　−Ｓｄ　　＋Ｆｓ）／ＳＬまた、スプリ
ング４３のスプール４２と反対側は移動可能なブツシュ
４４で受けており、こめブ・・Ｉシュ４４に螺着する調
整ねじ４５にセンサシュー４６の調整ねじ４７が当接し
ている。センサシュー４６は、内部に潤滑油が通る中空
軸４８により移動可能に嵌合し、例えばプライマリプー
リ７に平行に配置され、そのプライマリプーリ７の可動
側半体７ａに摺接して変速比を検出するようになってい
る４そして上記プーリ可動側半体７ａとスプリング４３
との間に機械的に連結したセンサシュー４６により、変
速比の大きい低速段ではスプリング荷重を大きくし、変
速比が小さくなるにつれてスプリング荷重を連続的に減
じる。 変速速度制御弁５０は、弁本体５１．スプール５２を有
し、スプール５２の左右の移動により油路２２のボー　
ト５１ａを油路２３のボート５１ｂに連通する給油位置
と、ボート５１ｂをドレン油路２４のボート５１ｃに連
通する排油位置との間で動作するようになっている。ス
プール５２の排油側端部のボート５１ｄには、油路５３
により一定のレデューシング圧が作用し、給油側端部の
ボート５１ｅには、油路５４により変速速度制御用のデ
ユーティ圧が作用し、かつボート５１ｅにおいてスプー
ル５２に初期設定用のスプリング５５が付勢している。 ここでデユーティ圧は、レデューシング圧ＰｆＬと同じ
圧力と零の間で変化するものであり、このオン、／オフ
比（デユーティ比）を変化させることで給油と排油の時
間、即ち流入、流出流量が変化し、変速速度を制御する
ことが可能となる。 即ち、変速速度ｄｉ／ｄｔはプライマリ油圧シリンダ９
の流量Ｑの関数であり、流量Ｑはデユーティ比り、ライ
ン圧ＰＬ、プライマリ圧Ｐｐの関数であるため２次式が
成立する。 ｄｉ、／ｄｔ＝ｆ　（Ｑ）　＝ｆ　（Ｄ、　ＰＬ　、　
Ｐｎ）ここでライン圧Ｐしは、変速比ｉ、エンジントル
クＴにより制御され、プライマリ圧Ｐｐは、ライン圧Ｐ
Ｌ、変速比ｉで決まるので、Ｔを一定と仮定すると。 ｒｌｉ／ｄｔ＝ｆ　（Ｄ、　ｉ　） となる。一方、変速速度ｄｉ、／ｒｌｔは、定常での目
標変速比ｉｓと実変速比ｉの偏差に基づいて決められる
ので、次式が成立する。 ｄｉ／ｄｔ＝　ｋ　（ｉｓ　−ｉ　） このことから、各変速比ｉにおいて目標変速比ｉｓを定
めて変速速度ｄｉ／ｄｔを決めてやれば、その変速速度
ｄｉ／ｄｔと変速比ｉの関係からデユーティ比りが求ま
る。そこで、このデユーティ比りで変速速度制御弁５０
を動作すれば、変速全域で変速速度を制御し得ることが
わかる。 次いで、一定のレデューシング圧を生成する油圧回路に
ついて述べると、ライン圧油路２２から分岐する油路３
１が流量制御装置８０に連通し、この流量制御装置８０
からの油＃Ｉ３２がレデューシング弁６０に連通ずる。 流量制御装置８０は、制御弁８１と小、中、大の口径の
オリフィス８７ａ、　８７ｂ、　８７ｃとを有する。制
御弁８１は、弁本体８２に挿入されるスプール８３の一
方にライン圧が作用する油圧室８４を、その他方にスプ
リング８５を有し、入口ボート８２ａに油路３１が連通
する。また油路３１から分岐する油路８６ａ　、　２つ
の出口ポー）　８２ｂ、　８２ｃからの油路８６ｂ、　
ａｅｃがいずれも油路３２に池通し、これらの油路８６
ａないし８６ｃに各オリフィス８７ａないし８７ｃが設
けられる。 こうしてライン圧が高圧の場合は、制御弁８１でスプー
ル８３により２つの出口ボート８２ｂ、　８２ｃが閉じ
、油路８６ａの小口径のオリフィス８７ａにより、適切
