JPH01188722A - Hydraulic controller of clutch - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To smoothen the engagement and disengagement operation of clutches by sending the output oil pressure of a primary clutch control valve to a secondary clutch control valve in the direction opposite to that of the secondary signal oil pressure and sending the output oil pressure of the secondary clutch control valve to the primary clutch control valve in the direction opposite to that of the primary signal oil pressure. CONSTITUTION:For example, when a starting clutch 20 (primary clutch) is disengaged and a direct engaging clutch 6 (secondary clutch) is engaged, the primary signal oil pressure P1 is reduced and the secondary signal oil pressure P2 is increased so that the oil pressure of the starting clutch 20 is reduced and the oil pressure of the direct engaging clutch 6 starts increasing. Until the oil pressure P4 of the direct engaging clutch 6 is increased to a certain degree, a start control valve 59 (primary clutch control valve) is forced to be operated in the direction of opening a drain port by the oil pressure P4 so that the starting clutch 20 is disengaged and in place of it, the direct engaging clutch 6 is engaged. There is no situation that both clutches 6 and 20 are engaged and disengaged so that an impact generated by the clutch engagement action may be prevented.

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は２個のクラッチの油圧を制御す条ための油圧制
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 controlling the hydraulic pressure of two clutches.

〔従来技術とその問題点〕[Prior art and its problems]

従来、自動変速機において゛、低速伝動系と高速伝動系
とを切り換えるために、それぞれの伝動経路中に油圧ク
ラッチを設け、これら油圧クラッチへの油圧を切換弁（
シフトバルブ）によって選択的に切り換えるようにした
油圧制御装置が知られている（特公昭５７−２３１３６
号公報）。Conventionally, in automatic transmissions, in order to switch between a low-speed transmission system and a high-speed transmission system, hydraulic clutches are provided in each transmission path, and hydraulic pressure to these hydraulic clutches is controlled by a switching valve (
A hydraulic control device is known in which selective switching is performed using a shift valve (Japanese Patent Publication No. 57-23136).
Publication No.).

上記の油圧制御装置では、切換弁で各油圧クラッチへの
油圧を切り゛換えるのみであるから、各油圧クラッチの
遮断、締結は選択的に行われ、双方のクラッチが共に締
結する、所謂ダブルクラッチを防止できる。ところが、
一方のクラッチを遮断し、他方のクラッチを締結する場
合に、遮断側のクラッチ油圧の立ち下がりは速いのに対
し、締結側のクラッチ油圧の立ち上がりはピストンのス
、トローク時間のために必然的に遅くなるので、双方の
り°ラッチが遮断された状態、言わばニュートラル状態
と同様な状態が存在する。そのため、エンジン回転が吹
き上がるとともに、締結側のタラッチが締結された時に
大きな保合ショックを伴うという問題がある。In the above hydraulic control device, the switching valve only switches the hydraulic pressure to each hydraulic clutch, so each hydraulic clutch is selectively disconnected and engaged, and both clutches are engaged together, a so-called double clutch. can be prevented. However,
When one clutch is disengaged and the other clutch is engaged, the fall of the clutch hydraulic pressure on the disengaged side is quick, while the rise of the clutch hydraulic pressure on the engaged side is inevitably due to the stroke time of the piston. Since the speed becomes slower, there is a state in which both speed latches are cut off, a state similar to a neutral state. Therefore, there is a problem in that the engine speed increases and a large locking shock occurs when the engagement-side tarlatch is engaged.

上記の問題は、２個のクラッチ油圧をそれぞれ制御する
ための制御弁を設けることにより解決可能である。しか
しながら、２個の制御弁を用いて双方のクラッチを円滑
に切り換えるべく別個に制御することは容易でなく、上
記のように双方のクラッチが共に締結したり、共に遮断
するといった事態が発生しやすい。The above problem can be solved by providing control valves for respectively controlling the two clutch oil pressures. However, it is not easy to use two control valves to control both clutches separately to smoothly switch them, and as described above, situations where both clutches are engaged together or disengaged together tend to occur. .

〔発明の目的〕[Purpose of the invention]

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、クラ゛ツチの切換時に双方のクラッチが締結された
り遮断された状態を確実に防止し、クラッチ間の円滑な
切換が可能なりラッチの油圧制御装置を提供することに
ある。The present invention was made in view of the above problems, and its purpose is to reliably prevent both clutches from being engaged or disengaged when switching clutches, and to enable smooth switching between clutches. An object of the present invention is to provide a latch hydraulic control device.

