JPH01172671A - Speed change control device for continuously variable transmission - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To make speed change characteristic variable with a simple construction by making speed change characteristic variable with changing of a lever ratio of a correction lever be small at lower stage side than a fixed gear ratio while to be large at higher stage side. CONSTITUTION:Engine brake is acted by down shift of a gear ratio control valve 90 to higher engine speed side with actuation of an actuator 120 in a Ds range. In this case, effect of engine brake is softened in low speed side by constraint on action of the actuator 120 with a correction lever 10. Variation on engine speed is small in extra low speed range in lower speed stage side than a fixed gear ratio owing to small lever ratio of a correction lever 130, and characteristic changes to one of large variation on engine speed in middle and low speed range in higher speed side than the fixed gear ratio, owing to large lever ratio of the correction lever 130. Namely, speed change characteristic can be changed with changing of the lever ratio of the correction lever 130 provided between a sensor shoe 85 detecting gear ratio and the actuator 120 for Ds range.

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、車両用のベルト式無段変速機の変速制御装置
に関し、詳しくは、エンジンブレーキ用スポーティドラ
イブ（Ｄｓ）レンジでの極低速域の変速パターンに関す
る。The present invention relates to a shift control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle, and more particularly to a shift pattern in an extremely low speed range in a sport drive (Ds) range for engine braking.

【従来の技術】[Conventional technology]

従来、無段変速機のＤｓレンジの変速制御に関しては、
例えば特開昭６１−４８６５９号公報の先行技術がある
。ここで、エンジンブレーキ用Ｄｓレンジの変速として
変速比制御弁のダウンシフト側にアクチュエータにより
一定の荷重を付加し、第６図の変速ラインｍ５のように
エンジン回転数の高い側にダウンシフトしてエンジンブ
レーキ作用する。また、所定の変速比Ｓ以降では補正手
段と切換手段とによりアクチュエータによる荷重を漸次
減少して、変速ラインｍ７のようにエンジン回転数を低
下し、エンジンブレーキの効きを少なくすることが示さ
れている。Conventionally, regarding the shift control of the Ds range of a continuously variable transmission,
For example, there is a prior art disclosed in Japanese Unexamined Patent Publication No. 61-48659. Here, as a shift in the Ds range for engine braking, a constant load is applied by the actuator to the downshift side of the gear ratio control valve, and the downshift is performed to the side where the engine speed is higher as shown in shift line m5 in Fig. 6. Engine brake works. Further, after a predetermined gear ratio S, it is shown that the load applied to the actuator is gradually reduced by the correction means and the switching means, and the engine speed is lowered as shown in the gear shift line m7, thereby reducing the effectiveness of the engine brake. There is.

【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、上記先行技術のものにあっては、切換手段の
各部材が付加されて、構造が複雑化する。 また、低速と中速との間では、変速ラインｍ７によりエ
ンジンブレーキの効きが車速の低下に伴って減じるので
、良いフィーリングが得られる。 しかるに、低速とクラッチが切れる直前の極低速との間
では、変速比が最大付近まで戻ることで、エンジンブレ
ーキの効きが強くなり、車体がユサユサ振動したり、ク
ラッチ切断直後に反動で車体がガクガクする不具合を生
じる。一方、アクセル開放で変速ラインｍ７に沿ってア
ップシフトする初期には、アップシフトによりエンジン
回転数が下がる。すると、ダウンシフトしてエンジン回
転数が上がる。この作動が走行抵抗とバランスするまで
の間細かく繰返される。この場合に車速の変化に対する
エンジン回転数の変動幅が変速ラインｍ７の傾斜の分だ
け大きくなり、この変動に応じたピトー圧が変速比制御
弁に作用して加、減速を誘発するため、車体が前後に振
動して走行フィーリングを損う問題がある。 そこで、上記問題の解決策としては、極低速域ではエン
ジンブレーキがあまり必要でないので、エンジン回転数
が低くて変化の小さい変速ライン特性に変更することが
考えられるが、かかる特性を簡単な構造で得ることが望
まれる。 本発明は、このような点に鑑みてなされたもので、Ｄｓ
レンジでの極低速と中、低速の各領域における異なる変
速ラインの特性を簡単な構造で得るようにした無段変速
機の変速制御装置を提供することを目的とする。However, in the prior art described above, each member of the switching means is added, making the structure complicated. Furthermore, between low speed and medium speed, the effectiveness of engine braking is reduced by the shift line m7 as the vehicle speed decreases, so a good feeling can be obtained. However, between low speeds and very low speeds just before the clutch disengages, the gear ratio returns to near its maximum, which increases the effectiveness of the engine brake, causing the vehicle body to vibrate, or cause the vehicle body to jerk due to the reaction immediately after the clutch disengages. This may cause problems. On the other hand, at the initial stage of upshifting along shift line m7 with the accelerator released, the engine speed decreases due to upshifting. The engine then downshifts and the engine speed increases. This operation is repeated until the running resistance is balanced. In this case, the fluctuation range of the engine speed with respect to the change in vehicle speed increases by the slope of the gear shift line m7, and the pitot pressure corresponding to this fluctuation acts on the gear ratio control valve to induce acceleration and deceleration of the vehicle body. The problem is that the wheels vibrate back and forth, impairing the driving feeling. Therefore, as a solution to the above problem, since engine braking is not so necessary in the extremely low speed range, it may be possible to change the transmission line characteristics to low engine speed and small changes, but such characteristics can be improved with a simple structure. It is hoped that this will be obtained. The present invention has been made in view of the above points.
It is an object of the present invention to provide a speed change control device for a continuously variable transmission that can obtain characteristics of different speed change lines in each of the extremely low speed range, middle speed range, and low speed range with a simple structure.

【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ため、本発明は、エンジンブレーキ
用スポーティドライブレンジのセレクト時に作動するア
クチュエータが変速比制御弁にエンジン回転数を上昇す
るように連結し、変速比を検出するセンサシューと上記
アクチュエータとの間に補正レバーが上記アクチュエー
タの作動を拘束するように設置される変速制御系におい
て、上記補正レバーのレバー比を、所定の変速比より低
３１１段側では小さくし、高速段側では大きくするよう
に変更し、変速特性を可変するように構成されている。In order to achieve the above object, the present invention provides a sensor shoe for detecting the gear ratio, which connects an actuator activated when selecting a sporty drive range for engine braking to a gear ratio control valve so as to increase the engine speed, and connects the actuator to the gear ratio control valve. In a speed change control system in which a correction lever is installed between the 311 and 311 gears to restrict the operation of the actuator, the lever ratio of the correction lever is set to be small at 311 gears lower than a predetermined gear ratio, and to increase at higher gears. It is configured to change the speed change characteristics so that the speed change characteristics can be varied.

【作　　　用】[For production]

上記構成に基づき、Ｄｓレンジでは、アクチュエータの
作動で変速比制御弁がエンジン回転数の高い側にダウン
シフトしてエンジンブレーキ作用し、このとき補正レバ
ーがアクチュエータの作動を拘束して、低速段側ではエ
ンジンブレーキの効きを緩和するようになる。そして所
定の変速比より低速段側の極低速域では補正レバーのレ
バー比が小さいことで、エンジン回転数の変化が小さく
、所定の変速比より高速段側の中、低速域では補正レバ
ーのレバー比が大きいことで、エンジン回転数の変化が
大きい特性に変わるようになる。　こうして本発明では
、補正レバーのレバー比の変更により変速特性を変える
ことができ、極低速ではエンジン回転数の変化の小さい
特性で車体前後振動等を低減することが可能となる。Based on the above configuration, in the Ds range, when the actuator operates, the gear ratio control valve downshifts to the high engine speed side and acts as an engine brake, and at this time, the correction lever restricts the actuator operation and shifts to the lower gear. This will reduce the effectiveness of engine braking. In the very low speed range on the lower gear ratio than the predetermined gear ratio, the lever ratio of the correction lever is small, so the change in engine speed is small. When the ratio is large, the characteristics change to a large change in engine speed. In this manner, in the present invention, the shift characteristics can be changed by changing the lever ratio of the correction lever, and at extremely low speeds, it is possible to reduce longitudinal vibrations of the vehicle body, etc. with characteristics that cause small changes in engine speed.