な油量に制限する。ライン圧が中圧の場合は、制御弁８
１で出口ボート８２ｂが開くことで、油路８６ａ、８６
ｂの２つのオリフィス８７ａ、　８７ｂにより、適切な
油量を得る６更に低圧力場合は、油Ｈ８６ａないし８６
Ｃの３つのオリフィス８７ａないし８７Ｃにより。 適切な油量を確保する。これにより、ライン圧の変化に
応じ３段階に流量制御するようになっている。 レデューシング弁６０は、弁本体６１．スプール６２゜
スプール６２の一方に付勢されるスプリング６３を有し
、油路３２と連通する入口ボート６１ａ、出口ボート６
１ｂ、　　ドレンボート６１ｃを備え、出口ボート６１
ｂからのレデューシング圧油路３３が、スプール６２の
スプリング６３と反対側のボート６１ｄに連通する。 また、スプリング６３の一方を受けるプロ・ツク６４が
調整ねじなどで移動してスプリング荷重を変化させ、レ
デューシング圧が調整可能になっている。 こうして、ライン圧のオイルが流量制御装置８０により
制限されながらポルトロ１ａに供給されており、レデュ
ーシング圧油路３３のレデューシング圧が低下すると、
スプリング６３によりスプール６２がボート６１ａと６
１ｂとを連通してライン圧を導入する、すると、ボート
６１ｄの油圧の上昇によりスプール６２が戻されてボー
ト６１ｂと６１ｃとを連通し、レデューシング圧を減じ
るのであり１、二のような動作を繰返すことでレデュー
シング圧の低下分だけライン圧を補給しながら、スプリ
ング６３の設定に合った一定のレデューシング圧を得る
のである。 そして上記レデューシング圧油路３３は、ライン圧制御
用ソレノイド弁６５とアキュムレータ６６に通通し、レ
デューシング圧油路３３の途中のオリフィス３４の下流
側から油路３７が分岐する、こうして、オリフィス３４
の下流側ではデユーティ信号によりソレノイド弁６５が
一定のレデューシング圧を断続的に排圧してパルス状の
油圧を生成し、これがアキュムレータ６６により平滑化
されて所定のレベルのデユーティ圧となり、デユーティ
圧油路３７によりライン圧制御弁４０に供給される。 −また、レデューシング圧油路３３のオリフィス３４の
上流側から油路５３が分岐し、油路５３め途中から分岐
するデユーティ圧油路５４のオリフィス３５の下流側に
変速速度制御用ソレノイド弁６７が連通する。 こうして、油路５３により一定のレデューシング圧が変
速速度制御弁５０に供給され、更にオリフィス３５の下
流側でデユーティ信号によりソレノイド弁６７が動作す
ることによりパルス状のデユーティ圧を生成し、これを
そのまま変速速度制御弁５０に供給するようになる。 ここでソレノイド弁６５は、デユーティ信号がオンの場
合に排油する構成であり、このなめデユーティ比が大き
いほどデユーティ圧を小さくする。 これにより、デユーティ比に対しライン圧は、Ｘ少関数
として変化した特性となる。 一方、ソレノイド弁６７も同様の構成であるため、デユ
ーティ比が大きい場合は変速速度制御弁５０を給油位置
に切換える時間が長くなってシフドア・ツブさせ、逆の
場合は排油位置に切換える時間が長くなってシフトダウ
ンする。そして１ｓ−ｉの偏差が大きいほどデユーティ
比の変化が大きいことで、シフトアップまたはシフトダ
ウンする変速速度を大きく制御する。 更に、制御ユニット７０を含む電気制・部系について説
明すると、プライマリプーリ回転数センサ７１゜セカン
ダリプーリ回転数センサ７２．スロットル開度センサ７
３．エンジン回転数センサ７４を有し、これらのセンサ
