JPH02212660A - Hydraulic control device for belt type continuously variable speed change gear for vehicle - Google Patents
Hydraulic control device for belt type continuously variable speed change gear for vehicleInfo
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- JPH02212660A JPH02212660A JP1033150A JP3315089A JPH02212660A JP H02212660 A JPH02212660 A JP H02212660A JP 1033150 A JP1033150 A JP 1033150A JP 3315089 A JP3315089 A JP 3315089A JP H02212660 A JPH02212660 A JP H02212660A
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
産業上の利用分野
本発明は、車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置に
関するものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION Field of the Invention The present invention relates to a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle.
従来の技術
一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設けられた
一対の可変ブーりと、それら一対の可変プーリに巻き掛
けられて動力を伝達する伝動ベルトと、前記一対の可変
プーリの有効径をそれぞれ変更する一対の一次側油圧ア
クチュエータおよび二次側油圧アクチュエータとを備え
た車両用ベルト式無段変速機において、第１ライン油圧
および第２ライン油圧を前記一次側油圧アクチュエータ
および二次側油圧アクチュエータの一方および他方に作
用させることにより速度比を変化させる変速制御弁装置
を備えた形式の油圧制御装置が知られている。たとえば
、特開昭６２−１９６４４８号公報や特開昭６２−１９
６４５０号公報に記載された装置がそれである。このよ
うな装置によれば、二次側油圧アクチュエータと第２ラ
イン油路との間に、絞り或いは一方向弁を有するバイパ
ス油路が設けられ、これにより二次側油圧アクチュエー
タなどからの漏れに関連する二次側油圧アクチュエータ
内油圧の不足およびそれに起因する伝動ベルトのすべり
が解消される利点がある。2. Description of the Related Art A pair of variable pulleys are provided on the primary rotation shaft and the secondary rotation shaft, a transmission belt is wound around the pair of variable pulleys to transmit power, and the effectiveness of the pair of variable pulleys is In a vehicle belt-type continuously variable transmission equipped with a pair of a primary hydraulic actuator and a secondary hydraulic actuator whose diameters are changed respectively, a first line hydraulic pressure and a second line hydraulic pressure are applied to the primary hydraulic actuator and the secondary hydraulic actuator. 2. Description of the Related Art A type of hydraulic control device is known that includes a speed change control valve device that changes a speed ratio by acting on one and the other of a hydraulic actuator. For example, JP-A No. 62-196448 and JP-A No. 62-19
This is the device described in Japanese Patent No. 6450. According to such a device, a bypass oil passage having a throttle or a one-way valve is provided between the secondary hydraulic actuator and the second line oil passage, thereby preventing leakage from the secondary hydraulic actuator, etc. There is an advantage in that the shortage of hydraulic pressure in the related secondary hydraulic actuator and the slippage of the transmission belt caused by it are eliminated.
発明が解決すべき課題
変速制御弁装置が２位置作動の変速方向切換弁および流
量制御弁により構成され、且つ流量制御弁のデユーティ
駆動によって連続的な流量制御が行われる場合がある。Problems to be Solved by the Invention In some cases, a speed change control valve device is composed of a two-position operation speed change direction switching valve and a flow rate control valve, and continuous flow control is performed by duty driving the flow rate control valve.
しかしながら、このような場合には、二次側油圧アクチ
ュエータ内油圧には上記のデユーティ駆動周期に同期し
た脈動が発生する。この二次側油圧アクチュエータ内油
圧の脈動は伝動ベルトに対する二次側可変プーリの挟圧
力を脈動させるため、二次側可変プーリ内の油圧が充分
な圧力に調圧されていたとすると、脈動の上ピーク付近
では不要な挟圧力が発生するだけでなく、下ピーク付近
では挟圧力の不足が発生し、伝動ヘルドの耐久性が損な
われる場合があった。However, in such a case, pulsations occur in the hydraulic pressure in the secondary side hydraulic actuator in synchronization with the duty drive cycle. This pulsation of the hydraulic pressure in the secondary hydraulic actuator causes the squeezing force of the secondary variable pulley against the transmission belt to pulsate, so if the hydraulic pressure in the secondary variable pulley is regulated to a sufficient pressure, the pulsation Not only is unnecessary clamping force generated near the peak, but also insufficient clamping force occurs near the lower peak, which may impair the durability of the transmission heald.
なお、前記特開昭６２−１９６４４８号公報に記載され
ているように、絞りを有するバイパス油路を設ける場合
には、二次側油圧アクチュエータからの作動油の漏出を
補う目的の大きさの絞りが用いられるため、脈動を抑制
する効果が充分に得られない。また、前記特開昭６２−
１９６４．５０号公報に記載されているように、一方向
弁を有するバイパス油路を設ける場合では、順方向では
開かれて圧力を逃がすが逆方向では完全に閉じられるた
め、脈動抑制効果が充分に得られないのである。In addition, as described in the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. 62-196448, when a bypass oil passage having a restriction is provided, the restriction is sized to compensate for the leakage of hydraulic oil from the secondary side hydraulic actuator. is used, the effect of suppressing pulsation cannot be obtained sufficiently. Also, the above-mentioned Unexamined Patent Publication No. 62-
As described in Publication No. 1964.50, when a bypass oil passage with a one-way valve is provided, it is opened in the forward direction to release pressure, but is completely closed in the reverse direction, so that the pulsation suppressing effect is sufficient. It cannot be obtained.
本発明は以上の事情を背景として為されたものであり、
その目的とするところは、変速制御弁装置の流量制御弁
のデユーティ駆動に関連して発生ずる二次側油圧アクチ
ュエータ内油圧の脈動を抑制することができる車両用ベ
ルト式無段変速機の油圧制御装置を提供することにある
。The present invention has been made against the background of the above circumstances,
The purpose of this is to control the hydraulic pressure of a belt-type continuously variable transmission for vehicles that can suppress the pulsation of the hydraulic pressure in the secondary hydraulic actuator that occurs in connection with the duty drive of the flow control valve of the speed change control valve device. The goal is to provide equipment.
課題を解決するための手段
斯る目的を達成するだめの本発明の要旨とするところは
、一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設けられ
た一対の可変ブーりと、その一対の可変プーリに巻き掛
けられて動力を伝達する伝動ベルトと、前記一対の可変
プーリの有効径をそれぞれ変更する一対の一次側油圧ア
クｒユエータおよび二次側油圧アクチュエータとを備え
た車両用ベルト式無段変速機において、２位置作動形弐
の変速方向切換弁の切り換え駆動と２位置作動形式の流
量制御弁のデユーティ駆動とによって、第１ライン油圧
および第２ライン油圧を前記一次側油圧アクチュエータ
および二次側油圧アクチュエータの一方および他方に作
用させ且つ作動油流量を制御することにより速度比を変
化させる変速制御弁装置を備えた油圧制御装置であって
、（ａ）前記第２ライン油圧を導く第２ライン油路と前
記二次側油圧アクチュエータとの間を接続するバイパス
油路と、（ｂ）そのバイパス油路に設けられ、流通方向
が前記二次側油圧アクチュエータへ向かう方向である一
方向弁と、（Ｃ）前記バイパス油路において前記一方向
弁と並列に設けられた絞りとを、含むことにある。Means for Solving the Problems The gist of the present invention to achieve the object is a pair of variable bools provided on the primary rotation shaft and the secondary rotation shaft, respectively, and a variable A belt-type stepless vehicle belt type stepless vehicle comprising a transmission belt that is wrapped around a pulley to transmit power, and a pair of primary hydraulic actuator and secondary hydraulic actuator that respectively change the effective diameter of the pair of variable pulleys. In the transmission, the first line hydraulic pressure and the second line hydraulic pressure are transferred to the primary side hydraulic actuator and the secondary side hydraulic actuator by the switching drive of the two-position operating type two shift direction switching valve and the duty driving of the two-position operating type flow control valve. A hydraulic control device equipped with a speed change control valve device that changes a speed ratio by acting on one side hydraulic actuator and the other side hydraulic oil flow rate and controlling a flow rate of hydraulic oil, the hydraulic control device comprising: a bypass oil passage connecting between a line oil passage and the secondary hydraulic actuator; and (b) a one-way valve provided in the bypass oil passage, the flow direction of which is toward the secondary hydraulic actuator. , (C) the bypass oil passage includes a throttle provided in parallel with the one-way valve.
作用および発明の効果
このようにすれば、第２ライン油路と二次側油圧アクチ
ュエータとの間を接続するバイパス油路に、絞りと、流
通方向が前記二次側油圧アクチュエータへ向かう方向で
ある一方向弁とが並列に設けられているので、二次側油
圧アクチュエータ内油圧に変速制御弁装置のデユーティ
駆動に関連した脈動が発生しても、スパイク的に上昇す
る上ピーク圧力が上記絞りにより逃がされるとともに、
下ピーク圧力は第２ライン油路から一方向弁を通して瞬
間的に供給される作動油により補填されるので、二次側
油圧アクチュエータ内油圧の脈動が好適に緩和されるの
である。このため、脈動に起因して伝動ベルトの耐久性
が損なわれることが解消される。また、」二記一方向弁
を通して作動油が大量に供給され得るので、二次側油圧
アクチュエータからの漏れによる二次側油圧アクチュエ
ータ内油圧の低下が解消される。Operation and Effect of the Invention With this arrangement, the bypass oil passage connecting between the second line oil passage and the secondary hydraulic actuator is provided with a restriction, and the flow direction is directed toward the secondary hydraulic actuator. Since the one-way valve is installed in parallel, even if pulsations related to the duty drive of the speed change control valve device occur in the hydraulic pressure in the secondary side hydraulic actuator, the upper peak pressure that increases in a spike-like manner will be suppressed by the above throttle. While being let go,
Since the lower peak pressure is compensated for by the hydraulic oil instantaneously supplied from the second line oil passage through the one-way valve, pulsations in the hydraulic pressure in the secondary side hydraulic actuator are suitably alleviated. Therefore, the durability of the power transmission belt is prevented from being deteriorated due to pulsation. Furthermore, since a large amount of hydraulic oil can be supplied through the two one-way valves, a drop in the hydraulic pressure in the secondary hydraulic actuator due to leakage from the secondary hydraulic actuator is eliminated.