【実　施　例】【Example】

以下、本発明の実施例を図面に基づいて具体的に説明す
る。 第１図において、フロントエンジン・フロントドライブ
（ＦＦ）ベースの横置きトランスアクスル型で電磁粉式
クラッチにベルト式無段変速機を組合わせたものについ
て説明する。 符号１は電磁粉式クラッチ、２は前後進切換装置、３は
無段変速機、４はフロントデフ装置である。そしてクラ
ッチハウジング６の一方にｔＳ粉式クラッチ１が収容さ
れ、そのクラッチハウジング６の他方と、そこに接合さ
れるメインケース７゜更にメインケース７のクラッチハ
ウジング６と反対側に接合されるサイドケース８の内部
に、前後進切換装置２．無段変速＠３　、フロントデフ
装置４が収容される。 電磁粉式クラッチ１は、エンジンからのクランク軸１０
にドライブプレート１１を介して一体結合するリング状
のドライブメンバ１２．変速機入力軸１３に回転方向に
一体的にスプライン結合するディスク状のドリブンメン
バ１４を有する。そしてドリブンメンバ１４の外周部側
にコイル１５が内蔵されて、両メンバ１２．１４の間に
円周に沿いギャップ１６が形成され、このギャップ１６
は電磁粉を有する。またコイル１５を具備するドリブン
メンバ１４のハブ部のスリップリング１８には、給電用
ブラシ１９が摺接し、スリップリング１８から更にドリ
ブンメンバ１４内部を通りコイル１５に結線されてクラ
ッチ電流回路が構成されている。 こうして、コイル１５にクラッチ電流を流すと、ギャッ
プ１６を介してドライブおよびドリブンメンバ１２．１
４の間に生じる磁力線に□より、そのギャップ１６に電
磁粉が鎖状に結合して集積し、これによる結合力でドラ
イブメンバ１２に対しドリブンメンバ１４が滑りながら
一体結合して、クラッチ接続状態になる。一方、クラッ
チ電流をカットすると、電磁粉によるドライブおよびド
リブンメンバ１２゜１４の結合力が消失してクラッチ切
断状態になる。 そしてこの場合のクラッチ電流の制御を、前後進切換装
置２の操作に連動して行うようにすれば、パーキング（
Ｐ）またはニュートラル（Ｎ）レンジから前進のドライ
ブ（Ｄ）、Ｄｓまたは後退のリバース（Ｒ）レンジへの
切換え時に自動的にクラッチ１が捨所して、クラッチペ
ダル操作が不要になる。 次いで前後進切換装置２は、上記クラッチ１からの入力
軸１３と、これに同軸上に配置されたプライマリ軸２０
との間に設けられる。即ち、入力軸１３に前進被係合側
を兼ねた後進用ドライブギヤ２１が形成され、プライマ
リ軸２０には後進用被係金側のギヤ２２が回転自在に嵌
合してあり、これらのギヤ２１、２２が、軸２３で支持
されたカウンタギヤ２４．軸２５で支持されたアイドラ
ギヤ２６を介して噛合い構成される。そしてプライマリ
軸２０とギヤ２１および２２との間に、切換機構２７が
設けられる。ここで常時噛合っている上記ギヤ２１．２
４．２６．２２は、クラッチ１のコイル１５を有するド
リブンメンバ１４に連結しており、クラッチ切断時のこ
の部分の慣性マスが比較的大きい点に対応して切換機構
２７は、プライマリ軸２０のハブ２８にスプライン嵌合
するスリーブ２９が、シンクロ機構３０．３１を介して
各ギヤ２１゜２２に噛合い結合するように構成されてい
る。 これによりＰまたはＮレンジの中立位置では、切換機構
２７のスリーブ２９がハブ２８とのみ嵌合して、プライ
マリ軸２０が入力軸１３から切離される０次いでスリー
ブ２９を、シンクロ機構３０を介してギヤ２１側に噛合
わすと、入力軸１３に対しプライマリ軸２０が直結して
ＤまたはＤｓＮレンジ前進状態になる。 一方、スリーブ２９を、逆にシンクロ機構ｌ構３１を介
してギヤ２２側に噛合わせると、入力軸１３はギヤ２１
゜２４、２６．２２を介してプライマリ軸２０に連結さ
れ、エンジン動力が減速逆転してＲレンジの後進状態に
なる。 無段変速機３は、上記プライマリ軸２０に対しセカンダ
リ軸３５が平行配置され、これらの両軸２０゜３５にそ
れぞれプライマリプーリ３６．セカンダリプーリ３７が
設けられ、かつ両プーリ３Ｇ、　３７の間にエンドレス
の駆動ベルト３４が掛は渡しである。プーリ３６．３７
はいずれも２分割に構成され、一方の固定プーリ３６ａ
、３７ａに対し、他方の可動プーリ３６ｂ。 ３７ｂがプーリ間隔を可変にすべく移動可能にされ、可
動プーリ３６ｂ、３７ｂには、それ自体ピストンを兼ね
た油圧サーボ装置３８．３９が付設され、更にセカンダ
リプーリ３７の可動プーリ３７ｂには、ブーり間隔を狭
くする方向にスプリング４ｏが付勢されている。 また油圧制御系として、作動源のオイルポンプ４１がプ
ライマリプーリ３６の隣りに設置される。このオイルポ
ンプ４１は、高圧用のギヤポンプであり、ポンプ駆動軸
４２が、プライマリプーリ３６．プライマリ軸２０およ
び入力軸１３の内部を貫通してクランク軸１０に直結し
、エンジン運転中、常に油圧を生じるようになっている
。そしてこのオイルポンプ４１の油圧を制御して、各油
圧サーボ装置３８．３９に給排油し、プライマリプーリ
３６とセカンダリプーリ３７のプーリ間隔を逆の関係に
変化して、駆動ベルト３４のプーリ３６．３７における
１−り比を無段階に変換し、無段変速した動力をセカン
ダリ軸３５に出力する。 フロントデフ装置４は、上記無段変速機３の高速段側最
小プーリ比が、例えば０．５と非常に小さく、このため
セカンダリ軸３５の回転数が大きい点に鑑み、セカンダ
リ軸３５に対し１組の中間減速ギヤ４３を介して出力軸
４４が連結される。そしてこの出力軸４４のドライブギ
ヤ４５に、ファイナルギヤ４６が噛合い、ファイナルギ
ヤ４６から差動機構４７を介して左右の前輪の車軸４８
．４９に伝動構成される。 第２図において、無段変速機３の油圧制御系について説
明すると、プライマリ油圧サーボ装置３８において、プ
ライマリ軸２０と一体的なシリンダ３８ａに可動プーリ
３１３ｂが嵌合し、シリンダ３８ａ内にライン圧が導入
される６またセカンダリ油圧サーボ装置３９においても
、セカンダリ軸３５と一体的なシリンダ３９ａに可動プ
ーリ３７ｂが嵌合し、シリンダ３９ａ内にライン圧が導
入される。ここで可動プーリ３７ｂに比べて可動プーリ
３６ｂの方が、ライン圧の受圧面積が大きくなっている
。 そして油溜７０からオイルポンプ４１により汲み上げら
れたオイルは、油路７１を介してライン圧調整弁８０に
導かれ、油路７１から分岐するライン圧の油路７２が、
セカンダリシリンダ３９ａに常にライン圧を導入すべく
連通する。油路７１は、更に油路８７を介して変速比制
御弁９０に連通し、この変速比制御弁９０とプライマシ
リンダ３８ａとの間にライン圧を給排油する油路７３が
連通し、多弁８０．９０のドレン油路７４．７５が油溜
側に連通する。またプライマリシリンダ３８ａの個所に
は、クラッチ係合後の変速制御において、エンジン回転
数に応じたピトー圧の制御信号圧を取出す回転数センサ
７６が設置され、この回転数センサ７６からのピトー圧
が、油路７７を介して多弁８０．９０に導かれる。 更に、エンジン回転数の低い状態を含む広範囲で変速制
御を行うＤレンジに対し、エンジン回転数の高い範囲に
限定して変速制御を行い、アクセル開放の場合にエンジ
ンブレーキ作用するＤｓレンジを得る油圧系として、ラ
イン圧調整弁８０からのドレン油路７４にリリーフ弁７
８が設けられ、このリリーフ弁７８の上流側から分岐す
る潤滑油圧回路の油路７９が、セレクト位置検出弁１１
０に連通し、油路７９から更に分岐する油路８８が、変
速比制御弁９０のエンジンブレーキ用アクチュエータ１
２０に連通している。 ライン圧調整弁８０は、弁本体８１．スプール８２゜ス
プール８２の一方のブツシュ８３との間に付勢されるス
プリング８４を有し、プライマリ可動プーリ３６ｂに係
合して実際の変速比を検出するセンサシュー８５が、潤
滑通路を兼ねた軸管８６で移動可能に支持されてブツシ
ュ８３に連結する。弁本体８１において、スプール８２
のスプリング８４と反対側のボート８１ａには油路７７
のピトー圧が、ボート８１ｂには油路７１のポンプ油圧
が導かれる。またボート８１ｃには、油路７１と変速比
制御弁９０への油Ｆ＃１８７が連通している。このボー
ト８１Ｃのスプリング８４側のボー）８１ｆ、およびボ
ート８１ａと８１ｂの間に設けられてポンプ油圧の漏れ
がピトー圧に影響するのを防ぐボート８１ｅが設けられ
ており、瀾れた油はドレンされ油溜７０に導かれる。ま
た、スプール８２のランド８２ａのチャンファ部でボー
ト８１Ｃと８１ｄを連通して調圧するようになっている
。 即ち、スプール８２にはピトー圧およびポンプ油圧が、
ドレンボート８１ｄを開く方向に作用し、これに対しセ
ンサシュー８５による変速比に応じたスプリング８４の
荷重が、ドレンボート８１ｄを閉じる方向に作用する。 これにより、例えば変速比の大きい低速段ではボート８
１ｃにベルトのスリップを避けるために高いライン圧を
生じ、可動プーリ３６ｂが図示右側に動くことにより、
変速比が小さい高速段に移行するのに従ってセンサシュ
ー８５が図示右側に動き、スプリング８４の荷重の低下
によりライン圧を低下すべく制御し、こうして常にベル
トスリップを生じないプーリ押付力を保持する。 変速比制御弁９０は、弁本体９１．スプール９２．スプ
ール９２の一方の操作プランジャ９３との間に付勢され
るスプリング９４を有し、弁本体９１におけるスプール
９２のスプリング９４と反対側の端部のボート９１ａに
油路７７のピトー圧が導かれる。、ｔな中間のボート９
１ｂに油路７３が、そのスプリング側ボート９１ｃに油
路８７が、反対側ボート９１ｄにドレン油路７５が連通
し、スプール９２の溝部９２ａが、ボート９１ｂと９Ｉ
Ｃまたは９１ｄ　’！−通通してライン圧を、プライマ
リシリンダ３８ａに給排油するようになっている。スプ
ール９２の内部からスプリング９４側にモジュレータプ
ランジャ９５が突出して移動可能に挿入され、このモジ
ュレータプランジャ９５の突出部先端のりテーナ９６と
操作プランジャ９３との間に、調整スプリング９７が設
置され、モジュレータプランジャ９５とスプール９２と
の間に、モジュレータスプリング９８が付勢される。そ
してライン圧ボート９１Ｃが、スプール９２の小孔９９
を介してスプール９２内部に連通し、ライン圧をスプー
ル９２とモジュレータプランジャ９５に作用して、ライ
ン圧によりスプール９２に対するモジュレータプランジ
ャ９５の突出量、即ち調整スプリング９７の荷重を変化
するようになっている。 更に、操作プランジャ９３は、ロッド１０１と分離して
弱いスプリング１０２を介して連結し、ロッド１０１と
同じストローク移動すべくストッパ１０３を有する。そ
してプランジャ９３内部が、切欠き１０４゜ボー）９３
ａ、オリフィス１０５．油路１０６を介してボート９１
ａに連通し、スプリング１０２の荷重を調整するスプリ
ング１０７が、スプール９２の端部で弁本体９１との間
に付勢される。 こうしてスプール９２には、ピトー圧が、ボート９１ｂ
と９１ｃの連通でライン圧をプライマリシリンダ３８ａ
に導入してアップシフトする方向に作用し、一方、アク
セル開度に応じたスプリング９４とライン圧でｍｓされ
るスプリング９７の荷重が、ボート９１ｂと９１ｄの連
通でプライマリシリンダ３８ａをドレンしてシフトダウ
ンする方向に作用し、両者の平衡関係で変速比を定める
。ここで、変速開始前のライン圧が最大の場合は、モジ
ュレータプランジャ９５が最も引込んでスプリング９７
の荷重を零にし、このことから、スプリング９７が無い
状態で平衡して変速開始点を定め、この変！開始点以降
は、ライン圧の低下に基づいてスプリング９７の荷重を
増し、変速比の小さい高速段ヘシフトされるのに従って
エンジン回転数を上昇する。更に、上述の関係で平衡す
るピトー圧は、油Ｎ１１０６等により操作プランジャ９
３に作用し、このプランジャ９３が受ける上記ピトー圧
による力を相殺する。 なお、スプール７２の溝部９２ａは所定の形状に面取り
されており、給排油の流量と共に変速速度を変化する構
成になっている。 セレクト位置検出弁１１Ｇは、弁本体１１１にドレン孔
１１２を有する弁体１１３が挿入され、弁体１１３には
セレクト操作に応じて回動するカム１１５が当接しであ
る。ここでカム１１５において、Ｄ、Ｎ。 Ｒのレンジ位置は凸部１１５ａであり、両端のＰ。 Ｄｓのレンジ位置は凹部１１５ｂになっており、上記り
、Ｎ、Ｒの各レンジでドレン孔１１２を閉じて操、作油
圧を生じる。また油路７９における油路８８の分岐部上
流側には、オリフィス１１６が設けられて、Ｐ、ＤＳレ
ンジでドレン孔１１２が開く際の油路７４の油圧の低下
を防ぐようになっている。 エンジンブレーキ用アクチュエータ１２０は、シリンダ
１２１にピストン１２２が挿入され、このピストン１２
２の一方にリターン用スプリング１２３が付勢され、そ
の他方のピストン室１２４に油路８８の操作油圧が導か
れる。またピストン１２２の先端のアーム１２５が、変
速比制御弁９０のロッド１０１のビン１０８と係合可能
になっており、Ｐ、Ｄｓレンジで操作油圧が無い場合に
ピストン１２２．アーム１２５によりロッド１０１を強
制的に所定のストローク押込み、変速領域をエンジン回
転数の高い側に制限する。これによりＤｓレンジでアク
セル開放の場合は、ダウンシフトしてエンジンブレーキ
が効くようになる。 第３図（ａ）、　（ｂ）において、Ｄｓレンジの変速パ
ターンの補正機構について述べる。 先ず、上述の各弁等の配置ついて述べると、バルブボデ
ー６０の中央に変速比制御弁９０が設けられ、この両側
にライン圧調整弁８０とエンジンブレーキ用アクチュエ
ータ１２Ｇが隣接配置され、ライン圧調整弁８０の外側
にセンサシュー８５が配置される。バルブボデー６０の
支持アーム６１．６２にはカムフォロア６３の軸６４が
回転自在に取付けられ、カムフォロア６３がケーブル６
５により気化器側に結ばれて、アクセル開度に応じて回
転するようになっている。変速比制御弁９０のロッド１
０１の頭部１０１ａにはビン１０８によりローラ１０９
が取付けられ、このローラ１０９に軸管６６のシフトカ
ム１００が摺接し、ビン１０８にエンジンブレーキ用ア
クチュエータ１２０のアーム１２５の突出部１２５ａが
係合可能になっている、アーム１２５の下方にはレバー
受け１２５ｂが突出しており、センサシュー８５の下方
にもレバー受け８５ａを有する。 そこで上記構成において、変速比に応じて移動するセン
サシュー８５と、エンジンブレーキ用アクチュ゛エータ
１２０のピストン先端のアーム１２５との間に補正レバ
ー１３０が設けられる。この補正レバー１３０は、平面
視イカリ形を成し、中間がビン１３１により揺動可能に
支持され、一端の突起１３０ａがセンサシュー８５のレ
バー受け８５ａに係合可能になっている。また、補正レ
バー１３０の他方の中心寄りには極低連用突起１３０ｂ
が設けられ、中心から離れた他端に低、中速用突起１３
０Ｃが設けられ、これらの極低速用突起１３０ｂ、低、
中速用突起１３０Ｃがアーム１２５のレバー受Ｇｔ１２
５ｂに選択的に係合可能になっている。ここで、極低速
用突起１３０ｂと低、中速用突起１３０Ｃとの間の間隔
はアーム１２５のレバー受け１２５ｂの長さに略等しく
、＠収速用突起１３Ｑｂより低、中速用突起１３０Ｃの
方が多く突出して、極低速用突起１３０ｂと低、中速用
突起１３０Ｃとがレバー受け１２５ｂに対して一方が外
れる直前に他方が係合して、スムーズに係合状態を変え
るようになっている。 また極低連用突起１３０ｂの係合状態では、補正レバー
１３０のレバー比が小さくなり、このためセンサシュー
８５の移動量、即ち変速比変化量Δｉに対してアクチュ
エータ１２０および変速比制御弁９０の移動量、即ち変
速比制御弁押込み量Δχが、Δｉ〉Δχになる。これに
対して低、中速用突起１３０Ｃの係合状態では、補正レ
バー１３０のレバー比が大きくなるので、Δ１≦Δχに
変更になる。 次いで、このように構成された変速制御装置の作用につ
いて説明する。 先ず、Ｄレンジにセレクトすると、セレクト位置検出弁
１１０においてカム１１５の凸部１１５ａにより弁体１
１３が引込んでドレン孔１１２を閉じるため、油路７９
の油圧がエンジンブレーキ用アクチュエータ１２０のピ
ストン室１２４に供給される。そこで、エンジンブレー
キ用アクチュエータ１２０のピストン１２２は突出して
、先端のアーム１２５は変速比制御弁９０のビン１０８
とは非係合状態に退避する。これにより変速比制御弁９
０は、アクセルペダルに連動するシフトカム１００での