信号が制御ユニ・ソト７０に入力する。 制御ユニット７０は、主としてエンジントルクＴより定
めた目標ライン圧に応じてデユーティ比の信号をソレノ
イド弁６５に与える。また、目標変速比ｉｓと実変速比
ｉの偏差に基づいて変速速度ｄｉ／ｄｔを決め、これら
のｄｉ、／ｄｔ、　ｉの関係で定めたデユーティ比の信
号をソレノイド弁６７に与えるようになっている。 次いで、このように構成された油圧制御装置の作用につ
いて述べる。 先ず、エンジン１の運転によりオイルポンプ２１が駆動
してオイルがライン圧制御弁４０に流入し、かつ油路２
２によりセカンダリ油圧シリンダ１０にのみ供給されて
無段変速機４は変速比最大の低速段になる４このため、
ライン圧制御弁４０ではセンサシュー４６によりスプリ
ング４３の荷重が大きく設定されることで、これに応じ
油路２２のライン圧も高く制御される。かかるライン圧
は、油路３１により流量制御装置８０の制御弁８１に作
用して流路切換され、ライン圧が高圧の場合は油路８６
ａの小口径オリフィス８７ａのみにより油量が最も制限
されるのであり、こうして′ｉ！ｉ量のオイルがレデュ
ーシング弁６０に流入する。レデューシング弁６０は流
入したオイルを油ｌ１Ｉ８３３に補給し、油路３３の油
圧に応じドレンして低い一定のレデューシング圧を生じ
るが。 ライン圧が高いにも拘らず油量が適量となりドレン量も
少なくなる。このため、ポンプ駆動力め小さい状態で油
路２２に高いライン圧を確保することになる。 上記レデューシング圧は、油路３３によりソレノイド弁
６５．６７に供給されており、制御ユニット７０からソ
レノイド弁６５にエンジン出力に応じたデユーティ信号
が入力すると、この制御圧が油路３７によりライン圧制
御弁４０に作用することで、ライン圧は更にエンジン出
力に応じ制御される。また発進後、変速を開始すると、
制御ユニット７０からソレノイド弁６７に変速速度を加
味した変速のデユーティ信号が入力し、このデユーティ
比に応じた制御圧を変速速度制御弁５０に作用してプラ
イマリ油圧シリンダ９にライン圧を給排油する。そこで
。 ｐ！！、段変速＠４は変速速度を変化しながらアップシ
フトまたはダウンシフトして変速制御される。 一方、上記制御において、高３！段にアップシフトされ
てセンサシュー４６によるスプリング荷重が減じたり、
またはエンジン出力と共にソレノイド弁６５による制御
圧が低下すると、ライン圧制御弁４０はライン圧を低下
制御する。すると、流量制御装置８０はライン圧の低下
に応じオリフィス８７ａないし８７Ｃの使用個数を増し
て適切な油量を確保するのであり、こうしてレデューシ
ング弁６０に過不足無くライン圧のオイルが供給される
。 なお、流量制御装置８０では油量をライン圧の高低にか
かわらず一定量に制御しているが、これに限定されるも
のではない。また、オリフィス８７ａないし８７ｃの口
径は同一径でも可能である。An embodiment of the present invention will be described below based on the drawings. Referring to FIG. 1, the outline of the control system according to the present invention will be explained. First, the engine 1 is connected to the clutch 29 as a transmission system.