〔発明の構成〕[Structure of the invention]

上記目的を達成するために、本発明は、第１り）ツチと
第２クラッチの油圧を制御するための油圧制御装置にお
いて、入力信号に応じた第１信号油圧を発生する第１電
磁弁と、入力信号に応じた第２信号油圧を発生する第２
電磁弁と、第１信号油圧に応じた出力油圧を第１クラッ
チへ出力する第１クラッチ制御弁と、第２信号油圧に応
じた出力油圧を第２クラッチへ出力する第２クラッチ制
御弁とを備え、第１クラッチ制御弁の出力油圧が第２ク
ラッチｔｒｉｔａｌ弁に対して第２信号油圧七対向方向
に入力され、第２クラッチ制御弁の出力油圧が第１クラ
ッチ制御弁に対して第１信号油圧と対向方向に入力され
ていることを特徴とするものである。In order to achieve the above object, the present invention provides a hydraulic control device for controlling the hydraulic pressure of a first clutch and a second clutch, including a first solenoid valve that generates a first signal hydraulic pressure according to an input signal; , a second signal hydraulic pressure corresponding to an input signal.
A solenoid valve, a first clutch control valve that outputs an output oil pressure to the first clutch according to the first signal oil pressure, and a second clutch control valve that outputs an output oil pressure to the second clutch according to the second signal oil pressure. The output oil pressure of the first clutch control valve is inputted to the second clutch trital valve in a second signal oil pressure direction in the opposite direction, and the output oil pressure of the second clutch control valve is inputted to the first clutch control valve as a first signal oil pressure. It is characterized in that the input is in the opposite direction to the hydraulic pressure.

（作用〕 例えば、第１クラッチを遮断し第２クラッチを締結する
場合には、第１信号油圧を低下させ第２信号油圧を上昇
させることにより、第１クラッチ油圧が低下し、第２ク
ラッチ油圧が上昇し始める。(Function) For example, when the first clutch is disengaged and the second clutch is engaged, the first signal hydraulic pressure is decreased and the second signal hydraulic pressure is increased, thereby decreasing the first clutch hydraulic pressure and increasing the second clutch hydraulic pressure. begins to rise.

そして、第２クラッチ油圧がある程度高（なった時点で
、第１クラッチ制御弁が第２クラッチ油圧によりドレン
ポートを開（方向に強制的に作動されるので、第１クラ
ッチが遮断され、代わって第２クラッチが締結されるこ
とになる。したがって、双方のクラッチが締結された状
態や遮断された状態が存在せず、エンジンの吹き上がり
を防止できるとともに、クラッチ締結時の保合ショック
も防止できる。When the second clutch oil pressure reaches a certain level, the first clutch control valve is forced to open the drain port by the second clutch oil pressure, so the first clutch is disconnected and replaced. The second clutch is engaged.Therefore, there is no state where both clutches are engaged or disengaged, which prevents the engine from revving up and also prevents locking shock when the clutches are engaged. .

〔実施例〕〔Example〕

第１図は本発明が適用される直結機構付Ｖベルト式無段
変速機の一例を示す。FIG. 1 shows an example of a V-belt type continuously variable transmission with a direct coupling mechanism to which the present invention is applied.

図面において、エンジンｌ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は無鰻変速装置１０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。　　　′無段変速装置ｌ
Ｏは駆動軸１１に設けた駆動側ブー１Ｊ１２と、従動軸
１３に設けた従動側ブーＩＪ１４と、両プーリ間に巻き
掛けたＶベルト１５とで構成されている。駆動側プーリ
１２は固定シープ１２ａと可動シープ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
動側ブー言月４も駆動側プーリ１２と同様に、固定シー
プ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の油圧は図示しない油圧制御装置により制御さ
れる。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 external gear 8 meshes with an internal gear 9 fixed to the drive shaft 11 of the non-eel transmission 10 to reduce the speed of the power of the input shaft 5 and transmit it to the drive shaft 11. 'Continuously variable transmission l
O is composed of a drive-side boob 1J12 provided on the drive shaft 11, a driven-side boob IJ14 provided on the driven shaft 13, and a V-belt 15 wound between both pulleys. The drive pulley 12 has a fixed sheave 12a and a movable sheave 12b, and a gear ratio control oil chamber 16 for controlling the gear ratio is provided behind the movable sheave 12b. On the other hand, similarly to the driving pulley 12, the driven pulley 4 has a fixed sheave 14a and a movable sheave 14b, and 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 control device (not shown).

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、従動輪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は発進時に
徐々に締結され、ベルト駆動中は締結状態を維持し、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２２は中空軸１９上めそれぞれ回転自
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。A hollow shaft 19 is rotatably supported on the outer periphery of the driven shaft 13, and the driven wheel 13 and the hollow shaft 19 are connected to a starting clutch 20.
Interrupted by This starting clutch 20 is gradually engaged when the vehicle starts, remains engaged during belt drive, and is disconnected during direct drive. The forward gear 21 is a driven shaft 13
The reverse gear 22 is rotatably supported on the upper hollow shaft 19, and the reverse gear 22 is rotatably supported on the upper part of the hollow shaft 19.
The reverse idler shaft 24 is configured to connect either the forward gear 21 or the reverse gear 22 to the hollow shaft 19, and includes a reverse idler gear 25 that meshes with the reverse gear 22, and another reverse gear. An idler gear 26 is fixed.