ここで、上記一方向弁は、好適には、平面状の弁座と、
この弁座に当接する平面状の当接面を備えた弁子と、こ
の弁子を弁座へ向かって付勢するスプリングとにより構
成される。このように構成されると、デユーティ駆動周
期に同期して弁子が弁座へ当接させられても、球状弁子
を用いる場合に比較して極めて高い耐久性が得られる利
点がある。Here, the one-way valve preferably includes a planar valve seat;
It is composed of a valve element having a planar contact surface that comes into contact with the valve seat, and a spring that biases the valve element toward the valve seat. With this configuration, even if the valve element is brought into contact with the valve seat in synchronization with the duty drive cycle, there is an advantage that extremely high durability can be obtained compared to the case where a spherical valve element is used.
実施例
以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明す
る。EXAMPLE Hereinafter, an example of the present invention will be described in detail based on the drawings.
第２図において、エンジン１０の動力は、ロックアツプ
クラッチ付流体継手１２、ヘルド式無段変速機（以下、
ＣＶＴという）１４、前後進切換装置１６、中間ギヤ装
置１８、および差動歯車装置２０を経て駆動軸２２に連
結された駆動輪２４へ伝達されるようになっている。In FIG. 2, the power of the engine 10 is transmitted through a fluid coupling 12 with a lock-up clutch, a heald-type continuously variable transmission (hereinafter referred to as
The power is transmitted to drive wheels 24 connected to a drive shaft 22 via a CVT (CVT) 14, a forward/reverse switching device 16, an intermediate gear device 18, and a differential gear device 20.
流体継手１２は、エンジン１０のクランク軸２６と接続
されているポンプ羽根車２８と、ＣＶＴ１４の入力軸３
０に固定されポンプ羽根車２８からのオイルにより回転
させられるタービン羽根車３２と、ダンパ３４を介して
入力軸３０に固定されたロックアツプクラッチ３６と、
後述の係合側油路３２２に接続された係合側油室３３お
よび後述の解放側油路３２４に接続された解放側油室３
５とを備えている。流体継手１２内は常時作動油で満た
されており、たとえば車速、エンジン回転速度、または
タービン２８の回転速度が所定値以上になると保合側油
室３３へ作動油が供給されるとともに解放側油室３５か
ら作動油が流出されることにより、ロックアツプクラッ
チ３６が係合して、クランク軸２６と入力軸３０とが直
結状態にされる。反対に、上記車速等が所定値以下にな
ると、解放側油室３５へ作動油が供給されるとともに係
合側油室３３から作動油が流出されることにより、ロッ
クアツプクラッチ３６が解放される。The fluid coupling 12 connects a pump impeller 28 connected to the crankshaft 26 of the engine 10 and an input shaft 3 of the CVT 14.
a turbine impeller 32 fixed at zero and rotated by oil from the pump impeller 28; a lock-up clutch 36 fixed to the input shaft 30 via a damper 34;
An engagement side oil chamber 33 connected to an engagement side oil passage 322 described below and a release side oil chamber 3 connected to a release side oil passage 324 described below.
5. The inside of the fluid coupling 12 is always filled with hydraulic oil. For example, when the vehicle speed, the engine rotation speed, or the rotation speed of the turbine 28 exceeds a predetermined value, the hydraulic oil is supplied to the holding side oil chamber 33 and the releasing side oil is supplied. As the hydraulic oil is discharged from the chamber 35, the lock-up clutch 36 is engaged, and the crankshaft 26 and the input shaft 30 are directly connected. On the other hand, when the vehicle speed, etc. falls below a predetermined value, hydraulic oil is supplied to the release side oil chamber 35 and hydraulic oil flows out from the engagement side oil chamber 33, thereby releasing the lock-up clutch 36. .
ＣＶＴ１４は、その入力軸３０および出力軸３８にそれ
ぞれ設けられた同径の可変プーリ４０および４２と、そ
れら可変プーリ４０および４２に巻き掛けられた伝動ベ
ルト４４とを備えている。The CVT 14 includes variable pulleys 40 and 42 of the same diameter provided on the input shaft 30 and output shaft 38, respectively, and a transmission belt 44 wound around the variable pulleys 40 and 42.
可変プーリ４０および４２は、入力軸３０および出力軸
３８にそれぞれ固定された固定回転体４６および４８と
、入力軸３０および出力軸３８にそれぞれ軸方向の移動
可能かつ軸回りの相対回転不能に設けられた可動回転体
５０および５２とから成り、可動回転体５０および５２
が油圧アクチュエータとして機能する一次側油圧シリン
ダ５４および二次側油圧シリンダ５６によって移動させ
られることにより■溝幅すなわち伝導ベルト４４の掛り
径（有効径）が変更されて、ＣＶＴ１４の速度比ｅ（−
出力軸３８の回転速度Ｎ。ｕｔ ／入力軸３０の回転速
度Ｎｉ、、）が変更されるようになっている。可変プー
リ４０および４２は同径であるため、上記油圧シリンダ
５４および５６は同様の受圧面積を備えている。通常、
油圧シリンダ５４および５６のうちの従動側に位置する
ものの圧力は伝導ベルト４４の張力と関連させられる。The variable pulleys 40 and 42 are fixed rotating bodies 46 and 48 fixed to the input shaft 30 and the output shaft 38, respectively, and are provided on the input shaft 30 and the output shaft 38 so as to be movable in the axial direction but not relatively rotatable around the axes. The movable rotating bodies 50 and 52 are
is moved by the primary hydraulic cylinder 54 and secondary hydraulic cylinder 56 that function as hydraulic actuators, the groove width, that is, the hanging diameter (effective diameter) of the transmission belt 44 is changed, and the speed ratio e(-) of the CVT 14 is changed.
Rotational speed N of the output shaft 38. ut/rotational speed Ni, .) of the input shaft 30 is changed. Since the variable pulleys 40 and 42 have the same diameter, the hydraulic cylinders 54 and 56 have similar pressure receiving areas. usually,
The pressure in the driven one of the hydraulic cylinders 54 and 56 is related to the tension in the transmission belt 44.
前後進切換装置１６は、よく知られたダブルピニオン型
遊星歯車機構であって、その出力軸５８に固定されたキ
ャリヤ６０により回転可能に支持され且つ互いに噛み合
う一対の遊星ギヤ６２および６４と、前後進切換装置１
６の入力軸（ＣＶＴ１４の出力軸）３８に固定され且つ
内周側の遊星ギヤ６２と噛み合うサンギヤ６６と、外周
側の遊星ギヤ６４と噛み合うリングギヤ６８と、リング
ギヤ６８の回転を停止するための後進用ブレーキ７０と
、上記キャリヤ６０と前後進切換装置１６の入力軸３８
とを連結する前進用クラッチ７２とを備えている。後進
用ブレーキ７０および前進用クラッチ７２は油圧により
作動させられる形式の摩擦係合装置であって、それらが
共に係合しない状態では前後進切換装置１６が中立状態
とされて動力伝達が遮断される。しかし、前進用クラッ
チ７２が係合させられると、ＣＶＴ１４の出力軸３８と
前後進切換装置１６の出力軸５８とが直結されて車両前
進方向の動力が伝達される。また、後進用ブレーキ７０
が係合させられると、ＣＶＴＩ４の出力軸３８と前後進
切換装置１６の出力軸５８との間で回転方向が反転され
るので、車両後進方向の動力が伝達される。The forward/reverse switching device 16 is a well-known double pinion type planetary gear mechanism, and includes a pair of planetary gears 62 and 64 that are rotatably supported by a carrier 60 fixed to an output shaft 58 and mesh with each other. Advance switching device 1
A sun gear 66 that is fixed to the input shaft (output shaft of the CVT 14) 38 of No. 6 and meshes with the planetary gear 62 on the inner peripheral side, a ring gear 68 that meshes with the planetary gear 64 on the outer peripheral side, and a reverse drive for stopping the rotation of the ring gear 68. brake 70, the carrier 60, and the input shaft 38 of the forward/reverse switching device 16.
A forward clutch 72 is provided to connect the forward drive clutch 72 and the forward drive clutch 72. The reverse brake 70 and the forward clutch 72 are hydraulically operated friction engagement devices, and when they are not engaged, the forward/reverse switching device 16 is in a neutral state and power transmission is cut off. . However, when the forward clutch 72 is engaged, the output shaft 38 of the CVT 14 and the output shaft 58 of the forward/reverse switching device 16 are directly connected, and power in the forward direction of the vehicle is transmitted. In addition, the reverse brake 70
When engaged, the rotation direction is reversed between the output shaft 38 of the CVTI 4 and the output shaft 58 of the forward/reverse switching device 16, so that power in the backward direction of the vehicle is transmitted.