It is connected to a primary shaft 5 of a continuously variable transmission 4 via a forward/reverse switching device 3 . In the continuously variable transmission 4, a secondary shaft 6 is arranged parallel to a primary shaft 5, a primary pulley 7 is provided on the primary shaft 5, a secondary pulley 8 is provided on the secondary shaft 6, and the primary pulley 7 and the secondary pulley 8 are provided with a A drive belt 11 is wound around it. The primary pulley 7 and the secondary pulley 8 are configured such that one of them is movable in the axial direction with respect to one fixed side so that the interval between the pulleys can be varied, and the movable side has a primary hydraulic cylinder 9 and a secondary hydraulic cylinder 10. here. The primary hydraulic cylinder 9 has a larger pressure-receiving area than the secondary hydraulic cylinder 10, and the primary pressure causes the drive belt 11 to wrap around the primary pulley 7 and secondary pulley 8 by changing the ratio of their diameters to achieve stepless speed change. It has become. The secondary shaft 6 also has one set of glue reduction gears 12.
13 to the output shaft 14, and the drive gear 15 of the output shaft 14 is connected to the final gear 16. Differential gear 17. Power is transmitted to drive wheels 19 via an axle 18 . The continuously variable transmission@4 has a hydraulic circuit 20. control unit 7
0 and the line pressure from the control Uni-Soto 70. The hydraulic circuit 20 is operated by the duty signal for speed change control, and the primary hydraulic cylinder 9. The configuration is such that the hydraulic pressure of the secondary hydraulic cylinder 10 is controlled. In FIG. 2, a hydraulic control system including a hydraulic circuit 20 will be described. It has an oil pump 21 driven by an engine 1. A line pressure oil passage 22 on the discharge side of the second oil pump 21 communicates with the secondary hydraulic cylinder 10,
Furthermore, the transmission speed control valve 50 passes through the line pressure control valve 40.
The transmission speed control valve 50 communicates with the primary hydraulic cylinder 9 via the oil passage 23. A drain oil passage 24 from the transmission speed control valve 50 communicates with an oil pan 26 through a check valve 25 that completely drains the oil in the primary hydraulic cylinder 9 and prevents air from entering. The drain oil passage 27 from the line pressure control valve 40 has a lubricant valve 28 to generate a constant lubricating pressure, and the upstream side of the lubricant valve 28 of the oil passage 27 is connected to the drive belt. 11 lubrication nozzles 29 and a prefilling valve 30, which communicate with the oil passage 23 to the primary hydraulic cylinder 9, respectively. The line pressure control valve 40 has a valve body 41. The spool 42 has a spring 43 that biases one side of the spool 42, and the spool 42 communicates the boat 41a of the oil passage 22 with the boat 41b of the drain oil passage 27 for pressure regulation. Line pressure acts on the boat 41C on the opposite side of the spring 43 of the spool 42 through an oil passage 36 branching from the oil passage 22, and the boat 41C on the spring 43 side
d, a duty pressure for line pressure control is applied through the oil passage 37 in a direction to increase the line pressure. As a result, line pressure PL, its effective area SL, duty pressure Pd
, its effective surface [Sd. The following relationship holds true between the spring loads Fs. Fs +Pd-Sd=PL・5LPL
= (Pd - Sd + Fs) / SL Also, the opposite side of the spring 43 from the spool 42 is supported by a movable bush 44, and the sensor shoe 46 is adjusted by an adjustment screw 45 screwed into the bush 44. The screw 47 is in contact with it. The sensor shoe 46 is movably fitted by a hollow shaft 48 through which lubricating oil passes, and is arranged parallel to the primary pulley 7, for example, and slides into contact with the movable half 7a of the primary pulley 7 to detect the gear ratio. 4 and the pulley movable half 7a and the spring 43
By means of a sensor shoe 46 mechanically connected between the gear ratio and the gear ratio, the spring load is increased in low speed gears where the gear ratio is large, and the spring load is continuously reduced as the gear ratio becomes smaller. The variable speed control valve 50 has a valve body 51. It has a spool 52, and by moving the spool 52 left and right, the oil passage 22 is
It operates between an oil supply position where the port 51a is communicated with the boat 51b of the oil passage 23 and an oil drain position where the boat 51b is communicated with the boat 51c of the drain oil passage 24. An oil passage 53 is provided in the boat 51d at the oil drain side end of the spool 52.