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３０のリングギヤ
３１に噛み合い、動力を出力軸３２に伝達している。Further, a reduction gear 28 and a final reduction gear 29 are fixed to the reduction shaft 27, and the final reduction gear 29 meshes with the direct drive gear 7, the forward gear 21, and the reverse idler gear 26 at the same time. It meshes with a ring gear 31 and transmits power to an output shaft 32.

上記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１０．発進クラッチ２０、前進用ギヤ２１、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）を構成している
。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間の最高速比の近傍に設定されている。In the above continuously variable transmission, the input shaft 5, the direct coupling clutch 6,
The direct drive gear 7, the reduction gear 28, the final reduction gear 29, the differential device 30, and the output shaft 32 constitute a direct drive path, and the input shaft 5, the external gear 8, the internal gear 9, the continuously variable transmission 10. Starting clutch 20, forward gear 21, reduction gear 28, final reduction gear 29, differential device 30
, the output shaft 32 constitutes a continuously variable transmission path (when moving forward). The input shaft 5 and the output shaft 32 in the direct drive path
The direct coupling transmission ratio between the two is set near the highest speed ratio between the input shaft 5 and the output shaft 32 in the continuously variable transmission path.

第２図は発進クラッチ２０および直結クラッチ６を制御
するための油圧制御装置を示す。FIG. 2 shows a hydraulic control device for controlling the starting clutch 20 and the direct coupling clutch 6.

図面において、オイルポンプ４ｏは油溜４１から吸い上
げた圧油を調圧弁４２へ吐出しており、調圧弁４２はオ
イルポンプ４０の吐出圧を調圧し、一定のライン圧ｐｔ
をマニュアル弁４３とモジュレータ弁４５とに出力して
いる。マニュアル弁４３は図示しないチェンジレバ−に
より手動操作され、Ｄ、　Ｒなどの走行レンジでは前後
進切換弁４４にライン圧を出力し、Ｄレンジのみ直結制
御弁６０にライン圧を出力している。このように直結制
御弁６０には前進時（Ｄ、Ｌ）のみライン圧ＰＬが入力
されるので、例えばＲレンジにおいては直結制御弁６ｏ
の作動に関係なく出力油圧Ｐ４は０となり、直結クラッ
チ６が締結されるおそれはない。In the drawing, the oil pump 4o discharges pressure oil sucked up from the oil reservoir 41 to a pressure regulating valve 42, and the pressure regulating valve 42 regulates the discharge pressure of the oil pump 40 to maintain a constant line pressure pt.
is output to the manual valve 43 and modulator valve 45. The manual valve 43 is manually operated by a change lever (not shown), and outputs line pressure to the forward/reverse switching valve 44 in driving ranges such as D and R, and outputs line pressure to the direct control valve 60 only in the D range. In this way, the line pressure PL is input to the direct control valve 60 only during forward movement (D, L), so for example in the R range, the direct control valve 6o
The output oil pressure P4 becomes 0 regardless of the operation of , and there is no possibility that the direct coupling clutch 6 will be engaged.

上記前後進切換弁４４は例えば三方弁からなり、入力ポ
ートにマニュアル弁４３から選択的に入力される前進油
圧または後退油圧により弁体が自動的に反転し、何れか
一方の油圧を後述する発進制御弁５０の入力ポート５２
へ出力する。The forward/reverse switching valve 44 is, for example, a three-way valve, and the valve body is automatically reversed by the forward hydraulic pressure or the backward hydraulic pressure selectively input from the manual valve 43 to the input port, and either one of the hydraulic pressures is used for starting, which will be described later. Input port 52 of control valve 50
Output to.