第１図は第２図に示す車両用動力伝達装置を制御するた
めの油圧制御回路を示している。オイルポンプ７４は本
油圧制御回路の油圧源を構成するものであって、流体継
手１２のポンプ羽根車２８とともに一体的に連結される
ことにより、クランク軸２６によって常時回転駆動され
るようになっている。オイルポンプ７４は図示しないオ
イルタンク内へ還流した作動油をストレーナ７６を介し
て吸入し、また、吸入油路７８を介して戻された作動油
を吸入して第１ライン油路８０へ圧送する。FIG. 1 shows a hydraulic control circuit for controlling the vehicle power transmission device shown in FIG. The oil pump 74 constitutes the hydraulic pressure source of this hydraulic control circuit, and is integrally connected with the pump impeller 28 of the fluid coupling 12 so that it is constantly rotationally driven by the crankshaft 26. There is. The oil pump 74 sucks in the hydraulic oil that has returned to an oil tank (not shown) through the strainer 76, and also sucks in the hydraulic oil that has been returned through the suction oil passage 78 and pumps it to the first line oil passage 80. .
本実施例では、第１ライン油路８０内の作動油がオーバ
ーフロー（リリーフ）型式の第１調圧弁１００によって
吸入油路７８およびロンクアップクラッチ圧油路９２へ
漏出させられることにより、第１ライン油路８０内の第
１ライン油圧ｐＨが調圧されるようになっている。また
、減圧弁型式の第２調圧弁１０２によって第１ライン油
圧ＰＩ！、Ｉが減圧されることにより第２ライン油路８
２内の第２ライン油圧Ｐ１２が調圧されるようになって
いる。In this embodiment, the hydraulic oil in the first line oil passage 80 is leaked to the suction oil passage 78 and the long-up clutch pressure oil passage 92 by the overflow (relief) type first pressure regulating valve 100, so that the hydraulic oil in the first line oil passage 80 is leaked to the suction oil passage 78 and the long up clutch pressure oil passage 92. The first line oil pressure pH in the oil passage 80 is regulated. Also, the first line oil pressure PI! is controlled by the second pressure regulating valve 102 of pressure reducing valve type. , I is reduced in pressure, so that the second line oil passage 8
The second line oil pressure P12 in the second line is regulated.
まず、第２調圧弁１０２の構成を説明する。第３図に示
すように、第２調圧弁１０２は、第１ライン油路８０と
第２ライン油路８２との間を開閉するスプール弁子１１
０、スプリングシート１１２、リターンスプリング１１
４、プランジャ１１６を備えている。また、スプール弁
子１．１０の軸端には、順に径が大きくなる第１ランド
１１８、第２ランド１２０、第３ランド１２２が順次形
成されている。第２ランド１２０と第３ランド１２２と
の間には第２ライン油圧Ｐｆ、がフィードバック圧とし
て絞り１２４を通して導入される室１２６が設けられて
おり、スプール弁子１１０が第２ライン油圧ＰＥｚによ
り閉弁方向へ付勢されるようになっている。また、スプ
ール弁子１１．０の第１ランド１１８端面側には、絞り
１２８を介して後述の速度比圧Ｐｅが導かれる室１３０
が設けられており、スプール弁子１１０が速度比圧Ｐｅ
により閉弁方向へ付勢されるようになっている。First, the configuration of the second pressure regulating valve 102 will be explained. As shown in FIG. 3, the second pressure regulating valve 102 includes a spool valve 11 that opens and closes between the first line oil passage 80 and the second line oil passage 82.
0, spring seat 112, return spring 11
4. It is equipped with a plunger 116. Furthermore, a first land 118, a second land 120, and a third land 122, each having a diameter increasing in this order, are formed in this order at the shaft end of the spool valve element 1.10. A chamber 126 is provided between the second land 120 and the third land 122, into which the second line oil pressure Pf is introduced as feedback pressure through the throttle 124, and the spool valve 110 is closed by the second line oil pressure PEz. It is designed to be biased toward the valve. Further, on the end surface side of the first land 118 of the spool valve 11.0, there is a chamber 130 to which a speed specific pressure Pe, which will be described later, is introduced via a throttle 128.
is provided, and the spool valve 110 has a speed specific pressure Pe
The valve is biased toward the valve closing direction.
第２調圧弁１０２内においてはリターンスプリング１１
４の開弁方向付勢力がスプリングシート１１２を介して
スプール弁子１１０に付与されている。また、プランジ
ャ１１６の端面側には後述のスロットル圧Ｐいを作用さ
せるための室１３２が設けられており、スプール弁子１
１０がこのスロットル圧ＰＬｋにより開弁方向へ付勢さ
れるようになっている。したがって、第１ランド１１８
の受圧面積をＡＩ、第２ランド１２０の断面の面積をＡ
２、第３ランド１２２の断面の面積をＡ３、プランジャ
１１６の受圧面積をＡ４、リターンスプリング１１４の
付勢力をＷとすると、スプール弁子１１０は次式（１）
が成立する位置において平衡させられる。すなわち、ス
プール弁子１１０が式（１）にしたがって移動させられ
ることにより、ポート１．３４ａに導かれている第１ラ
イン油路８０内の作動油がボー）１３４ｂを介して第２
ライン油路８２へ流入させられる状態とポート１３４ｂ
に導かれている第２ライン油路８２内の作動油がドレン
に連通ずるドレンポート１．３４ｃへ流される状態とが
繰り返されて、第２ライン油圧Ｐｆ２が発生させられる
のである。上記第２ライン油路８２は比較的閉じられた
系であるので、第２調圧弁１０２ば上記のように相対的
に高い油圧である第１ライン油圧Ｐ℃、を減圧すること
により第２ライン油圧Ｐｆｆｉ２を第７図に示すように
発生させるのである。Inside the second pressure regulating valve 102, the return spring 11
A biasing force of 4 in the valve opening direction is applied to the spool valve element 110 via the spring seat 112. Further, a chamber 132 is provided on the end surface side of the plunger 116 for applying a throttle pressure P, which will be described later, to the spool valve 1.
10 is biased in the valve opening direction by this throttle pressure PLk. Therefore, the first land 118
The pressure receiving area is AI, and the area of the cross section of the second land 120 is A.
2. Assuming that the cross-sectional area of the third land 122 is A3, the pressure receiving area of the plunger 116 is A4, and the biasing force of the return spring 114 is W, the spool valve 110 is calculated by the following formula (1).
Equilibrium is achieved at the position where . That is, by moving the spool valve element 110 according to equation (1), the hydraulic oil in the first line oil passage 80 led to the port 1.34a is transferred to the second line oil passage 80 via the bow 134b.
State where it flows into the line oil path 82 and port 134b
The state in which the hydraulic oil in the second line oil passage 82 guided to the drain port 1.34c that communicates with the drain is repeated, and the second line oil pressure Pf2 is generated. Since the second line oil passage 82 is a relatively closed system, the second pressure regulating valve 102 reduces the pressure of the first line oil pressure P° C., which is a relatively high oil pressure, as described above. The hydraulic pressure Pffi2 is generated as shown in FIG.
ＰＩ！、２−（Ａ４ ・ Ｐｔｈ ＋Ｗ−八＋へ ・
Ｐｅ）／（Ａ３−八２）・ ・ ・ ・（１）
なお、上記スプール弁子１１０の第１ランド１１８と第
２ランド１２０との間には、後述の第２ライン油圧低下
制御井３８０を通して信号圧ｐ ｓ。PI! , 2-(A4 ・Pth +W-8+ ・
Pe)/(A3-82)・・・・・(1) In addition, between the first land 118 and the second land 120 of the spool valve 110, a second line oil pressure reduction control well 380, which will be described later, is connected. Signal pressure ps.
目が導入される室１３６が設けられており、スプール弁
子１１．０がその信号圧Ｐ ｓｏ＋、ａにより閉弁方向
へ付勢されると、その大きさに応じて第２ライン油圧Ｐ
１２が減圧されるようになっている。この場合における
第２ライン油圧特性については後で詳述する。A chamber 136 into which the eye is introduced is provided, and when the spool valve element 11.0 is biased in the valve closing direction by the signal pressure P so+,a, the second line oil pressure P
12 is depressurized. The second line hydraulic characteristics in this case will be described in detail later.
第１調圧弁１００は、第４図に示すように、スプール弁
子１４０、スプリングシート１４２、リターンスプリン
グ１４４、第１プランジヤ１４６、およびその第１プラ
ンジヤ１４６の第２ランド１５５と同径の第２プランジ
ヤ１４８を備えている。As shown in FIG. 4, the first pressure regulating valve 100 includes a spool valve element 140, a spring seat 142, a return spring 144, a first plunger 146, and a second land 155 having the same diameter as the second land 155 of the first plunger 146. A plunger 148 is provided.
スプール弁子１４０は、第１ライン油路８０に連通する
ボート１５０ａとドレンボート１５０ｂまたは１５０ｃ
との間を開閉するものであり、その第１ランド１５２の
端面にフィードバック圧としての第１ライン油圧Ｐｊ２
．を絞り１５１を介して作用させるための室１５３が設
けられており、この第１ライン油圧Ｐ！１によりスプー
ル弁子１４０が開弁方向へ付勢されるようになっている
。スプール弁子１４０と同軸に設けられた第１プランジ
ヤ１４６の第１ランド１５４と第２ランド１５５との間
にはスロットル圧Ｐいを導くための室１５６が設けられ
ており、また、第２ランド１５５と第２プランジヤ１４
８との間には一次側油圧シリンダ５４内の油圧Ｐ８ｏを
分岐油路３０５を介して導くための室１５７が設けられ
ており、さらに第２プランジヤ１４８の端面には第２ラ
イン油圧Ｐｆｆｉｚを導くための室１５８が設けられて
いる。The spool valve 140 is connected to a boat 150a and a drain boat 150b or 150c that communicate with the first line oil passage 80.