み押込まれる。 一方、車両停止または走り始めの変速開始前には、ライ
ン圧調整弁８０で調圧されたライン圧が油路７２により
セカンダリシリンダ３９ａにのみ導入しており、プライ
マリシリンダ３８ａは変速比制御弁９０によりドレン油
路７５に連通している。そのなめ無段変速ｔｌＮ３では
、駆動ベル′ト３４のプライマリプーリ３６に対しセカ
ンダリプーリ３７の巻付は径が最も大きく、最大変速比
ｉ［の低速段となる。 次いで、走行後に回転数センサ７６のピトー圧が上昇し
て変速比制御弁９０のスプール９２を移動し、油路８７
のライン圧が油路７３を介してプライマリシリンダ３８
ａ　４：供給されると、アリフィル作用で直ちにプライ
マリ圧を生じてアップシフトを開始する。そしてプライ
マリ圧の上昇により、駆動ベルト３４の１ライマリプー
リ３６に対する巻付は径が増し、アクセル開放の変速ラ
インｍ１とアクセル全開の変速ラインｍ２との間の任意
のラインで、最終的には第５図のように最小変速比ｉＨ
の高速段に無段変速する。 アクセル開放の減速時には、変速比最小のラインｉｆｆ
に沿って減速し、上述の変速ラインｍ１より低い所定の
エンジン回転数になった以降、変速ラインｍ３に沿って
ダウンシフトする。 ここでアクセル開放時には、変速比制御弁９０において
シフトカム１００による操作プランジャ９３の押込み量
が最小であるため、モジュレータプランジャ９５がライ
ン圧により移動しても、スプリング９７の荷重は零の状
態に保持される。従って、スプリング９４の最小の一定
荷重とピトー圧とのバランスにより、変速ラインｍ１　
、ｍ３のようにエンジン回転数を一定に保つようなアッ
プシフトまたはダウンシフトする特性になる。 次いで、エンジンブレーキ用Ｄｓレンジにセレクトした
場合について、第４図（ａ）ないしくＣ）を用いて述べ
る。 先ず、ＤＳレンジのセレクトにより、セレクト位置検出
弁１１０では、カム１１５の凹部１１５ｂにより弁体１
１３が突出してドレン孔１１２を開くことになり、この
ためエンジンブレーキ用アクチュエータ１２０のピスト
ン室１２４の油圧はドレンし、ピストン１２２とアーム
１２５とはスプリング１２３により引込み作用する。こ
のため変速比制御弁９０の操作プランジャ９３は、シフ
トカム１００と無関係にアーム１２５により直接的に押
込まれる。　゛ここで第４図（ａ）の最大変速比ｉ［で
は、プライマリプーリ３６のプーリ間隔が最も広く、こ
のためセンサシュー８５は最も左側に位置して補正レバ
ー１３０の一方の突起１３０ａに係合する。そこで補正
レバー１３０は、このセンサシュー８５により他方を最
も右側に揺動変位した状慇になり、このとき他端の低、
中速用突起１３０Ｃはアーム１２５の外側に外れ、中心
寄りの極低連用突起１３０ｂがアーム１２５のレバー受
け１２５ｂに係合してその引込みを阻止する。このため
アクセル開放時には、変速比制御弁９０の操作プランジ
ャ９３の押込みはＤレンジと同様に最小になって、Ｄレ
ンジのＩ＆低変速ラインｍ１と同一の点Ｐ１で変速を開
始する。 変速開始後センサシュー８５が右側に移動すると、アク
チュエータ１２０のスプリング力により補正レバー１３
０はそれに追従して時計方向に揺動し、極低連用突起１
３０ｂの位置が左側に移行することでアクチュエータ１
２０のピストン１２２は徐々に引込む。 このためアーム１２５の突出部１２５ａは、変速比制御
弁９０のビン１０８に係合して操作プランジャ９３を押
込み、これによりスプリング９４の荷重を増してエンジ
ン回転数の増大方向に変速するようになる。 ところでこの場合の極低速用突起１３０ｂの移動に伴う
押込み量Δχは、変速比変化量Δ１に対して小さいこと
で、エンジン回転数の上昇を抑えるように変速される。 従って、変速開始付近の極低速では、第５図の変速ライ
ン１１のようにエンジン回転数の上昇の小さい特性にな
る。 そして第４図（ｂ）のように変速が進むと、補正レバー
１３０の極低連用突起１３０ｂは左側および内側に移動
してアーム１２５のレバー受け１２５ｂから外れ、これ
に対して他端の低、中速用突起１３０Ｃがレバー受け１
２５ｂに近づく、そして所定の変速比１１でアーム１２
５のレバー受け１２５ｂに、極低速用突起１３０ｂに代
って低、中速用突起１３０Ｃが係合する。 するとこれ以降は、センサシュー８５による変速比の変
化に対し、補正レバー１３０の低、中速用突起１３０Ｃ
の移動で、アクチュエータ１２０のアーム１２５が引込
んで変速比制御弁９０を押込む、この場合に第４図ｆｃ
）のように押込み量Δχが、変速比変化量Δ１に対して
大きいことで、アップシフトに応じてエンジン回転数を
急上昇するように変速される。従って、上記極低速後の
中、低速では、第５図の変速ライン１２のようにエンジ
ン回転数を上昇した特性になって加速性が良くなる。 そして所定の変速比１２に達すると、アクチュエータ１
２０はフルストローク引込んで、補正レバー１３０はこ
の場合の揺動位置に保持され、これ以降はスプリング１
２３の大きい一定の押込み力が変速比制御弁９０に付与
する。従って、第５図の変速ライン１３のようにエンジ
ン回転数の高い側に移行した本来のＤｓレンジの特性に
なる。 以上、Ｄ’ｓレンジのアップシフトについて述べたが、
アクセル開放の減速時にＤｓレンジをセレクトすると、
先ずアクチュエータ１２０の作用で変７速ライン１３に
ダウンシフトして、エンジンブレーキが効くようになる
。このとき補正レバー１３０は所定の変速比　１２に待
機位置しており、この変速比１２以降は補正レバー１３
０にセンサシュー８５が係合し、上述と逆に変速ライン
１２に沿ってエンジン回転数はダウンシフトに応じ低下
してエンジンブレーキの効きを緩和する。そして所定の
変速比１１以降の極低速では、変速ラインＬ１に沿って
エンジンブレーキの非常に小さいものになる。 そして、これまでの説明では補正レバーの突起が２個の
例を説明したが、３個でも同様に実施できる。 なお、本発明は上記実施例のみに限定されるものではな
く、Ｄｓレンジの中速以上の領域でも変速ラインを可変
制御して、加速性、エンジンブレーキの効きを変えるこ
ともできる。また、極低速と中、低速域において、指数
関数的に連続した特性でも良い。Embodiments of the present invention will be specifically described below based on the drawings. Referring to FIG. 1, a front engine/front drive (FF) based transverse transaxle type vehicle in which an electromagnetic powder clutch is combined with a belt type continuously variable transmission will be described. Reference numeral 1 is an electromagnetic powder clutch, 2 is a forward/reverse switching device, 3 is a continuously variable transmission, and 4 is a front differential device. The tS powder type clutch 1 is housed in one side of the clutch housing 6, and the other side of the clutch housing 6 includes a main case 7 that is connected thereto, and a side case that is connected to the opposite side of the main case 7 from the clutch housing 6. 8 has a forward/reverse switching device 2. A continuously variable transmission@3 and a front differential device 4 are housed. The electromagnetic powder clutch 1 is connected to the crankshaft 10 from the engine.
A ring-shaped drive member 12 is integrally connected to the drive plate 11 via the drive plate 11. It has a disk-shaped driven member 14 that is integrally spline-coupled to the transmission input shaft 13 in the rotational direction. A coil 15 is built into the outer peripheral side of the driven member 14, and a gap 16 is formed along the circumference between both members 12.14.
has electromagnetic powder. In addition, a power supply brush 19 is in sliding contact with a slip ring 18 of the hub portion of the driven member 14 that includes a coil 15, and is further connected to the coil 15 through the inside of the driven member 14 from the slip ring 18 to form a clutch current circuit. ing. In this way, when the clutch current is applied to the coil 15, the drive and driven member 12.1 are connected through the gap 16.
4, electromagnetic powder is combined and accumulated in the gap 16 in a chain shape due to the magnetic field lines generated between the two, and due to this binding force, the driven member 14 slides and is integrally connected to the drive member 12, and the clutch is connected. become. On the other hand, when the clutch current is cut, the drive by electromagnetic powder and the coupling force between the driven members 12 and 14 are lost, resulting in a clutch disconnected state. If the clutch current in this case is controlled in conjunction with the operation of the forward/reverse switching device 2, parking (
Clutch 1 is automatically disengaged when switching from the forward (P) or neutral (N) range to the forward drive (D), Ds or reverse (reverse) range, eliminating the need for clutch pedal operation. Next, the forward/reverse switching device 2 includes an input shaft 13 from the clutch 1 and a primary shaft 20 disposed coaxially therewith.
established between. That is, a reverse drive gear 21 that also serves as a forward engaged side is formed on the input shaft 13, and a reverse engaged side gear 22 is rotatably fitted to the primary shaft 20. 21 and 22 are counter gears 24 supported by a shaft 23. They are meshed through an idler gear 26 supported by a shaft 25. A switching mechanism 27 is provided between the primary shaft 20 and the gears 21 and 22. The above gear 21.2 which is always in mesh here
4.26.22 is connected to the driven member 14 having the coil 15 of the clutch 1, and corresponding to the fact that the inertia mass of this part is relatively large when the clutch is disengaged, the switching mechanism 27 is connected to the driven member 14 having the coil 15 of the clutch 1. A sleeve 29 splined to the hub 28 is configured to mesh with each gear 21, 22 via a synchronizing mechanism 30, 31. As a result, in the neutral position of the P or N range, the sleeve 29 of the switching mechanism 27 is fitted only with the hub 28, and the primary shaft 20 is separated from the input shaft 13. When engaged with the gear 21 side, the primary shaft 20 is directly connected to the input shaft 13, resulting in a D or DsN range forward state. On the other hand, when the sleeve 29 is meshed with the gear 22 via the synchronizing mechanism 31, the input shaft 13 is connected to the gear 21.
It is connected to the primary shaft 20 through 24, 26, and 22, and the engine power is decelerated and reversed to enter the R range reverse state. In the continuously variable transmission 3, a secondary shaft 35 is arranged parallel to the primary shaft 20, and primary pulleys 36. A secondary pulley 37 is provided, and an endless drive belt 34 is provided between both pulleys 3G and 37. Pulley 36.37