モジュレータ弁４５はライン圧を調圧して一定のモジュ
レータ圧Ｐ、を発進制御用電磁弁４６と直結制御用電磁
弁４７とに出力している０発進制御用電磁弁４６と直結
制御用電磁弁４７は図示しない電子制御装置により作動
され、モジュレータ圧Ｐ、を排油制御してそれぞれ入力
信号（例えばデユーティ比）に比例した第１信号油圧Ｐ
１と第２信号油圧Ｐ２とを発生している。無段変速駆動
時（走行時）には、発進制御用電磁弁４６にＯＮ信号が
入力されてＰ　；　−Ｐ−となり、直結制御用電磁弁４
７にＯＦＦ信号が入力されてＰ８−０となる。一方、直
結駆動時には直結制御用電磁弁４７にＯＮ信号が入力さ
れてｐ＊−ｐ、となり、発進制御用電磁弁４６にＯＦＦ
信号が入力されてＰ＋−０となる。また、無段変速駆動
時の発進過程においては、発進制御用電磁弁４６にデユ
ーティ信号が入力されるため、第１信号油圧Ｐ１はデエ
ーテイ比に比例した油圧となる。なお、アイドリング時
には発進制御用電磁弁４６および直結制御用電磁弁４７
が共にＯＦＦされるので、Ｐ、−Ｐ　ｚ　−０となる。The modulator valve 45 regulates the line pressure and outputs a constant modulator pressure P to the solenoid valve 46 for start control and the solenoid valve 47 for direct control. is actuated by an electronic control device (not shown), and controls the modulator pressure P to drain oil, and outputs a first signal oil pressure P proportional to an input signal (for example, duty ratio).
1 and a second signal oil pressure P2. During continuously variable speed driving (during running), an ON signal is input to the start control solenoid valve 46 and becomes P ; -P-, and the direct control solenoid valve 4
An OFF signal is input to P7, resulting in P8-0. On the other hand, during direct drive, an ON signal is input to the direct control solenoid valve 47, resulting in p*-p, and the start control solenoid valve 46 is turned OFF.
A signal is input and becomes P+-0. Furthermore, in the starting process during continuously variable speed driving, a duty signal is input to the starting control electromagnetic valve 46, so the first signal oil pressure P1 becomes an oil pressure proportional to the duty ratio. In addition, when idling, the solenoid valve 46 for start control and the solenoid valve 47 for direct control
Since both are turned off, P, -P z -0.

発進制御弁５０は発進クラッチ２ｏを制御するための制
御弁であり、合計６個のポート５１〜５６が設けられ、
内部にはスプリング５８瀝て右方へ付勢されたスプール
５７が摺動自在に配置されている。上記ポート５１には
直結制御弁６０より出力油圧Ｐ４が入力され、入力ポー
ト５２には前後進切換弁４４からライン圧が入力され、
ポート５３は発進クラッチ２０と直結制御弁６０のポー
）６１とに油圧Ｐ、を出力し、ポート５４はドレンポー
トである。また、右端のポート５５には発進制御用電磁
弁４６から第１信号油圧Ｐ、が導かれ、左端ポート５６
にはスプール５７に形成した連通孔５７ａを介して出力
油圧Ｐ、がフィードバックされている。The starting control valve 50 is a control valve for controlling the starting clutch 2o, and is provided with a total of six ports 51 to 56,
A spool 57 is slidably disposed inside the spool 57, which is biased to the right by a spring 58. Output oil pressure P4 is inputted to the port 51 from the direct control valve 60, line pressure is inputted from the forward/reverse switching valve 44 to the input port 52,
Port 53 outputs hydraulic pressure P to starting clutch 20 and port 61 of direct connection control valve 60, and port 54 is a drain port. Further, the first signal oil pressure P is guided from the start control solenoid valve 46 to the right end port 55, and the left end port 56
An output hydraulic pressure P is fed back to the spool 57 through a communication hole 57a formed in the spool 57.

上記ポー）５１に油圧Ｐ、が入力されていない場合には
、左端ボート５６にフィードバックされた出力油圧ｐａ
による荷重とスプリング５８の荷重Ｆ。When the oil pressure P is not input to the port 51, the output oil pressure pa fed back to the left end boat 56
and the load F of the spring 58.

との和と、信号油圧Ｐ１による荷重とが釣り合い、出力
油圧Ｐ３は次式によって決定される。The sum and the load due to the signal oil pressure P1 are balanced, and the output oil pressure P3 is determined by the following equation.

Ｐｓ　ＸＡＩ　＋Ｆａ　−Ｐ　ｌＸＡｔ　　　・・・（
１）上式において、Ａ＋　、Ａｔはそれぞれスプール５
７の左端部と右端部の受圧面積である。電磁弁４６は入
力信号であるデユーティ比に比例した信号油圧Ｐ−を出
力するので、（１）式から出力油圧Ｐ、もデユーティ比
に応じて連続的に変化させることができ、発進クラッチ
２０を徐々に締結して円滑な発進を実現できる。Ps XAI +Fa −P lXAt...(
1) In the above formula, A+ and At are each spool 5
These are the pressure receiving areas at the left end and right end of No.7. Since the solenoid valve 46 outputs a signal oil pressure P- which is proportional to the duty ratio which is the input signal, the output oil pressure P can also be continuously changed according to the duty ratio from equation (1), and the starting clutch 20 can be changed continuously according to the duty ratio. A smooth start can be achieved by gradually tightening.