The first line hydraulic pressure Pj2 as a feedback pressure is applied to the end surface of the first land 152.
．． A chamber 153 is provided for applying the first line oil pressure P! via a throttle 151. 1 biases the spool valve element 140 in the valve opening direction. A chamber 156 for introducing the throttle pressure P is provided between the first land 154 and the second land 155 of the first plunger 146, which is provided coaxially with the spool valve element 140. 155 and second plunger 14
8 is provided with a chamber 157 for guiding the hydraulic pressure P8o in the primary side hydraulic cylinder 54 via the branch oil passage 305, and further, a chamber 157 for guiding the second line hydraulic pressure Pffiz to the end face of the second plunger 148. A chamber 158 is provided for this purpose.
前記リターンスプリング１４４の付勢力は、スプリング
シート１４２を介して閉弁方向にスプール弁子１４０に
付与されているので、スプール弁子１４０の第１ランド
１５２の受圧面積をＡ５、第１プランジヤ１４６の第１
ランド１５４の断面積をＡｈ、第２ランド１５５および
第２プランジヤ１４８の断面積をＡ９、リターンスプリ
ング１４４の付勢力をＷとすると、スプール弁子１４０
は次式（２）が成立する位置において平衡させられ、第
１ライン油圧Ｐｌ、が調圧される。Since the biasing force of the return spring 144 is applied to the spool valve element 140 in the valve closing direction via the spring seat 142, the pressure receiving area of the first land 152 of the spool valve element 140 is set to A5, and the pressure receiving area of the first land 152 of the first plunger 146 is 1st
If the cross-sectional area of the land 154 is Ah, the cross-sectional area of the second land 155 and the second plunger 148 is A9, and the urging force of the return spring 144 is W, then the spool valve 140
is balanced at a position where the following equation (2) holds true, and the first line oil pressure Pl is regulated.
ＰＩ！、＋＝
（（Ｐｉｒ、 Ｏｒ Ｐｊ２ｚ） ・ Ａ７＋Ｐ
ｔｈ（Ａａ−八、）→−弱〕／八へ・ ・（２）
上記第１調圧弁１００においては、一次側油圧シリンダ
５４内油圧Ｐ、７が第２ライン油圧Ｐｆｆｉ。PI! , += ((Pir, Or Pj2z) ・A7+P
th(Aa-8,)→-weak]/8... (2) In the first pressure regulating valve 100, the oil pressure P in the primary side hydraulic cylinder 54, 7, is the second line oil pressure Pffi.
（定常状態ではＰｆｆｚ−二次側油圧シリンダ５６内油
圧Ｐ０ｕｔ）よりも高い場合には、第１プランジヤ１４
６と第２プランジヤ１４Ｂとの間が離間して上記一次側
油圧シリンダ５４内油圧Ｐ、ゎによる推力がスプール弁
子１４０の閉弁方向に作用するが、一次側油圧シリンダ
５４内油圧ｐ ｉｎが第２ライン油圧ＰＩ！、２よりも
低い場合には、第１プランジヤ１４６と第２プランジヤ
１４８とが当接することから、上記第２プランジヤ１４
８の端面に作用している第２ライン油圧Ｐ１２による推
力がスプール弁子１４０の閉弁方向に作用する。すなわ
ち、一次側油圧シリンダ５４内油圧Ｐ、７と第２ライン
油圧Ｐｆ２とを受ける第２プランジヤ１４８がそれらの
油圧のうちの高い方の油圧に基づ（作用力をスプール弁
子１４０の閉弁方向に作用させるのである。なお、スプ
ール弁子１４０の第１ランド１５２と第２ランド１５９
との間には、後述の第１ライン油圧低下制御弁４４０か
ら油路１６１を介して第２ライン油圧Ｐｆｚが供給され
る室１６０が設げられている。この室１６０内に作用し
ている第２ライン油圧Ｐｊ２２は、第１ライン油圧ＰＩ
！、、を低下させる方向に作用しており、ＮＰレンジの
ときに第１ライン油圧低下制御井４４０が作動して室１
６０へ第２ライン油圧Ｐ！２が供給されると第１ライン
油圧Ｐｊ２．が低下させられる。この場合における第１
ライン油圧特性については後に詳述する。(Pffz - secondary hydraulic cylinder 56 internal hydraulic pressure P0ut in steady state), the first plunger 14
6 and the second plunger 14B are separated, and the thrust due to the hydraulic pressure P in the primary side hydraulic cylinder 54 acts in the valve closing direction of the spool valve element 140. However, the hydraulic pressure P in the primary hydraulic cylinder 54 is 2nd line hydraulic PI! , 2, the first plunger 146 and the second plunger 148 come into contact with each other, so that the second plunger 14
A thrust force due to the second line hydraulic pressure P12 acting on the end face of the valve 8 acts on the spool valve element 140 in the valve closing direction. That is, the second plunger 148 receives the hydraulic pressures P and 7 in the primary side hydraulic cylinders 54 and the second line hydraulic pressure Pf2, based on the higher of these hydraulic pressures (acting force is applied to close the spool valve 140). Note that the first land 152 and the second land 159 of the spool valve 140
A chamber 160 to which a second line oil pressure Pfz is supplied from a first line oil pressure reduction control valve 440 (described later) via an oil passage 161 is provided between the two. The second line oil pressure Pj22 acting in this chamber 160 is equal to the first line oil pressure PI.
! , , and when in the NP range, the first line oil pressure reduction control well 440 operates to reduce the pressure in the chamber 1.
2nd line oil pressure P to 60! 2 is supplied, the first line oil pressure Pj2. is lowered. The first in this case
The line hydraulic characteristics will be detailed later.
第１図に戻って、スロットル圧Ｐいはエンジン１０にお
ける実際のスロットル弁開度θｔｈを表すものであり、
スロットル弁開度検知弁１８０によって発生させられる
。また、速度比圧ＰｅばＣＶＴ１６の実際の速度比を表
すものであり、速度比検知弁１８２によって発生させら
れる。すなわち、スロットル弁開度検知弁１８０は、図
示しないスロットル弁とともに回転させられるカム１８
４と、このカム１８４のカム面に係合し、このカム１８
４の回動角度と関連して軸方向へ駆動されるプランジャ
１８６と、スプリング１８８を介して付与されるプラン
ジャ１８６からの推力と第１ライン油圧Ｐβ１による推
力とが平衡した位置に位置させられることにより第１ラ
イン油圧Ｐ Ｒ＋を減圧し、実際のスロットル弁開度θ
いに対応したスロットル圧Ｐいを発生させるスプール弁
子１９０とを備えている。第５図は上記スロットル圧Ｐ
ｔｈとスロットル弁開度θｔｌ、との関係を示すもので
あり、油路８４を通して第１調圧弁１００、第２調圧弁
１０２、および第３調圧弁２２０へそれぞれ供給される
。Returning to FIG. 1, the throttle pressure P represents the actual throttle valve opening θth in the engine 10,
It is generated by the throttle valve opening detection valve 180. Further, the speed specific pressure Pe represents the actual speed ratio of the CVT 16 and is generated by the speed ratio detection valve 182. That is, the throttle valve opening detection valve 180 is connected to a cam 18 that is rotated together with the throttle valve (not shown).
4 and the cam surface of this cam 184, and this cam 18
The plunger 186, which is driven in the axial direction in relation to the rotation angle of 4, is positioned at a position where the thrust from the plunger 186 applied via the spring 188 and the thrust due to the first line oil pressure Pβ1 are balanced. The first line oil pressure P R+ is reduced and the actual throttle valve opening θ is
A spool valve element 190 that generates a throttle pressure P corresponding to the pressure P is provided. Figure 5 shows the throttle pressure P
th and the throttle valve opening θtl, and is supplied to the first pressure regulating valve 100, the second pressure regulating valve 102, and the third pressure regulating valve 220 through the oil passage 84, respectively.
また、速度比検出弁１８２は、ＣＶＴ１４の入力側可動
回転体５０に摺接してその軸線方向の変位量に等しい変
位量だけ軸線方向へ移動させられる検知棒１９２と、こ
の検知棒１９２の位置に対応して付勢力を伝達するスプ
リング１９４と、このスプリング１９４からの付勢力を
受ける一方、第２ライン油圧Ｐｆｆｉ２を受けて両者の
推力が平衡した位置に位置させられることにより、ドレ
ンへの排出流量を変化させるスプール弁子１９８とを備
えている。したがって、たとえば速度比ｅが大きくなっ
てＣＶＴ１４の入力側の固定回転体４６に対して可動回
転体５０が接近（■溝幅縮小）すると、上記検知棒１９
２が押し込まれる。このため、第２ライン油路８２から
オリフィス１９６を通して供給され且つスプール弁子１
９８によりドレンへ排出される作動油の流量が減少させ
られるので、オリフィス１９６よりも下流側の作動油圧
が高められる。この作動油圧が速度比圧Ｐｅであり、第
６図に示すように、速度比ｅの増大とともに増大させら
れる。そして、このようにして発生させられた速度比圧
Ｐｅは、油路８６を通して第２調圧弁１０２および第３
調圧弁２２０へそれぞれ供給される。The speed ratio detection valve 182 also includes a detection rod 192 that is in sliding contact with the input side movable rotating body 50 of the CVT 14 and is moved in the axial direction by an amount of displacement equal to the amount of displacement in the axial direction. A spring 194 transmits a biasing force correspondingly, and while receiving the biasing force from this spring 194, receiving the second line oil pressure Pffi2 and being positioned at a position where the thrusts of both are balanced, the discharge flow rate to the drain is reduced. The spool valve 198 changes the spool valve. Therefore, for example, when the speed ratio e increases and the movable rotary body 50 approaches the fixed rotary body 46 on the input side of the CVT 14 (■ groove width decreases), the detection rod 19
2 is pushed in. Therefore, the oil is supplied from the second line oil passage 82 through the orifice 196 and the spool valve 1
98 reduces the flow rate of the hydraulic oil discharged to the drain, thereby increasing the hydraulic pressure downstream of the orifice 196. This working oil pressure is the speed specific pressure Pe, and as shown in FIG. 6, it increases as the speed ratio e increases. The speed specific pressure Pe generated in this way passes through the oil passage 86 to the second pressure regulating valve 102 and the third pressure regulating valve 102.