are divided into two parts, one fixed pulley 36a
, 37a, and the other movable pulley 36b. The movable pulleys 36b and 37b are provided with hydraulic servo devices 38 and 39 which also serve as pistons, and the movable pulley 37b of the secondary pulley 37 is provided with a boot. A spring 4o is biased in a direction to narrow the gap. Further, as a hydraulic control system, an oil pump 41 as an operating source is installed next to the primary pulley 36. This oil pump 41 is a high-pressure gear pump, and the pump drive shaft 42 is connected to the primary pulley 36. It penetrates through the interior of the primary shaft 20 and the input shaft 13 and is directly connected to the crankshaft 10, so that hydraulic pressure is constantly generated during engine operation. Then, the oil pressure of the oil pump 41 is controlled to supply and drain oil to each hydraulic servo device 38 and 39, and the pulley spacing between the primary pulley 36 and the secondary pulley 37 is changed to an inverse relationship, so that the pulley 36 of the drive belt 34 The 1-to-1 ratio at .37 is converted steplessly, and the steplessly variable power is output to the secondary shaft 35. In view of the fact that the minimum pulley ratio on the high speed side of the continuously variable transmission 3 is very small, for example 0.5, and therefore the rotational speed of the secondary shaft 35 is high, the front differential device 4 has a An output shaft 44 is connected via a set of intermediate reduction gears 43 . A final gear 46 meshes with the drive gear 45 of this output shaft 44, and the axle 48 of the left and right front wheels is connected from the final gear 46 via a differential mechanism 47.
．． 49, transmission is configured. In FIG. 2, the hydraulic control system of the continuously variable transmission 3 will be explained. In the primary hydraulic servo device 38, a movable pulley 313b is fitted into a cylinder 38a that is integrated with the primary shaft 20, and line pressure is generated in the cylinder 38a. Also in the introduced secondary hydraulic servo device 39, a movable pulley 37b is fitted into a cylinder 39a that is integral with the secondary shaft 35, and line pressure is introduced into the cylinder 39a. Here, the movable pulley 36b has a larger line pressure receiving area than the movable pulley 37b. The oil pumped up from the oil sump 70 by the oil pump 41 is guided to the line pressure regulating valve 80 via the oil passage 71, and the line pressure oil passage 72 branching from the oil passage 71 is
The line pressure is constantly introduced into the secondary cylinder 39a. The oil passage 71 further communicates with a gear ratio control valve 90 via an oil passage 87, and an oil passage 73 for supplying and discharging line pressure between this gear ratio control valve 90 and the primer cylinder 38a communicates with the multi-valve 80.90 drain oil passages 74.75 communicate with the oil sump side. In addition, a rotation speed sensor 76 is installed at the primary cylinder 38a to take out a control signal pressure of pitot pressure according to the engine rotation speed during gear change control after clutch engagement, and the pitot pressure from this rotation speed sensor 76 is , are led to multiple valves 80 and 90 via oil passages 77. Furthermore, in contrast to the D range, which performs shift control over a wide range including low engine speeds, the hydraulic pressure control is limited to a high engine speed range to obtain the Ds range, which applies engine braking when the accelerator is released. As a system, a relief valve 7 is connected to the drain oil passage 74 from the line pressure regulating valve 80.
8 is provided, and an oil passage 79 of a lubricating hydraulic circuit branching from the upstream side of this relief valve 78 connects to the select position detection valve 11.
An oil passage 88 that communicates with the oil passage 79 and further branches from the oil passage 79 is connected to the engine brake actuator 1 of the gear ratio control valve 90.
It is connected to 20. The line pressure regulating valve 80 has a valve body 81. Spool 82° A sensor shoe 85, which has a spring 84 biased between it and one bush 83 of the spool 82 and engages with the primary movable pulley 36b to detect the actual gear ratio, also serves as a lubrication passage. It is movably supported by a shaft tube 86 and connected to the bush 83. In the valve body 81, the spool 82
There is an oil passage 77 in the boat 81a on the opposite side of the spring 84.
The pitot pressure of , and the pump oil pressure of the oil passage 71 are guided to the boat 81b. Further, oil F#187 to the oil passage 71 and the speed ratio control valve 90 is in communication with the boat 81c. A boat 81f on the spring 84 side of the boat 81C, and a boat 81e installed between the boats 81a and 81b to prevent leakage of pump hydraulic pressure from affecting the pitot pressure, and drain the accumulated oil. and is guided to the oil sump 70. Further, the boats 81C and 81d are communicated with each other at the chamfer portion of the land 82a of the spool 82 to regulate the pressure. That is, the spool 82 receives pitot pressure and pump oil pressure.
It acts in the direction to open the drain boat 81d, whereas the load of the spring 84 according to the speed ratio by the sensor shoe 85 acts in the direction to close the drain boat 81d. As a result, for example, in a low gear with a large gear ratio, the boat 8
1c to avoid belt slippage, and the movable pulley 36b moves to the right in the figure.
As the gear ratio shifts to a high speed gear, the sensor shoe 85 moves to the right in the drawing, and the load on the spring 84 decreases, thereby controlling the line pressure to decrease, thereby always maintaining a pulley pressing force that does not cause belt slip. The gear ratio control valve 90 includes a valve body 91. Spool 92. A spring 94 is biased between the spool 92 and one operating plunger 93, and the pitot pressure of the oil passage 77 is guided to the boat 91a at the end of the spool 92 opposite to the spring 94 in the valve body 91. . , t intermediate boat 9
An oil passage 73 communicates with 1b, an oil passage 87 communicates with the spring side boat 91c, a drain oil passage 75 communicates with the opposite side boat 91d, and the groove 92a of the spool 92 communicates with the boats 91b and 9I.
C or 91d'! - The line pressure is passed through to supply and drain oil to the primary cylinder 38a. A modulator plunger 95 protrudes from the inside of the spool 92 toward the spring 94 and is movably inserted therein. An adjustment spring 97 is installed between the glue retainer 96 at the tip of the protrusion of the modulator plunger 95 and the operation plunger 93. A modulator spring 98 is biased between 95 and spool 92. Then, the line pressure boat 91C is connected to the small hole 99 of the spool 92.