直結制御弁６０は直結クラッチ６を制御するための制御
弁であり、その構造は発進制御弁５０と同様である。即
ち、合計６個のポート６１〜６６が設けられ、内部には
スプリング６８にて左方へ付勢されたスプール６７が摺
動自在に配置されている。上記ポー）６１には発進制御
弁５０より出力油圧Ｐ３が入力され、入力ポートロ２に
はマニエアル弁４３から前進時のみライン圧が入力され
、ポート６３は直結クラッチ６と発進制御弁５０のポー
）５１とに油圧Ｐ４を出力し、ポート６４はドレンポー
トである。寒々、左端のポート６５には直結制御用電磁
弁４７から第２信号油圧Ｐｇが導かれ、右端ポート６６
にはスプール６７に形成した連通孔６７ａを介して出力
油圧Ｐ４がフィードバックされている。The direct coupling control valve 60 is a control valve for controlling the direct coupling clutch 6, and its structure is similar to the starting control valve 50. That is, a total of six ports 61 to 66 are provided, and a spool 67 biased leftward by a spring 68 is slidably disposed inside. Output oil pressure P3 is input from the start control valve 50 to the port 61, line pressure is input from the manual valve 43 to the input port 2 only during forward movement, and the port 63 is the port for the direct coupling clutch 6 and the start control valve 50. The hydraulic pressure P4 is output to the port 51 and the port 64 is a drain port. The second signal hydraulic pressure Pg is guided from the direct control solenoid valve 47 to the left end port 65, and the right end port 66
The output oil pressure P4 is fed back to the spool 67 through a communication hole 67a formed in the spool 67.

上記ポート６１に油圧Ｐ、が入力されていない場合には
、出力油圧Ｐ４は次式によって決定される。When the oil pressure P is not input to the port 61, the output oil pressure P4 is determined by the following equation.

Ｐａ　ＸＢ＋　＋Ｆｂ　−Ｐｇ　ＸＢｔ　　　・・・（
２）上式において、Ｂ、、Ｂオはそれぞれスプール６７
の右端部および左端部の受圧面積、Ｆｈはスプリング６
８のばね荷重である。Pa XB+ +Fb -Pg XBt...(
2) In the above formula, B, , Bo are each spool 67
The pressure receiving area at the right end and left end of , Fh is the spring 6
8 spring load.

次に、上記構成からなる油圧制御装置の動作を説明する
。Next, the operation of the hydraulic control device having the above configuration will be explained.

一無段変速駆動時一 まず、無段変速駆動時には発進制御用電磁弁４６がＯＮ
、直結制御用電磁弁４７がＯＦＦしているため、発進制
御弁５０のスプール５７は第２図上半分に示すように入
力ポート５２とドレンポート５４を選択的に開閉する位
置の近傍で維持される。したがって、出力油圧Ｐｓは（
１）式のように調圧され、発進クラッチ２０は締結状態
を保持する。1. During continuously variable speed driving First, during continuously variable speed driving, the start control solenoid valve 46 is turned ON.
Since the direct control solenoid valve 47 is OFF, the spool 57 of the start control valve 50 is maintained near the position where the input port 52 and the drain port 54 are selectively opened and closed, as shown in the upper half of FIG. Ru. Therefore, the output oil pressure Ps is (
The pressure is regulated as shown in equation 1), and the starting clutch 20 is maintained in the engaged state.

一方、直結制御弁６０のポー）６１には発進制御弁５０
の出力油圧Ｐａが入力されるため、直結制御弁６０のス
プール６７は強制的に左方へ押し切られ、直結制御用電
磁弁４７の作動に関係なく直結クラッチ６の油圧Ｐ４は
ドレンされる。したがって、直結クラッチ６は完全に遮
断される。On the other hand, the start control valve 50 is connected to the port 61 of the direct control valve 60.
Since the output oil pressure Pa is input, the spool 67 of the direct connection control valve 60 is forcibly pushed to the left, and the oil pressure P4 of the direct connection clutch 6 is drained regardless of the operation of the direct connection control solenoid valve 47. Therefore, the direct coupling clutch 6 is completely disconnected.

一直結駆動時一 直結駆動時には、発進制御用電磁弁４６がＯＦＦ。Directly connected drive During direct drive, the start control solenoid valve 46 is OFF.