Each is supplied to the pressure regulating valve 220.
ここで、上記速度比検出弁１８２は、オリフィス１９６
を通して第２ライン油路８６から供給される第２ライン
油圧Ｐｆｆｉ、の作動油の逃がし量を変化させることに
より速度比圧Ｐｅを発生させるものであるから、速度比
圧Ｐｅは第２ライン油圧Ｐ２□以」二の値となることが
制限されている一方、前記（１）式に従って作動する第
２調圧弁１０２では速度比圧Ｐｅの増加に伴って第２ラ
イン油圧ＰＣ２を減少させる。このため、速度比圧Ｐｅ
が所定値まで増加して第２ライン油圧ＰＩ！、２と等し
くなると、それ以降は両者ともに飽和して一定となる。Here, the speed ratio detection valve 182 has an orifice 196
Since the speed specific pressure Pe is generated by changing the release amount of the hydraulic oil of the second line oil pressure Pffi supplied from the second line oil passage 86 through the □While the second pressure regulating valve 102, which operates according to the above formula (1), decreases the second line oil pressure PC2 as the speed specific pressure Pe increases. For this reason, the speed specific pressure Pe
increases to a predetermined value, and the second line oil pressure PI! , 2, after that both are saturated and become constant.
第７図は、第２調圧弁１０２において、上記の速度比圧
Ｐｅに関連して調圧される第２ライン油圧ＰＩ！、２の
出力特性を示している。すなわち、速度比ｅに関連して
低圧側ライン油圧に求められる第８図に示す伝動ベルト
４４の張力を最適値とするための理想曲線に近似した特
性が油圧回路のみによって得られるのであり、マイクロ
コンピュータによって制御される電磁式圧力制御サーボ
弁を用いて第２ライン油圧ＰＱｚを発生させる場合に比
較して油圧回路が大幅に安価となる利点がある。FIG. 7 shows the second line oil pressure PI which is regulated in the second pressure regulating valve 102 in relation to the above speed specific pressure Pe! , 2 shows the output characteristics. In other words, characteristics that approximate the ideal curve for setting the tension of the transmission belt 44 to the optimum value shown in FIG. 8, which is required for the low-pressure side line oil pressure in relation to the speed ratio e, can be obtained only by the hydraulic circuit, This has the advantage that the hydraulic circuit is significantly cheaper than the case where the second line oil pressure PQz is generated using an electromagnetic pressure control servo valve controlled by a computer.
前記第３調圧弁２２０は、前後進切換装置１６の後進用
ブレーキ７０および前進用クラッチ７２を作動させるた
めの最適な第３ライン油圧Ｐβ３を発生させるものであ
る。すなわち、第３調圧弁２２０は、第１ライン油路８
０と第３ライン油路８８との間を開閉するスプール弁子
２２２、スプリングシート２２４、リターンスプリング
２２６、プランジャ２２８を備えている。スプール弁子
２２２の第１ランド２３０と第２ランド２３２との間に
は第３ライン油圧Ｐｌｚがフィードバック圧として絞り
２３４を通して導入される室２３６が設けられており、
スプール弁子２２２が第３ライン油圧Ｐ１３により閉弁
方向へ付勢されるようになっている。また、スプール弁
子２２２の第１ランド２３０側には、絞り２３８を介し
て速度比圧Ｐｅが導かれる室２４０が設けられており、
スプール弁子２２２が速度比圧ＰｅＧこより閉弁方向へ
付勢されるようになっている。第３調圧弁２２０内にお
いてはリターンスプリング２２６の開弁方向付勢力がス
プリングシート２２４を介してスプール弁子２２２に付
与されている。また、プランジャ２２８の端面にスロッ
トル圧Ｐｔｌ、を作用させるだめの室２４２が設けられ
ており、スプール弁子２２２がこのスロットル圧Ｐｔｈ
により開弁方向へ付勢されるようになっている。また、
プランジャ２２８の第１ランド２４４とそれより小径の
第２ランド２４６との間には、後進時のみに第３うイン
油圧Ｐ１３を導くための室２４日が設けられている。こ
のため、第３ライン油圧Ｐｆｆｉ３は、前記（１）式と
同様な式から、速度比圧Ｐｅおよびスロットル圧ｐｔｈ
に基づいて最適な値に調圧されるのである。この最適な
値とは、前進用クラッチ５２或いは後進用ブレーキ５０
において滑りが発生することなく確実にトルクを伝達で
きるようにするために必要かつ充分な値である。また、
後進時においては、上記室２４８内へ第３ライン油圧Ｐ
ρ３が導かれるため、スプール弁子２２２を開弁方向へ
付勢する力が増加させられて第３ライン油圧Ｐ２３が高
められる。これにより、前進クラッチ７２および後進ブ
レーキ７０において、前進時および後進時にそれぞれ適
したトルク容量が得られる。The third pressure regulating valve 220 generates an optimal third line oil pressure Pβ3 for operating the reverse brake 70 and the forward clutch 72 of the forward/reverse switching device 16. That is, the third pressure regulating valve 220 is connected to the first line oil passage 8
0 and the third line oil passage 88, a spool valve 222, a spring seat 224, a return spring 226, and a plunger 228 are provided. A chamber 236 is provided between the first land 230 and the second land 232 of the spool valve element 222, into which the third line oil pressure Plz is introduced as feedback pressure through a throttle 234.
The spool valve element 222 is biased in the valve closing direction by the third line hydraulic pressure P13. Further, a chamber 240 is provided on the first land 230 side of the spool valve element 222 to which a speed specific pressure Pe is introduced via a throttle 238.
The spool valve element 222 is biased in the valve closing direction by the speed specific pressure PeG. Inside the third pressure regulating valve 220, a biasing force in the valve opening direction of a return spring 226 is applied to the spool valve element 222 via a spring seat 224. Further, a reservoir chamber 242 for applying a throttle pressure Ptl is provided on the end face of the plunger 228, and the spool valve 222 acts on the throttle pressure Ptl.
The valve is biased in the direction of opening the valve. Also,
A chamber 24 is provided between the first land 244 of the plunger 228 and the second land 246 having a smaller diameter than the first land 244 for guiding the third inlet oil pressure P13 only during reverse movement. Therefore, the third line oil pressure Pffi3 is calculated from the equation (1) as well as the speed specific pressure Pe and the throttle pressure pth.
The pressure is regulated to the optimum value based on the This optimal value is the forward clutch 52 or the reverse brake 50.
This is a necessary and sufficient value to ensure that torque can be transmitted reliably without slippage. Also,
When moving backward, the third line hydraulic pressure P is input into the chamber 248.
Since ρ3 is guided, the force that urges the spool valve element 222 in the valve opening direction is increased, and the third line oil pressure P23 is increased. As a result, the forward clutch 72 and the reverse brake 70 can provide torque capacities suitable for forward movement and reverse movement, respectively.
上記のように調圧された第３ライン油圧Ｐｆｆｉ。The third line oil pressure Pffi is regulated as described above.
は、マニュアルバルブ２５０によって前進用クラッチ７
２或いは後進用ブレーキ７０へ供給されるようになって
いる。すなわち、マニュアルバルブ２５０は、車両のシ
フトレバ−２５２の操作と関連して移動させられるスプ
ール弁子２５４を備えており、シフトレバ−２５２がＮ
にューＩ・ラル）レンジに操作されている状態では第３
ライン油圧ＰＥ３を出力しないが、Ｌ（ロー）、Ｓ（セ
カンド）、Ｄ（ドライブ）レンジへ操作されている状態
では第３ライン油圧Ｐｆｆｉ３を専ら出力ポート２５８
から前進用クラッチ７２、およびリハースインヒビット
弁４２０の室４３２へ供給すると同時に後進用ブレーキ
７０から排油し、Ｒ（リバース）レンジへ操作されてい
る状態では第３ライン油圧ＰＩ！、３を出力ポート２５
６から第３調圧弁２２０、ロックアツプ制御弁３２０、
第１ライン油圧低下制御井４４０の室４５２、およびリ
バースインヒビット弁４２０のボート４２２ａへ供給す
るとともに、そのリバースインヒビット弁４２０を通し
て後進用ブレーキ７０へ供給し、同時に前進用クラッチ
７２から排油し、Ｐ（パーキング）レンジへ操作されて
いる状態では、前進用クラッチ７２および後進用ブレー
キ７０から共に排油する。なお、アキュムレータ３４２
および３４０ば、緩やかに油圧を立ち上げて摩擦係合を
滑らかに進行させるためのものであり、前進用クラッチ
７２および後進用ブレーギア０にそれぞれ接続されてい
る。The forward clutch 7 is operated by the manual valve 250.