A constant reducing pressure acts on the boat 51e at the oil supply side end, and a duty pressure for speed change control acts on the oil passage 54, and a spring 55 for initial setting is applied to the spool 52 in the boat 51e. are doing. Here, the duty pressure changes between the same pressure as the reducing pressure PfL and zero, and by changing the on/off ratio (duty ratio), the oil supply and drain time, that is, the inflow and outflow flow rates. changes, making it possible to control the shifting speed. That is, the shift speed di/dt is the same as that of the primary hydraulic cylinder 9.
Since the flow rate Q is a function of the duty ratio, the line pressure PL, and the primary pressure Pp, a quadratic equation is established. di, /dt=f (Q) = f (D, PL,
Pn) Here, the line pressure P is controlled by the gear ratio i and the engine torque T, and the primary pressure Pp is controlled by the line pressure P.
Since it is determined by L and the gear ratio i, assuming that T is constant. rli/dt=f (D, i). On the other hand, since the gear change speed di, /rlt is determined based on the deviation between the target gear ratio is and the actual gear ratio i in steady state, the following equation holds true. di/dt=k (is −i) From this, if the target gear ratio is is determined for each gear ratio i and the gear change speed di/dt is determined, then from the relationship between the gear change speed di/dt and the gear ratio i, Find the duty ratio. Therefore, based on this duty ratio, the speed change control valve 50
It can be seen that by operating the above, it is possible to control the shifting speed over the entire shifting range. Next, to describe the hydraulic circuit that generates a constant reducing pressure, there is an oil passage 3 branching from the line pressure oil passage 22.
1 communicates with a flow rate control device 80, and this flow rate control device 80
The oil #I32 from the tank is communicated with the reducing valve 60. The flow control device 80 has a control valve 81 and orifices 87a, 87b, and 87c of small, medium, and large diameters. The control valve 81 has a hydraulic chamber 84 on which line pressure acts on one side of a spool 83 inserted into a valve body 82, and a spring 85 on the other side, and the oil passage 31 communicates with an inlet boat 82a. Also, an oil passage 86a branching from the oil passage 31, an oil passage 86b from two outlet ports 82b and 82c,
AEC are all connected to the oil passages 32, and these oil passages 86
A to 86c are provided with orifices 87a to 87c, respectively. In this way, when the line pressure is high, the two outlet boats 82b and 82c are closed by the spool 83 in the control valve 81, and the small-diameter orifice 87a of the oil passage 86a limits the oil amount to an appropriate amount. If the line pressure is medium pressure, control valve 8
By opening the outlet boat 82b at step 1, the oil passages 86a, 86
Obtain an appropriate amount of oil using the two orifices 87a and 87b 6. For lower pressure, use oil H86a to 86
C through three orifices 87a to 87C. Ensure proper oil level. Thereby, the flow rate is controlled in three stages according to changes in line pressure. The reducing valve 60 has a valve body 61. Spool 62° An inlet boat 61a and an outlet boat 6 have a spring 63 biased to one side of the spool 62 and communicate with the oil passage 32.
1b, equipped with a drain boat 61c, and an exit boat 61
A reducing pressure oil passage 33 from b communicates with the boat 61d on the opposite side of the spring 63 of the spool 62. In addition, the reducing pressure can be adjusted by moving a protrusion 64 that receives one of the springs 63 using an adjustment screw or the like to change the spring load. In this way, oil at line pressure is being supplied to Portoro 1a while being restricted by the flow rate control device 80, and when the reducing pressure in the reducing pressure oil path 33 decreases,
The spool 62 is connected to the boats 61a and 6 by the spring 63.
1b and introduce line pressure, then the spool 62 is returned due to the increase in the oil pressure of the boat 61d, connecting the boats 61b and 61c and reducing the reducing pressure. By repeating this, a constant reducing pressure that matches the setting of the spring 63 is obtained while replenishing the line pressure by the amount that the reducing pressure has decreased. The reducing pressure oil passage 33 passes through the line pressure control solenoid valve 65 and the accumulator 66, and an oil passage 37 branches from the downstream side of the orifice 34 in the middle of the reducing pressure oil passage 33.