The line pressure is communicated with the inside of the spool 92 through the spool 92, and the line pressure is applied to the spool 92 and the modulator plunger 95, so that the line pressure changes the amount of protrusion of the modulator plunger 95 relative to the spool 92, that is, the load of the adjustment spring 97. There is. Further, the operating plunger 93 is connected to the rod 101 separately via a weak spring 102, and has a stopper 103 to move the same stroke as the rod 101. The inside of the plunger 93 has a notch (104° bow) 93
a, orifice 105. Boat 91 via oil channel 106
A spring 107 that communicates with the valve body 91 and adjusts the load of the spring 102 is biased between the end of the spool 92 and the valve body 91 . In this way, the pitot pressure is applied to the spool 92, and the boat 91b
and 91c communicate the line pressure to the primary cylinder 38a.
On the other hand, the load of the spring 94 corresponding to the accelerator opening and the load of the spring 97 caused by the line pressure drain the primary cylinder 38a through communication between the boats 91b and 91d and shift. The gear ratio is determined by the balanced relationship between the two. Here, when the line pressure before the start of the shift is at its maximum, the modulator plunger 95 is retracted the most and the spring 97
From this, the shift start point is determined in equilibrium without the spring 97, and this change! After the starting point, the load on the spring 97 is increased based on the decrease in line pressure, and the engine speed is increased as the gear ratio is shifted to a higher gear with a smaller gear ratio. Furthermore, the pitot pressure that is balanced according to the above relationship is controlled by the operating plunger 9 using oil N1106 or the like.
3 to offset the force exerted on the plunger 93 due to the pitot pressure. Note that the groove portion 92a of the spool 72 is chamfered in a predetermined shape, and is configured to change the speed change along with the flow rate of oil supply and discharge. In the select position detection valve 11G, a valve element 113 having a drain hole 112 is inserted into a valve body 111, and a cam 115 that rotates in response to a selection operation is in contact with the valve element 113. Here, in the cam 115, D, N. The range position of R is the convex portion 115a, and the range position of P is at both ends. The Ds range position is a recess 115b, and as described above, the drain hole 112 is closed in each of the N and R ranges to generate operating pressure. Further, an orifice 116 is provided on the upstream side of the branch part of the oil passage 88 in the oil passage 79 to prevent the oil pressure in the oil passage 74 from decreasing when the drain hole 112 is opened in the P and DS ranges. The engine brake actuator 120 has a piston 122 inserted into a cylinder 121.
A return spring 123 is biased to one side of the piston chamber 2, and the operating oil pressure of the oil passage 88 is guided to the other piston chamber 124. Further, the arm 125 at the tip of the piston 122 can engage with the pin 108 of the rod 101 of the gear ratio control valve 90, so that when there is no operating oil pressure in the P and Ds ranges, the piston 122. The rod 101 is forcibly pushed through a predetermined stroke by the arm 125 to limit the speed change range to the high engine speed side. As a result, when the accelerator is released in the Ds range, the engine will downshift and apply engine braking. Referring to FIGS. 3(a) and 3(b), a correction mechanism for the shift pattern in the Ds range will be described. First, regarding the arrangement of the above-mentioned valves, etc., a gear ratio control valve 90 is provided in the center of the valve body 60, and a line pressure regulating valve 80 and an engine brake actuator 12G are arranged adjacent to each other on both sides of the valve body 60 to adjust the line pressure. A sensor shoe 85 is arranged outside the valve 80. A shaft 64 of a cam follower 63 is rotatably attached to the support arms 61 and 62 of the valve body 60, and the cam follower 63 is connected to the cable 6.
5 is connected to the carburetor side, and rotates according to the opening degree of the accelerator. Rod 1 of the gear ratio control valve 90
A roller 109 is attached to the head 101a of 01 by a bottle 108.
is attached, the shift cam 100 of the shaft tube 66 is in sliding contact with the roller 109, and the protrusion 125a of the arm 125 of the engine brake actuator 120 can be engaged with the bin 108. Below the arm 125 is a lever receiver. 125b protrudes, and also has a lever receiver 85a below the sensor shoe 85. Therefore, in the above configuration, a correction lever 130 is provided between the sensor shoe 85 that moves according to the gear ratio and the arm 125 at the tip of the piston of the engine brake actuator 120. The correction lever 130 has an annular shape in a plan view, is swingably supported by a pin 131 in the middle, and has a protrusion 130a at one end that can be engaged with a lever receiver 85a of the sensor shoe 85. Further, near the center of the other side of the correction lever 130, an extremely low continuous projection 130b is provided.
is provided, and a protrusion 13 for low and medium speeds is provided at the other end away from the center.
0C is provided, and these extremely low speed protrusions 130b, low,
The medium speed protrusion 130C is the lever holder Gt12 of the arm 125.
5b. Here, the distance between the very low speed protrusion 130b and the low/medium speed protrusion 130C is approximately equal to the length of the lever receiver 125b of the arm 125, and is lower than the collection protrusion 13Qb and the middle speed protrusion 130C. The very low speed protrusion 130b and the low/medium speed protrusion 130C are engaged with the lever receiver 125b just before one comes off, so that the engagement state can be changed smoothly. There is. In addition, in the engaged state of the very low connection protrusion 130b, the lever ratio of the correction lever 130 becomes small, so that the actuator 120 and the gear ratio control valve 90 move relative to the amount of movement of the sensor shoe 85, that is, the amount of change in gear ratio Δi. The amount, that is, the gear ratio control valve pushing amount Δχ becomes Δi>Δχ. On the other hand, in the engaged state of the low and medium speed protrusions 130C, the lever ratio of the correction lever 130 becomes large, so that it changes to Δ1≦Δχ. Next, the operation of the shift control device configured as described above will be explained. First, when the D range is selected, the convex portion 115a of the cam 115 in the select position detection valve 110
13 to close the drain hole 112, the oil passage 79
of hydraulic pressure is supplied to the piston chamber 124 of the engine brake actuator 120. Therefore, the piston 122 of the engine brake actuator 120 protrudes, and the arm 125 at the tip is attached to the pin 108 of the gear ratio control valve 90.
is retracted to a disengaged state. As a result, the gear ratio control valve 9