直結制御用電磁弁４７がＯＮするため、直結制御弁６０
のスプール６７は第２図下半分に示すように入力ポート
ロ２とドレンポート６４とを選択的に開閉する位置の近
傍で保持され、出力油圧Ｐ４を（２）式のように調圧し
、直結クラッチ６を締結する。　　　′また、同時に出
力油圧Ｐ４が発進制御弁５０のポート５１に入力されて
スプール５７が強制的に右方へ押し切られるので、発進
制御弁５０の出力油圧Ｐ３はドレンされ、発進クラッチ
２０は完全に遮断される。Since the direct-coupled control solenoid valve 47 is turned on, the direct-coupled control valve 60
The spool 67 is held near the position where the input port 2 and the drain port 64 are selectively opened and closed, as shown in the lower half of Figure 2, and the output oil pressure P4 is regulated as shown in equation (2), and the direct coupling clutch 6 is concluded. 'Also, at the same time, the output oil pressure P4 is input to the port 51 of the starting control valve 50, and the spool 57 is forcibly pushed to the right, so the output oil pressure P3 of the starting control valve 50 is drained, and the starting clutch 20 is completely closed. Be cut off.

このように、発進制御弁５０と直結制御弁６０は、出力
油圧Ｐｓ、Ｐｎを互いに相手のポート５１．６１に導い
ているので、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、双方のク
ラッチが締結した所謂ダブルクラッチを防止できる。In this way, the starting control valve 50 and the direct-coupling control valve 60 mutually guide the output hydraulic pressures Ps and Pn to the respective ports 51 and 61, so that hydraulic pressure is supplied only to either the starting clutch 20 or the direct-coupling clutch 6. do. This makes it possible to prevent a so-called double clutch in which both clutches are engaged.

なお、各電磁弁４６．４７の最大信号油圧をＰ　ｌ１１
１１１１＋Ｐｇｓ□、各クラッチ２０．６の最大クラッ
チ油圧をＰ　３＠ＩＩＸ　＋　Ｐ　４ｓ□、発進制御弁
５０の油圧Ｐ４を受けるスプール５７の受圧面積をＡ３
、直結制御弁６０の油圧Ｐ、を受けるスプール６７の受
圧面積をＢ、とすると、発進制御弁５０および直結制御
弁６０の各部の受圧面積を、 Ｐ　ｔ＊ｍｘＸ　Ａｘ　＜　Ｐ　ｎａａｘＸ　Ａｓ　＋
　Ｆ　ａＰ　冨５ａｘＸ　Ｂｇ　＜　Ｐ　ｓａａｍＸ　
Ｂ３　＋　Ｆｂのように設定すれば、双方のｔ磁弁４６
．４７が共にＯＮとなった場合でもクラッチは片側しか
締結せず、ダブルクラッチを完全に防止できる。In addition, the maximum signal oil pressure of each solenoid valve 46.47 is P l11
1111 + Pgs□, the maximum clutch oil pressure of each clutch 20.6 is P 3 @ IIX + P 4s□, the pressure receiving area of the spool 57 that receives the oil pressure P4 of the start control valve 50 is A3
, the pressure-receiving area of the spool 67 that receives the hydraulic pressure P of the direct-coupling control valve 60 is B, then the pressure-receiving area of each part of the start control valve 50 and the direct-coupling control valve 60 is P t*mxX Ax < P naaxX As +
F aP 5axX Bg < P saamX
If set like B3 + Fb, both t magnetic valves 46
．． Even if both clutches 47 are turned on, only one side of the clutch is engaged, completely preventing double clutching.

−無段変速駆動から直結駆動への切換時−無段変速駆動
から直結駆動へ切り換えるために、電磁弁４６．４７へ
の入力信号を第３図（Ａ）、（Ｂ）のように変化させる
と、信号油圧Ｐ＋、Ｐｇは（Ｃ）のように変化し、クラ
ッチ油圧Ｐ、、Ｐ。- When switching from continuously variable speed drive to direct drive - In order to switch from continuously variable speed drive to direct drive, the input signals to the solenoid valves 46 and 47 are changed as shown in Figures 3 (A) and (B). Then, the signal oil pressures P+, Pg change as shown in (C), and the clutch oil pressures P, , P.

は（Ｄ）のように変化する。changes as shown in (D).

即ち、時刻ｔ０において直結クラッチ６を締結するため
に直結制御用電磁弁４７をＯＮすると、信号油圧Ｐ２は
即座に立ち上がるが、ビストンストロークのため直結ク
ラッチ６の油圧Ｐ４が立ち上がるには時間遅れがある。That is, when the direct coupling control solenoid valve 47 is turned on to engage the direct coupling clutch 6 at time t0, the signal oil pressure P2 rises immediately, but there is a time delay before the oil pressure P4 of the direct coupling clutch 6 rises due to the piston stroke. .