On the downstream side, a solenoid valve 65 intermittently discharges a constant reducing pressure in response to a duty signal to generate pulse-like oil pressure, which is smoothed by an accumulator 66 to become a duty pressure at a predetermined level, and the duty pressure oil path 37 to the line pressure control valve 40. - Also, an oil passage 53 branches from the upstream side of the orifice 34 of the reducing pressure oil passage 33, and a solenoid valve 67 for speed change control is installed downstream of the orifice 35 of the duty pressure oil passage 54, which branches from the middle of the oil passage 53. communicate. In this way, a constant reducing pressure is supplied to the variable speed control valve 50 through the oil passage 53, and furthermore, the solenoid valve 67 is operated by the duty signal on the downstream side of the orifice 35, thereby generating a pulsed duty pressure, which is then maintained as it is. It comes to be supplied to the variable speed control valve 50. Here, the solenoid valve 65 is configured to drain oil when the duty signal is on, and the larger the duty ratio is, the smaller the duty pressure is. As a result, the line pressure has a characteristic that changes as a small function of X with respect to the duty ratio. On the other hand, since the solenoid valve 67 has a similar configuration, when the duty ratio is large, it takes a long time to switch the speed change control valve 50 to the oil supply position, causing the shift door to pop, and in the opposite case, it takes time to switch it to the oil drain position. It gets longer and shifts down. The larger the deviation of 1s-i, the larger the change in duty ratio, and the greater the shift speed for upshifting or downshifting. Furthermore, to explain the electric control system including the control unit 70, the primary pulley rotation speed sensor 71, the secondary pulley rotation speed sensor 72. Throttle opening sensor 7
3. It has an engine rotation speed sensor 74, and these sensor signals are input to the control unit 70. The control unit 70 provides a duty ratio signal to the solenoid valve 65 mainly in accordance with a target line pressure determined based on the engine torque T. In addition, the gear shift speed di/dt is determined based on the deviation between the target gear ratio is and the actual gear ratio i, and a duty ratio signal determined based on the relationship between these di, /dt, and i is given to the solenoid valve 67. ing. Next, the operation of the hydraulic control device configured as described above will be described. First, the oil pump 21 is driven by the operation of the engine 1, and oil flows into the line pressure control valve 40.
2, the continuously variable transmission 4 is supplied only to the secondary hydraulic cylinder 10, and the continuously variable transmission 4 is in the low gear with the maximum gear ratio 4. Therefore,
In the line pressure control valve 40, the load of the spring 43 is set to be large by the sensor shoe 46, and the line pressure of the oil passage 22 is accordingly controlled to be high. This line pressure acts on the control valve 81 of the flow rate control device 80 through the oil passage 31 to switch the flow path, and when the line pressure is high pressure, the oil passage 86
The amount of oil is most limited only by the small diameter orifice 87a of 'i! i amount of oil flows into the reducing valve 60. The reducing valve 60 replenishes the inflowing oil to the oil l1I833 and drains it according to the oil pressure of the oil passage 33 to generate a constant low reducing pressure. Even though the line pressure is high, the amount of oil is appropriate and the amount of drain is also reduced. Therefore, high line pressure is ensured in the oil passage 22 while the pump driving force is relatively small. The reducing pressure is supplied to the solenoid valves 65 and 67 through the oil passage 33, and when a duty signal corresponding to the engine output is input from the control unit 70 to the solenoid valve 65, this control pressure is used to control the line pressure through the oil passage 37. Acting on valve 40, line pressure is further controlled in response to engine power. Also, when you start shifting after starting,
A shift duty signal that takes the shift speed into account is input from the control unit 70 to the solenoid valve 67, and a control pressure corresponding to this duty ratio is applied to the shift speed control valve 50 to supply and drain line pressure to the primary hydraulic cylinder 9. do. Therefore. p! ! , gear shift @4 is controlled by upshifting or downshifting while changing the gearshift speed. On the other hand, in the above control, high 3! The spring load due to the sensor shoe 46 is reduced by being upshifted to the next step,
Alternatively, when the pressure controlled by the solenoid valve 65 decreases with the engine output, the line pressure control valve 40 controls the line pressure to decrease. Then, the flow rate control device 80 increases the number of orifices 87a to 87C used in accordance with the decrease in line pressure to ensure an appropriate amount of oil, and thus oil at the line pressure is supplied to the reducing valve 60 in just the right amount. Note that although the flow rate control device 80 controls the oil amount to a constant amount regardless of the level of line pressure, the oil amount is not limited to this. Further, the diameters of the orifices 87a to 87c may be the same.