2 or the reverse brake 70. That is, the manual valve 250 includes a spool valve element 254 that is moved in conjunction with the operation of the shift lever 252 of the vehicle, and when the shift lever 252 is in the N position.
New I/Ral) When the range is being operated, the third
Although the line oil pressure PE3 is not output, the third line oil pressure Pffi3 is exclusively output to the output port 258 when the L (low), S (second), and D (drive) ranges are operated.
Oil is supplied from the forward clutch 72 and the chamber 432 of the rehearsing inhibit valve 420, and simultaneously drained from the reverse brake 70, and when the R (reverse) range is operated, the third line oil pressure PI! , 3 to output port 25
6 to the third pressure regulating valve 220, lock-up control valve 320,
The oil is supplied to the chamber 452 of the first line oil pressure reduction control well 440 and the boat 422a of the reverse inhibit valve 420, and is also supplied to the reverse brake 70 through the reverse inhibit valve 420, and at the same time is drained from the forward clutch 72. When the vehicle is in the (parking) range, oil is drained from both the forward clutch 72 and the reverse brake 70. Note that the accumulator 342
and 340 are for gently increasing hydraulic pressure to smoothly advance frictional engagement, and are connected to the forward clutch 72 and the reverse brake gear 0, respectively.
また、シフトタイミング弁２１０は、前進用クラッチ７
２の油圧シリンダ内油圧の高まりに応じて絞り２１２を
閉じることより、過渡的な流入流量を調節する。Further, the shift timing valve 210 is connected to the forward clutch 7.
The transient inflow flow rate is adjusted by closing the throttle 212 in accordance with the increase in the oil pressure in the hydraulic cylinder No. 2.
前記第１調圧弁１００により調圧された第１ライン油圧
ＰＪ２．および第２調圧弁１０２により調圧された第２
ライン油圧Ｐで２は、ＣＶＴ１４の速度比ｅを調節する
ために、変速制御弁装置２６０により一次側油圧シリン
ダ５４および二次側油圧シリンダ５６の一方および他方
へ供給されている。上記変速制御弁装置２６０は変速方
向切換弁２６２および流量制御弁２６４から構成されて
いる。なお、それら変速方向切換弁２６２および流量制
御弁２６４を駆動するための第４ライン油圧Ｐｊ２４は
第４調圧弁１７０により第１ライン油圧Ｐｆｆｉ＋ に
基づいて発生させられ、第４ライン油路３７０により導
かれるようになっている。The first line oil pressure PJ2. is regulated by the first pressure regulating valve 100. and a second pressure regulated by the second pressure regulating valve 102.
A line oil pressure P of 2 is supplied to one and the other of the primary hydraulic cylinder 54 and the secondary hydraulic cylinder 56 by the speed change control valve device 260 in order to adjust the speed ratio e of the CVT 14 . The speed change control valve device 260 is composed of a speed change direction switching valve 262 and a flow rate control valve 264. Note that the fourth line oil pressure Pj24 for driving the speed change direction switching valve 262 and the flow rate control valve 264 is generated by the fourth pressure regulating valve 170 based on the first line oil pressure Pffi+, and is guided by the fourth line oil path 370. It's starting to get worse.
第９図に詳しく示すように、変速方向切換弁２６２は、
第１電磁弁２６６によって制御されるスプール弁であっ
て、流量制御弁２６４との間を接続する４本の第１接続
路２７０、第１絞り２７１を有する第２接続路２７２、
第３接続路２７４、第４接続路２７６にそれぞれ連通す
るボート２７８ａ 、 ２７８ｃ 、 ２７８ｅ
、 ２７８ ｇと、ドレンに連通ずるドレンボート２
７８ｂと、第１ライン油圧Ｐｆｆｉ、が供給されるボー
）２７８ｄと、第２ライン油圧Ｐｆｆｉ２が供給される
ボート２７８ｆと、移動ストロークの一端（第９図の上
端）である第１位置と移動ストロークの他端（第９図の
下端）である第２位置との間において摺動可能に配置さ
れたスプール弁子２８０と、このスプール弁子２８０を
第２位置に向かつて付勢するスプリング２８２とを備え
ている。上記スプール弁子２８０には、各ボート間を開
閉するだめの４つのランド２７９ａ、２７９ｂ、２７９
ｃ、２７９ｄが設けられている。上記スプール弁子２８
０のスプリング２８２例の端面には大気に解放されてい
るために油圧が作用されていない。しかし、スプール弁
子２８０の下端側の端面には、第１電磁弁２６６のオフ
状態、すなわち閉状態では第４調圧弁１７０により調圧
された第４ライン油圧Ｐｅａが作用させられるが、オン
状態、すなわち開状態では絞り２８４よりも下流側が排
圧されて第４ライン油圧ＰＩ！、４が作用しない状態と
なる。このため、第１電磁弁２６６がオン状態である期
間は、スプール弁子２８０が第２位置に位置させられて
ボート２７８ａとボート２７８ｂとの間、ボート２７８
ｄとボー）２７８ｅとの間がそれぞれ開かれるとともに
、ボート２７８ｄと２７８ｃとの間およびボート２７８
ｆと２７８ｇとの間が閉じられるが、第１電磁弁２６６
がオフ状態である期間はスプール弁子２８０が第１位置
に位置させられて上記と逆の切換え状態となる。As shown in detail in FIG. 9, the speed change direction switching valve 262 is
A spool valve controlled by the first electromagnetic valve 266, which connects the flow control valve 264 with four first connection paths 270, a second connection path 272 having a first throttle 271,
Boats 278a, 278c, and 278e communicate with the third connection path 274 and the fourth connection path 276, respectively.
, 278 g, and drain boat 2 connected to the drain.
78b, a boat to which the first line hydraulic pressure Pffi is supplied) 278d, a boat 278f to which the second line hydraulic pressure Pffi2 is supplied, the first position which is one end of the movement stroke (the upper end in FIG. 9), and the movement stroke. A spool valve element 280 is slidably disposed between the other end (the lower end in FIG. 9) of a second position, and a spring 282 biases the spool valve element 280 toward the second position. It is equipped with The spool valve 280 has four lands 279a, 279b, 279 for opening and closing between each boat.
c, 279d are provided. The above spool valve 28
Since the end face of the spring 282 example 0 is open to the atmosphere, no hydraulic pressure is applied to it. However, when the first electromagnetic valve 266 is in the OFF state, that is, in the closed state, the fourth line hydraulic pressure Pea regulated by the fourth pressure regulating valve 170 is applied to the end surface of the lower end side of the spool valve element 280, but in the ON state That is, in the open state, the pressure downstream of the throttle 284 is exhausted and the fourth line oil pressure PI! , 4 becomes inoperative. Therefore, during the period when the first solenoid valve 266 is in the ON state, the spool valve element 280 is located at the second position and the boat 278 is placed between the boat 278a and the boat 278b.
d and the boat) 278e, and the space between the boats 278d and 278c and the boat 278
Although the space between f and 278g is closed, the first solenoid valve 266
During the period in which the spool valve 280 is in the OFF state, the spool valve 280 is placed in the first position, resulting in a switching state opposite to that described above.
前記流量制御弁２６４は、第２電磁弁２６８によって制
御されるスプール弁であって、前記４木の第１接続路２
７０、第２接続路２７２、第３接続路２７４、第４接続
路２７６にそれぞれ連通ずるボート２８６ａ、２８６ｃ
、２８６ｄ、２８６ｆと、一次側油圧シリンダ５４に連
通ずるボート２８６ｂと、二次側油圧シリンダ５６に連
通ずるボート２８６ｅと、移動ストロークの一端（第９
図の上端）である第１位置と移動ストロークの他端（第
９図の下端）である第２位置との間において摺動可能に
配設されたスプール弁子２８８と、このスプール弁子２
８８を第２位置に向かつて付勢するスプリング２９０と
を備えている。上記スプール弁子２８８には、各ポート
間を開閉するための４つのランド２８７ａ ２８７ｂ
２８７ｃ２８７ｄが設けられている。変速方向切換
弁２６２と同様に上記スプール弁子２８８のスプリング
２９０例の端面には大気に解放されているために油圧が
作用されていない。しかし、スプール弁子２８８の下端
側の端面には、第２電磁弁２６Ｂのオフ状態、すなわち
閉状態では第４調圧弁１７０により調圧された第４ライ
ン油圧Ｐｆ４が作用させられるが、オン状態、すなわち
開状態では絞り２９２よりも下流側が排圧されて第４ラ
イン油圧Ｐ１４が作用しない状態となる。このため、第
２電磁弁２６８がオン状態（デユーティ比が１００％）
である期間は、スプール弁子２８８が第２位置に位置さ
せられてボート２８６ｃとボー１−２８６ｂとの間、ボ
ート２８６ｆと２８６ｅとの間がそれぞれ開かれるとと
もに、ボート２８６ａと２８６ｂとの間およびボート２
８６ｄと２８６ｅとの間が閉じられるが、第２電磁弁２
６８がオフ状態（デユーティ比が０％）である期間はス
プール弁子２８８が第１位置に位置させられて上記と逆
の切換え状態となる。なお、第２電磁弁２６８がオフ状
態である期間においてボート２８６Ｃと２８６ｂが絞り
２９４を通して僅かに連通させられている。そして、二
次側油圧シリンダ５６はバイパス油路２９５によって第
２ライン油路８２と接続されており、そのバイパス油路
２９５には互いに並列な絞り２９６およびチエツク弁２
９８が設けられている。それらの互いに並列な絞り２９
６およびチエツク弁２９８は、二次側油圧シリンダ５６
内を相対的に高圧側とする減速変速のときや、エンジン
ブレーキ走行時において、二次側油圧シリンダ５６へ第
１ライン油圧ＰＲ＋が供給されたとき、二次側油圧シリ
ンダ５６内油圧Ｐ。ｕｔ （−Ｐｎ、）が第２ライン
油路８２へ大量に流出して低下しないようにするための
ものである。The flow rate control valve 264 is a spool valve controlled by a second electromagnetic valve 268, and is a spool valve that connects the four-tree first connection path 2.