そこで、直結制御用電磁弁４７をＯＮすると同時に、発
進制御用電磁弁４６を即座にＯＦＦせずに所定デユーテ
ィ比り、で保持し、直結クラッチ６が締結を開始するま
での間、発進クラッチ２０を係合状態で維持させる。時
刻ｔ１において、直結クラッチ６のビストンストローク
が完了しクラッチ油圧Ｐ４が上昇すると、そのクラ・７
チ油圧Ｐ４が発進制御弁５０のポート５１に入力されて
いるので、発進制御弁５０のスプール５７を信号油圧Ｐ
、に抗して右端位置まで押し切り、出力油圧Ｐ、がドレ
ンされて発進クラッチ２０は遮断される。そして、直結
クラッチ６が締結される。Therefore, at the same time as the direct coupling control solenoid valve 47 is turned on, the starting control solenoid valve 46 is held at a predetermined duty ratio without being immediately turned off, and the starting clutch 20 is held at a predetermined duty ratio until the direct coupling clutch 6 starts to engage. are maintained in the engaged state. At time t1, when the piston stroke of the direct coupling clutch 6 is completed and the clutch oil pressure P4 increases, the clutch 7
Since the signal oil pressure P4 is input to the port 51 of the start control valve 50, the spool 57 of the start control valve 50 is connected to the signal oil pressure P4.
, the starting clutch 20 is pushed all the way to the right end position, the output oil pressure P is drained, and the starting clutch 20 is disconnected. Then, the direct coupling clutch 6 is engaged.

このように、遮断側の発進クラッチ２０を制御するため
の発進制御用電磁弁４６を一旦所定のデユーティ比Ｄ０
で保持し、締結側の直結クラッチ油圧Ｐ４が上昇を開始
するまで待機し、直結クラッチ油圧Ｐ４が上昇すること
により発進制御弁５０のスプール５７を信号油圧Ｐ１に
抗して押し切り、発進クラッチ２０の油圧Ｐ、を強制的
に排油する。つまり、一方のクラッチ油圧が上昇し始め
てから他方のクラッチ油圧が排出されるので、双方のク
ラッチが遮断された状態が存在せず、エンジンの吹き上
がりを防止できるとともに、クラッチ係合時のショック
を回避できる。したがって、無段変速駆動から直結駆動
へ円滑に切り換えることができる。In this way, the start control solenoid valve 46 for controlling the start clutch 20 on the disconnection side is once set to a predetermined duty ratio D0.
Wait until the engagement-side direct coupling clutch hydraulic pressure P4 starts to rise, and as the direct coupling clutch hydraulic pressure P4 increases, the spool 57 of the starting control valve 50 is pushed completely against the signal hydraulic pressure P1, and the starting clutch 20 is The hydraulic pressure P is forcibly drained. In other words, since the hydraulic pressure of one clutch starts to rise and then the hydraulic pressure of the other clutch is discharged, there is no state in which both clutches are disconnected, which prevents the engine from revving up and reduces shock when the clutch is engaged. It can be avoided. Therefore, it is possible to smoothly switch from continuously variable speed drive to direct drive.

なお、直結駆動から無段変速駆動へ切り換える場合には
、上記と全く逆の動作となるため、説明を省略する。Note that when switching from direct drive to continuously variable speed drive, the operation is completely opposite to the above, and therefore the explanation will be omitted.

上記実施例では、遮断側のクラッチを制御するための電
磁弁を一旦所定のデユーティ比で保持した後、ＯＦＦす
るようにしたが、これのみに限らず、例えばＯＮからＯ
ＦＦへ連続的にかつ緩やかにデユーティ比を低下させて
もよい。このようにクラッチ油圧が即座に排出されない
ようにする手段としてアキュムレータを用いる方法もあ
るが、アキュムレータは油圧を排出する場合だけでなく
油圧を供給する場合にも作動するため、クラッチを締結
する場合に油圧が瞬時に立ち上がらず、時間遅れを生じ
る問題がある。これに対し、電磁弁による油圧制御では
、電磁弁への入力信号によって任意の油圧立ち上がり特
性および立ち下がり特性が得られるので、円滑なりラッ
チ間の切り換えが可能となるとともに、可逆的な動作に
対しても何ら支障を来さないという効果がある。In the above embodiment, the solenoid valve for controlling the clutch on the disconnecting side is held at a predetermined duty ratio and then turned off.
The duty ratio may be reduced continuously and gradually to the FF. There is a method of using an accumulator to prevent the clutch hydraulic pressure from being discharged immediately, but since the accumulator operates not only when discharging hydraulic pressure but also when supplying hydraulic pressure, it is necessary to use an accumulator when engaging the clutch. There is a problem that the hydraulic pressure does not rise instantly and there is a time delay. On the other hand, in hydraulic control using a solenoid valve, arbitrary hydraulic rise and fall characteristics can be obtained depending on the input signal to the solenoid valve, making it possible to smoothly switch between latches and to provide reversible operation. It has the effect that it does not cause any problems.