0 is pushed in only by the shift cam 100 that is linked to the accelerator pedal. On the other hand, before the vehicle stops or starts shifting when it starts running, the line pressure regulated by the line pressure regulating valve 80 is introduced only to the secondary cylinder 39a through the oil passage 72, and the primary cylinder 38a is connected to the gear ratio control valve 90. It communicates with the drain oil passage 75 by. In the continuously variable transmission tlN3, the diameter of the winding of the secondary pulley 37 around the primary pulley 36 of the drive belt 34 is the largest, resulting in a low speed gear with a maximum gear ratio i[. Next, after driving, the pitot pressure of the rotation speed sensor 76 increases and moves the spool 92 of the gear ratio control valve 90, causing the oil passage 87 to move.
line pressure is applied to the primary cylinder 38 via the oil passage 73.
a4: When supplied, the primary pressure is immediately generated by the antfill action and an upshift is started. As the primary pressure increases, the diameter of the winding of the drive belt 34 around the first primary pulley 36 increases, and eventually the fifth As shown in the diagram, the minimum gear ratio iH
Continuously variable speed to high speed. When decelerating when the accelerator is released, the minimum gear ratio line if
After the engine speed reaches a predetermined engine speed lower than the speed change line m1, the engine downshifts along the speed change line m3. When the accelerator is released, the push amount of the operating plunger 93 by the shift cam 100 in the gear ratio control valve 90 is the minimum, so even if the modulator plunger 95 moves due to line pressure, the load on the spring 97 is maintained at zero. Ru. Therefore, due to the balance between the minimum constant load of the spring 94 and the pitot pressure, the shift line m1
, m3, it has a characteristic of upshifting or downshifting to keep the engine speed constant. Next, the case where the engine brake Ds range is selected will be described using FIGS. 4(a) to 4(c). First, by selecting the DS range, the select position detection valve 110 detects the valve body 1 by the recess 115b of the cam 115.
13 protrudes to open the drain hole 112, so that the hydraulic pressure in the piston chamber 124 of the engine brake actuator 120 drains, and the piston 122 and arm 125 are retracted by the spring 123. Therefore, the operation plunger 93 of the gear ratio control valve 90 is directly pushed in by the arm 125 regardless of the shift cam 100. 4(a), the pulley interval of the primary pulley 36 is the widest, and therefore the sensor shoe 85 is located at the leftmost position and engages with one protrusion 130a of the correction lever 130. do. Therefore, the correction lever 130 is in a state in which the other end is oscillated to the far right by the sensor shoe 85, and at this time, the other end of the correction lever 130 is
The medium speed projection 130C comes off to the outside of the arm 125, and the extremely low speed projection 130b near the center engages with the lever receiver 125b of the arm 125 to prevent its retraction. Therefore, when the accelerator is released, the depression of the operation plunger 93 of the gear ratio control valve 90 becomes the minimum as in the D range, and the shift starts at the same point P1 as the I & low shift line m1 of the D range. When the sensor shoe 85 moves to the right after the shift starts, the correction lever 13 is moved by the spring force of the actuator 120.
0 follows this and swings clockwise, and the extremely low continuous projection 1
By shifting the position of 30b to the left, actuator 1
20 pistons 122 gradually retract. Therefore, the protrusion 125a of the arm 125 engages with the pin 108 of the gear ratio control valve 90 and pushes the operating plunger 93, thereby increasing the load on the spring 94 and shifting in the direction of increasing the engine speed. . Incidentally, in this case, the pushing amount Δχ associated with the movement of the very low speed projection 130b is smaller than the gear ratio change amount Δ1, so that the speed is changed so as to suppress the increase in engine speed. Therefore, at extremely low speeds near the start of the shift, the engine speed has a characteristic in which the increase in engine speed is small, as shown by the shift line 11 in FIG. Then, as the gear shift progresses as shown in FIG. 4(b), the very low connection protrusion 130b of the correction lever 130 moves to the left and inward and comes off the lever receiver 125b of the arm 125. Medium speed protrusion 130C is lever receiver 1
25b, and at a predetermined gear ratio 11, the arm 12
In place of the extremely low speed projection 130b, a low and medium speed projection 130C engages with the lever receiver 125b of No. 5. Then, from this point on, the low and medium speed protrusions 130C of the correction lever 130 respond to changes in the gear ratio caused by the sensor shoe 85.
, the arm 125 of the actuator 120 retracts and pushes the gear ratio control valve 90. In this case, as shown in FIG.
), the pushing amount Δχ is larger than the gear ratio change amount Δ1, so that the engine speed is changed so as to rapidly increase the engine speed in response to the upshift. Therefore, at medium to low speeds after the extremely low speeds described above, the engine speed is increased as shown by the shift line 12 in FIG. 5, resulting in improved acceleration. When the predetermined gear ratio 12 is reached, the actuator 1
20 is fully retracted, the correction lever 130 is held in the swinging position in this case, and from this point on, the spring 1
23 is applied to the gear ratio control valve 90. Therefore, as shown in the shift line 13 in FIG. 5, the characteristics of the original Ds range shift to the higher engine speed side. I have talked about the upshift of the D's range above,
If you select the Ds range when decelerating with the accelerator released,
First, the actuator 120 causes a downshift to the 7th gear line 13, and engine braking becomes effective. At this time, the correction lever 130 is in a standby position at a predetermined gear ratio 12, and after this gear ratio 12, the correction lever 130
0, the sensor shoe 85 engages with the gear shift line 12, and contrary to the above, the engine speed decreases along the shift line 12 in accordance with the downshift, thereby reducing the effectiveness of the engine brake. At extremely low speeds after a predetermined gear ratio of 11, the engine brake is extremely small along the gear shift line L1. In the explanation so far, an example has been described in which the correction lever has two protrusions, but it can be similarly implemented with three protrusions. It should be noted that the present invention is not limited to the above-mentioned embodiments, and it is also possible to variably control the shift line even in the middle speed range or above of the Ds range to change the acceleration performance and the effectiveness of the engine brake. Further, the characteristic may be exponentially continuous in the extremely low speed, medium, and low speed ranges.