70, boats 286a and 286c communicating with the second connection path 272, the third connection path 274, and the fourth connection path 276, respectively.
, 286d, 286f, a boat 286b communicating with the primary hydraulic cylinder 54, a boat 286e communicating with the secondary hydraulic cylinder 56, and one end of the movement stroke (the ninth
A spool valve 288 is slidably disposed between a first position (upper end in the figure) and a second position (lower end in Figure 9) of the other end of the movement stroke;
88 toward the second position. The spool valve 288 has four lands 287a and 287b for opening and closing between each port.
287c287d are provided. Similar to the speed change direction switching valve 262, the end face of the spring 290 of the spool valve element 288 is exposed to the atmosphere, so no hydraulic pressure is applied thereto. However, when the second electromagnetic valve 26B is in the OFF state, that is, in the closed state, the fourth line hydraulic pressure Pf4 regulated by the fourth pressure regulating valve 170 is applied to the end surface on the lower end side of the spool valve element 288, but in the ON state That is, in the open state, the pressure downstream of the throttle 292 is exhausted and the fourth line oil pressure P14 does not act. Therefore, the second solenoid valve 268 is in the on state (duty ratio is 100%).
During this period, the spool valve 288 is placed in the second position to open the spaces between the boats 286c and boats 1-286b and between the boats 286f and 286e, and to open the spaces between the boats 286a and 286b. boat 2
Although the space between 86d and 286e is closed, the second solenoid valve 2
68 is in the off state (duty ratio is 0%), the spool valve 288 is positioned at the first position and is in the switching state opposite to the above. Note that during the period when the second solenoid valve 268 is in the OFF state, the boats 286C and 286b are slightly communicated through the throttle 294. The secondary hydraulic cylinder 56 is connected to the second line oil passage 82 by a bypass oil passage 295, and the bypass oil passage 295 includes a throttle 296 and a check valve 2 which are parallel to each other.
98 are provided. Their mutually parallel apertures 29
6 and the check valve 298 are connected to the secondary hydraulic cylinder 56.
When the first line hydraulic pressure PR+ is supplied to the secondary hydraulic cylinder 56 during a deceleration shift in which the internal pressure is set to a relatively high pressure side or during engine braking, the secondary hydraulic cylinder 56 internal hydraulic pressure P. This is to prevent a large amount of ut (-Pn,) from flowing out into the second line oil passage 82 and decreasing.
したがって、第１電磁弁２６６がオンである状態では、
第９図の実線に示すように、第１ライン泊ハ８０内の作
動油は、ボート２７８ｄ、ボート２ ’／ ８ ｅ、第
３接続路２７４、ボー１−２８６ ｄ、ボート２８６ｅ
、二次側油路３０２を通して二次側油圧シリンダ５６へ
流入させられる一方、一次側油圧シリンダ５４内の作動
油は、一次側油路３００、ボート２８６ｂ、ボー）２８
６ａ、第１接続路２７０、ボート２７８ａ、ボート２７
８ｂを通してドレンへ排出される。このことから、Ｃ■
Ｔ １．４の速度比ｅは減速方向へ変化させられる。Therefore, when the first solenoid valve 266 is on,
As shown by the solid line in FIG. 9, the hydraulic oil in the first line holder 80 is connected to the boat 278d, the boat 2'/8e, the third connection path 274, the boat 1-286d, and the boat 286e.
, to the secondary hydraulic cylinder 56 through the secondary oil passage 302, while the hydraulic oil in the primary hydraulic cylinder 54 flows through the primary oil passage 300, the boat 286b, the boat 28
6a, first connection path 270, boat 278a, boat 27
It is discharged to the drain through 8b. From this, C■
The speed ratio e of T 1.4 is changed in the direction of deceleration.
反対に、第１電磁弁２６６がオフである状態では、第９
図の破線に示すように、第１ライン油路８０内の作動油
は、ボー１−２７８ ｄ、ポート２７８Ｃ１第２接続路
２７２、ボート２８６ｃ、ボー）２８６ｂ、一次側油路
３００を通して一次側油圧シリンダ５４へ流入させられ
る一方、二次側油圧シリンダ５６内の作動油は、二次側
油路３０２、ボーｔ−２８６ｅ、ボー＋−２８６ｆ 、
第４接続路２７６、ボート２７８ｇ、ボート２７８ｆを
通して第２ライン油路８２へ排出される。このことから
、ＣＶＴｌ、４の速度比ｅは増速方向へ変化させられる
。なお、一次側油路３００の第１調圧弁１００への分岐
点と流量制御弁２６４のボー１−２８６ ｂとの間には
、第２絞り２７３が設けられている。Conversely, when the first solenoid valve 266 is off, the ninth
As shown by the broken line in the figure, the hydraulic oil in the first line oil passage 80 is transferred to the primary oil pressure through the bow 1-278d, port 278C1 second connection passage 272, boat 286c, bow) 286b, and the primary oil passage 300. While flowing into the cylinder 54, the hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 56 flows through the secondary oil passage 302, the boat t-286e, the boat +-286f,
It is discharged to the second line oil path 82 through the fourth connection path 276, the boat 278g, and the boat 278f. From this, the speed ratio e of CVTl, 4 is changed in the direction of speed increase. Note that a second throttle 273 is provided between the branch point of the primary side oil passage 300 to the first pressure regulating valve 100 and the bow 1-286b of the flow rate control valve 264.
第１０図は、上記第１電磁弁２６６および第２電磁弁２
６８の駆動状態とＣＶＴｌ４の変速方向および速度比ｅ
の変化速度との関係を示している。FIG. 10 shows the first solenoid valve 266 and the second solenoid valve 2.
Driving state of 68, shifting direction and speed ratio of CVTl4
shows the relationship between the rate of change of
なお、第１電磁弁２６６および第２電磁弁２６８が共に
オフ状態である変速モード（ニ）の場合には、第１ライ
ン油路８０内の作動油がスプール弁子２８８の絞り穴２
９４を通して一次側油圧シリンダ５４へ供給されるとと
もに、二次側油圧シリンダ５６内の作動油は絞り２９６
を通して第２ライン油路８２へ徐々に排出される。また
、第１電磁弁２６６および第２電磁弁２６８が共にオン
状態である変速モード（ハ）の場合には、第２ライン油
路８２内の作動油はバイパス油路２９５において並列に
設けられた絞り２９６およびチエツク弁２９８を通して
二次側油圧シリンダ５６内へ供給されるとともに、一次
側油圧シリンダ５４内の作動油はそのピストンの摺動部
分などに積極的に或いは必然的に形成された僅かな隙間
から徐々に排出されるようになっている。Note that in the case of the shift mode (d) in which both the first solenoid valve 266 and the second solenoid valve 268 are in the OFF state, the hydraulic oil in the first line oil passage 80 flows into the throttle hole 2 of the spool valve 288.
94 to the primary side hydraulic cylinder 54, and the hydraulic oil in the secondary side hydraulic cylinder 56 is supplied to the primary side hydraulic cylinder 54 through the throttle 296.
It is gradually discharged to the second line oil passage 82 through the passage. In addition, in the case of the shift mode (c) in which both the first solenoid valve 266 and the second solenoid valve 268 are in the ON state, the hydraulic oil in the second line oil passage 82 is provided in parallel in the bypass oil passage 295. The hydraulic fluid in the primary hydraulic cylinder 54 is supplied through the throttle 296 and the check valve 298 into the secondary hydraulic cylinder 56, and the hydraulic fluid in the primary hydraulic cylinder 54 has a small amount formed actively or inevitably on the sliding parts of the piston. It is gradually discharged from the gap.
上記のように、二次側油圧シリンダ５６と第２ライン油
路８２との間にバイパス油路２９５が設けられているた
め、流量制御弁２６４のデユーティ駆動に同期して二次
側油圧シリンダ内油圧Ｐ。ｕｔに生じる脈動が好適に抑
制される。二次側油圧シリンダ内油圧Ｐ。。のスパイク
状の上ピークは絞り２９６により逃がされ、Ｐ ｏｕｔ
Ｏ下ピークはチエツク弁２９８を通して補填されるから
である。As described above, since the bypass oil passage 295 is provided between the secondary side hydraulic cylinder 56 and the second line oil passage 82, the flow rate control valve 264 is synchronized with the duty drive of the flow rate control valve 264 so that Hydraulic P. The pulsation occurring in the ut is suitably suppressed. Hydraulic pressure P in the secondary hydraulic cylinder. . The spike-shaped upper peak of P out is released by the aperture 296, and P out
This is because the peak below O is compensated for through the check valve 298.