なお、本発明は、上記実施例のように直結機構付無段変
速機における発進クラッチと直結クラッチの油圧制御装
置に限らず、一般の自動変速機における変速切換用クラ
ッチの油圧制御装置にも適用できる。The present invention is applicable not only to a hydraulic control device for a starting clutch and a direct coupling clutch in a continuously variable transmission with a direct coupling mechanism as in the above embodiment, but also to a hydraulic control device for a gear change clutch in a general automatic transmission. can.

（発明の効果〕 以上の説明で明らかなように、本発明によれば２個のク
ラッチを制御するための制御弁と電磁弁とを各々設け、
一方の制御弁の出力油圧を他方の制御弁に対して電磁弁
の信号油圧と対向方向に入力したので、締結側のクラッ
チ油圧が上昇することにより遮断側のクラッチ油圧を強
制的にドレンさせ、常に択一的にクラッチを締結できる
。したがって、双方のクラッチが締結されたダブルクラ
ッチを確実に防止できる。また、遮断側のクラッチ油圧
は電磁弁により任意の特性で立ち下げることができるの
で、双方のクラッチが遮断された状態が存在せず、円滑
なりラッチ間の切換が可能となる。(Effects of the Invention) As is clear from the above description, according to the present invention, a control valve and a solenoid valve for controlling two clutches are provided, respectively.
Since the output oil pressure of one control valve is input to the other control valve in the opposite direction to the signal oil pressure of the solenoid valve, the clutch oil pressure on the engagement side increases and the clutch oil pressure on the disconnection side is forcibly drained. The clutch can always be engaged selectively. Therefore, double clutching in which both clutches are engaged can be reliably prevented. Further, since the clutch oil pressure on the disconnection side can be lowered with arbitrary characteristics using the electromagnetic valve, there is no state in which both clutches are disconnected, and smooth switching between the latches is possible.

【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直結機構付Ｖベルト式無段
変速機の概略構成図、第２図はクラッチの油圧制御装置
の回路図、第３図はクラッチ切換時における各電磁弁の
入力信号、信号油圧およびクラッチ油圧の時間変化図で
ある。 ６・・・直結クラッチ（第２クラッチ）、２０・・・発
進クラッチ（第１クラッチ）、４６・・・発進制御用電
磁弁（第１電磁弁）、４７・・・直結制御用電磁弁（第
２電磁弁）、５０・・・発進制御弁（第１クラッチ制御
弁）、６０・・・直結制御弁（第２クラッチ制御弁）。 第２図 第３図Fig. 1 is a schematic configuration diagram of a V-belt type continuously variable transmission with a direct coupling mechanism to which the present invention is applied, Fig. 2 is a circuit diagram of a clutch hydraulic control device, and Fig. 3 is a diagram of each electromagnetic valve during clutch switching. FIG. 4 is a time change diagram of an input signal, a signal oil pressure, and a clutch oil pressure. 6... Direct coupling clutch (second clutch), 20... Starting clutch (first clutch), 46... Solenoid valve for starting control (first solenoid valve), 47... Solenoid valve for direct coupling control ( 50... Start control valve (first clutch control valve), 60... Direct connection control valve (second clutch control valve). Figure 2 Figure 3

Claims (1)

【特許請求の範囲】 第１クラッチと第２クラッチの油圧を制御するための油
圧制御装置において、 入力信号に応じた第１信号油圧を発生する第１電磁弁と
、入力信号に応じた第２信号油圧を発生する第２電磁弁
と、第１信号油圧に応じた出力油圧を第１クラッチへ出
力する第１クラッチ制御弁と、第２信号油圧に応じた出
力油圧を第２クラッチへ出力する第２クラッチ制御弁と
を備え、第１クラッチ制御弁の出力油圧が第２クラッチ
制御弁に対して第２信号油圧と対向方向に入力され、第
２クラッチ制御弁の出力油圧が第１クラッチ制御弁に対
して第１信号油圧と対向方向に入力されていることを特
徴とするクラッチの油圧制御装置。[Scope of Claim] A hydraulic control device for controlling hydraulic pressure of a first clutch and a second clutch, comprising a first electromagnetic valve that generates a first signal hydraulic pressure according to an input signal, and a second electromagnetic valve that generates a first signal hydraulic pressure according to an input signal. A second electromagnetic valve that generates a signal hydraulic pressure, a first clutch control valve that outputs an output hydraulic pressure according to the first signal hydraulic pressure to the first clutch, and an output hydraulic pressure that outputs an output hydraulic pressure according to the second signal hydraulic pressure to the second clutch. a second clutch control valve, the output oil pressure of the first clutch control valve is input to the second clutch control valve in a direction opposite to the second signal oil pressure, and the output oil pressure of the second clutch control valve is used to control the first clutch control valve. A clutch hydraulic control device characterized in that a first signal hydraulic pressure is input to a valve in a direction opposite to the first signal hydraulic pressure.