【ＪＡ明の効果】[Effect of JA Ming]

以上述べてきたように、本発明によれば、無段変速機の
エンジンブレーキ用Ｄｓレンジの変速制御において、変
速比を検出するセンサシューとＤｓレンジのアクチュエ
ータとの間に設置される補正レバーのレバー比の変更で
変速特性が変えられるので、構造が非常に簡素化する。 補正レバーのレバー比を小さくすることで、極低ｉｍの
変速特性はエンジン回転数の変化の小さいものになって
、車体前後振動等を低減して走行フィーリングを向上し
得る。 補正レバーは例えばアクチュエータとの係合側にレバー
比を変えるように複数の突起を有し、補正レバーの揺動
運動を利用して複数の突起と選択的に係合する構成であ
るから、構造が簡単であり、レバー比の変更を確実がっ
円滑に行い得る。 補正レバーのレバー比、即ち突起の位置、形状により変
速特性を任意に設定できる。As described above, according to the present invention, in the shift control of the Ds range for engine braking of a continuously variable transmission, the correction lever installed between the sensor shoe that detects the gear ratio and the Ds range actuator. Since the shifting characteristics can be changed by changing the lever ratio, the structure is greatly simplified. By reducing the lever ratio of the correction lever, the extremely low-IM transmission characteristics have small changes in engine speed, which can reduce vehicle body longitudinal vibrations and improve the driving feeling. For example, the correction lever has a plurality of protrusions on the engagement side with the actuator so as to change the lever ratio, and the structure is such that the correction lever selectively engages with the plurality of protrusions using the swinging motion of the correction lever. is simple, and the lever ratio can be changed reliably and smoothly. The shifting characteristics can be arbitrarily set by adjusting the lever ratio of the correction lever, that is, the position and shape of the protrusion.