【発明の効果】【Effect of the invention】

以上述べてきたように、本発明によれば、無段変速機に
おいてライン圧をレデューシング弁により減圧して一定
のレデューシング圧を作り。 これをレデューシング弁により制御圧に変換する電子制
御方式で、ライン圧の変化に対し流量制御装置でレデュ
ーシング弁への油量を一定量に制御するので、レデュー
シング弁でのドレンに伴うポンプロスが低減し、オイル
ポンプ容量を小さくすることが可能になり、ポンプ駆動
力の減少により動力性能も向上する。 流量制御装置は複数段にオリフィス使用個数を変える構
成であるから、＃ｌ造が簡単で、広範囲のライン圧変化
に対応できる。As described above, according to the present invention, in the continuously variable transmission, the line pressure is reduced by the reducing valve to create a constant reducing pressure. This electronically controlled system converts this into control pressure using a reducing valve, and the flow control device controls the amount of oil to the reducing valve at a constant amount in response to changes in line pressure, reducing pump loss due to drainage at the reducing valve. , it becomes possible to reduce the oil pump capacity, and the reduction in pump driving force improves power performance. Since the flow rate control device has a configuration in which the number of orifices used is changed in multiple stages, #1 construction is simple and can accommodate a wide range of line pressure changes.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は本発明の無段変速機の一例を示す構成図。 第２図は油圧制御装置の実施例を示す回路図である。 ２２、３１・・・ライン圧油路、６０・・・レデューシ
ング弁、８０・・・流量制御装置、８１・・・制御弁、
８７ａ〜８７ｃ・・・オリフィスFIG. 1 is a configuration diagram showing an example of a continuously variable transmission of the present invention. FIG. 2 is a circuit diagram showing an embodiment of the hydraulic control device. 22, 31... Line pressure oil path, 60... Reducing valve, 80... Flow rate control device, 81... Control valve,
87a-87c...orifice

Claims (2)

【特許請求の範囲】[Claims] （１）ライン圧をレデューシング弁に導いて減圧し、電
子制御用の一定のレデューシング圧を生成する油圧制御
系において、 上記レデューシング弁の上流側に流量制御装置を設け、 上記流量制御装置は、ライン圧の変動を生じても油量を
一定量に制御することを特徴とする無段変速機の油圧制
御装置。(1) In a hydraulic control system that leads line pressure to a reducing valve to reduce the pressure and generate a constant reducing pressure for electronic control, a flow rate control device is provided upstream of the reducing valve, and the flow rate control device is connected to the line A hydraulic control device for a continuously variable transmission, which is characterized by controlling the amount of oil to a constant amount even if pressure fluctuates. （２）上記流量制御装置は、ライン圧に応じて流路を切
換える制御弁と、各流路毎に設けられる複数個のオリフ
ィスとを有し、 上記ライン圧の低下に対し、上記オリフィスの使用個数
を増して適切な油量を確保することを特徴とする特許請
求の範囲第１項記載の無段変速機の油圧制御装置。(2) The flow rate control device has a control valve that switches the flow path according to the line pressure, and a plurality of orifices provided for each flow path, and the orifice is used to respond to the decrease in the line pressure. 2. The hydraulic control device for a continuously variable transmission according to claim 1, wherein the number of hydraulic control devices is increased to ensure an appropriate amount of oil.