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

第１図は本発明が適用される無段変速機の一例を示す断
面図、 第２図は本発明の変速制御装置の実施例を示す回路図、 第３図（ａ）は補正レバーの組付状態を示す平面図、（
ｂ）は袖正レバーを詳細に示す平面図、第４図（ａ）な
いしくＣ）は動作状態を示す平面図、第５図は本発明の
変速パターンを示す線図、第６図は従来の変速パターン
を示すａ図である。 ３・・・無段変速機、８５・・・センサシュー、８５ａ
・・・レバー受け、９０・・・変速比制御弁、１２０・
・・アクチュエータ、１２５・・・アーム、１２５ｂ・
・・レバー受け、１３０・・・補助レバー、１３０ａ、
　１３０ｂ、　１３０ｃ・・・突起特許出願人　　　　
富士重工業株式会社代理人　弁理士　　小　橋　信　滓 量　　弁理士　　村　井　　　進Fig. 1 is a sectional view showing an example of a continuously variable transmission to which the present invention is applied, Fig. 2 is a circuit diagram showing an embodiment of the speed change control device of the present invention, and Fig. 3(a) is a set of correction levers. Plan view showing attached state, (
b) is a plan view showing the sleeve corrector lever in detail, Fig. 4 (a) to C) is a plan view showing the operating state, Fig. 5 is a diagram showing the shift pattern of the present invention, and Fig. 6 is the conventional one. FIG. 3...Continuously variable transmission, 85...Sensor shoe, 85a
... Lever receiver, 90 ... Gear ratio control valve, 120.
・Actuator, 125 ・Arm, 125b・
...Lever receiver, 130...Auxiliary lever, 130a,
130b, 130c...protrusion patent applicant
Fuji Heavy Industries Co., Ltd. Representative Patent Attorney Nobu Kobashi Slag amount Patent Attorney Susumu Murai

Claims (2)

【特許請求の範囲】[Claims] （１）エンジンブレーキ用スポーティドライブレンジの
セレクト時に作動するアクチュエータが変速比制御弁に
エンジン回転数を上昇するように連結し、変速比を検出
するセンサシューと上記アクチュエータとの間に補正レ
バーが上記アクチュエータの作動を拘束するように設置
される変速制御系において、 上記補正レバーのレバー比を、所定の変速比より低速段
側では小さくし、高速段側では大きくするように変更し
、変速特性を可変することを特徴とする無段変速機の変
速制御装置。(1) The actuator that operates when selecting the sporty drive range for engine braking is connected to the gear ratio control valve so as to increase the engine speed, and the correction lever is connected between the sensor shoe that detects the gear ratio and the actuator. In a speed change control system installed to restrict the operation of an actuator, the lever ratio of the correction lever is changed to be smaller than a predetermined speed ratio at lower speeds and larger at higher speeds to improve the speed change characteristics. A speed change control device for a continuously variable transmission characterized by being variable. （２）上記補正レバーは、上記センサシューまたは上記
アクチュエータとの係合部にレバー比の異なる複数の突
起を有し、上記複数の突起を選択的に係合することを特
徴とする特許請求の範囲第１項記載の無段変速機の変速
制御装置。(2) The correction lever has a plurality of protrusions with different lever ratios at the engagement portion with the sensor shoe or the actuator, and selectively engages the plurality of protrusions. A speed change control device for a continuously variable transmission according to scope 1.