なお、チエツク弁２９８は、平面状の座面を備えた弁座
２９９と、その座面に当接する平面状の当接面を備えた
弁子３０１と、その弁子３０１を弁座２９９に向かつて
付勢するスプリング３０３とを備え、０．２ｋｇ／ｃｍ
２程度の圧力差で開かれるようになっている。本実施例
においては、上記チエツク弁２９８が一方向弁に対応し
ている。The check valve 298 includes a valve seat 299 with a flat seating surface, a valve element 301 with a flat contact surface that contacts the seating surface, and a valve element 301 directed toward the valve seat 299. 0.2kg/cm
It is designed to open with a pressure difference of about 2. In this embodiment, the check valve 298 corresponds to a one-way valve.
ここで、ＣＶＴｌ ４における第１ライン油圧Ｐρ１に
は、正駆動走行時（駆動トルクＴが正の時）には第１１
図に示すような、また、エンジンブレーキ走行時（駆動
トルクＴが負の時）には第１２図に示すような油圧値が
望まれる。第１１図および第１２図は、いずれも入力軸
３０が一定の軸トルクで回転させられている状態で速度
比を全範囲内で変化させたときに必要とされる油圧値を
示したものである。本実施例では、一次側油圧シリンダ
５４と二次側油圧シリンダ５６の受圧面積が等しいので
、第１１図の正駆動走行時には一次側油圧シリンダ５４
内の油圧Ｐ、。〉二次側油圧シリンダ５６内の油圧Ｐ。Here, the first line oil pressure Pρ1 in CVTl 4 includes the 11th line oil pressure Pρ1 during positive drive running (when the drive torque T is positive).
The oil pressure values as shown in the figure and as shown in FIG. 12 are desired during engine braking driving (when the driving torque T is negative). Figures 11 and 12 both show the hydraulic pressure values required when the speed ratio is varied within the entire range while the input shaft 30 is being rotated with a constant shaft torque. be. In this embodiment, since the pressure receiving areas of the primary hydraulic cylinder 54 and the secondary hydraulic cylinder 56 are equal, the primary hydraulic cylinder 54 is
Hydraulic pressure P, within. > Hydraulic pressure P in the secondary side hydraulic cylinder 56.
、、ｔ、第１２図のエンジンブレーキ走行時にはＰ６．
ｔ＞Ｐｉ、であり、いずれも駆動側油圧シリンダ内油圧
〉被駆動側油圧シリンダ内油圧となる。正駆動走行時に
おける上記Ｐ、７は駆動側の油圧シリンダの推力を発生
させるものであるので、その油圧シリンダに目標とする
速度比を得るための推力が発生し得るように、また動力
損失を少なくするために、第１ライン油圧Ｐ４２゜は上
記Ｐ、イに必要且つ充分な余裕油圧αを加えた値に調圧
することが望まれる。しかし、上記第１１図および第１
２図に示す第１ライン油圧Ｐｆｆｉを一方の油圧シリン
ダ内油圧に基づいて調圧することは不可能であり、この
ため、本実施例では、前記第１調圧弁１００には第２プ
ランジヤ１４８が設けられ、Ｐ８．、および第２ライン
油圧Ｐｊ２２のうちの何れか高い油圧に基づく付勢力が
第１調圧弁１００のスプール弁子１４０へ伝達されるよ
うになっている。これにより、たとえば第１３図に示す
ような、Ｐ、、、を示す曲線とＰ。、、ｔを示す曲線と
が交差する無負荷走行時において、第１ライン油圧Ｐｆ
ｆｉ、がＰ３．、および第２ライン油圧Ｐｒ２の何れか
高い油圧値に余裕値αを加えた値に制御される。これに
より、第１ライン油圧Ｐｆ、は必要かつ充分な値に制御
され、動力損失が可及的に小さくされている。因に、第
１３図の破線に示す第１ライン油圧ｐｊ２． ’は第２
プランジヤ１４８が設げられていない場合のものであり
、速度比ｅが大きい範囲では不要に大きな余裕油圧が発
生させられている。,,t, P6 during engine braking driving as shown in FIG.
t>Pi, and in both cases, the hydraulic pressure in the driving side hydraulic cylinder>the hydraulic pressure in the driven side hydraulic cylinder. The above P and 7 during normal drive running are for generating thrust of the hydraulic cylinder on the driving side, so they are designed so that the hydraulic cylinder can generate the thrust to obtain the target speed ratio, and to reduce power loss. In order to reduce the pressure, it is desirable to adjust the first line oil pressure P42° to a value obtained by adding a necessary and sufficient margin oil pressure α to the above P and A. However, the above figure 11 and 1
It is impossible to adjust the first line oil pressure Pffi shown in FIG. , P8. , and the second line oil pressure Pj22, whichever is higher, is transmitted to the spool valve element 140 of the first pressure regulating valve 100. As a result, a curve indicating P and P as shown in FIG. 13, for example. ,,during no-load running when the curves indicating t intersect, the first line oil pressure Pf
fi, is P3. , and the second line oil pressure Pr2, whichever is higher, plus the margin value α. As a result, the first line oil pressure Pf is controlled to a necessary and sufficient value, and power loss is minimized. Incidentally, the first line oil pressure pj2. shown by the broken line in FIG. ' is the second
This is the case where the plunger 148 is not provided, and an unnecessarily large excess oil pressure is generated in a range where the speed ratio e is large.
前記余裕値αば、ＣＶＴ１４の速度比変化範囲全域内に
おいて所望の速度で速度比ｅを変化させて所望の速度比
ｅを得るに足る必要かつ充分な値であり、（２）式から
明らかなように、スロットル圧Ｐいに関連して第１ライ
ン油圧Ｐρ、が高められている。前記第１調圧弁１００
の各部の受圧面積およびスプリング１４４の付勢力がそ
のように設定されでいるのである。このとき、第１調圧
弁１００により調圧される第１ライン油圧Ｐｊ２．は、
第１４図に示すように、Ｐ８．、もしくはＰ。ａｔとス
ロットル圧Ｐｔｈとにしたがって増加するが、スロット
ル圧Ｐいに対応した最大値において飽和させられるよう
になっている。これにより、速度比ｅが最大値となって
一次側可変プーリ４０の■溝幅の減少が機械的に阻止さ
れた状態で、一次側油圧シリンダ５４内の油圧Ｐ１．．
が増大しても、それよりも常に余裕値αだけ高く制御さ
れる第１ライン油圧Ｐｆｆｉ＋の過昇圧が防止されるよ
うになっている。The margin value α is a necessary and sufficient value to change the speed ratio e at a desired speed within the entire speed ratio change range of the CVT 14 to obtain the desired speed ratio e, and is clear from equation (2). As such, the first line oil pressure Pρ is increased in relation to the throttle pressure P. Said first pressure regulating valve 100
The pressure receiving area of each part and the biasing force of the spring 144 are set in this way. At this time, the first line oil pressure Pj2. is regulated by the first pressure regulating valve 100. teeth,
As shown in FIG. 14, P8. , or P. It increases in accordance with at and throttle pressure Pth, but is saturated at a maximum value corresponding to throttle pressure Pth. As a result, while the speed ratio e reaches its maximum value and the decrease in the groove width of the primary variable pulley 40 is mechanically prevented, the hydraulic pressure P1 within the primary hydraulic cylinder 54. ．．
Even if Pffi+ increases, the first line oil pressure Pffi+, which is always controlled to be higher than it by an allowance value α, is prevented from increasing excessively.
前記第１調圧弁１００において、ボート１５０ｂから流
出させられた作動油は、ロックアツプクラッチ圧油路９
２に導かれ、ロックアツプクラッチ圧調圧弁３１０によ
り流体継手１２のロックアツプクラッチ３６を作動させ
るために適した圧力のロックアツプクラッチ油圧ｐｅｔ
に調圧されるよ・うになっている。すなわち、上記ロッ
クアツプクラッチ圧調圧弁３１０は、フィードバック圧
としてロックアツプクラッチ油圧Ｐｃｔを受けて開弁方
向に付勢されるスプール弁子３１２と、このスプール弁
子３１２を閉弁方向に付勢するスプリング３１４と、急
解放時に後述のロックアツプ急解放弁４００を通してク
ラッチ油圧Ｐｃｔが供給される室３１６と、その室３１
６の油圧を受けてスプール弁子３１２を閉弁方向に付勢
するプランジャ３１７とを備えており、スプール弁子３
１２が上記フィードバック圧に基づく推力とスプリング
３１４の推力とが平衡するように作動させられてロック
アツプクラッチ圧油路９２内の作動油を流出させること
により、一定のロックアツプクラッチ油圧Ｐｃｌが発生
させられる。また、急解放時にクラッチ油圧Ｐｅｔが室
３１６へ供給されると、ロックアツプクラッチ３６を一
層速やかに解放させるためにクラッチ油圧Ｐｃｔが高め
られる。ロックアツプクラッチ圧調圧弁３１０から流出
させられた作動油は、絞り３１８および潤滑油路９４を
通してトランスミッションの各部の潤滑のための送出さ
れるとともに、オイルポンプ７４の吸入油路７８に還流
させられる。In the first pressure regulating valve 100, the hydraulic oil flowing out from the boat 150b is transferred to the lock-up clutch pressure oil passage 9.
2, the lock-up clutch hydraulic pressure PET is guided to the lock-up clutch pressure regulating valve 310 and has a pressure suitable for operating the lock-up clutch 36 of the fluid coupling 12.
The pressure is regulated accordingly. That is, the lock-up clutch pressure regulating valve 310 receives the lock-up clutch hydraulic pressure Pct as feedback pressure and urges the spool valve element 312 in the valve opening direction, and the spool valve element 312 urges the spool valve element 312 in the valve closing direction. A spring 314, a chamber 316 to which clutch hydraulic pressure Pct is supplied through a lock-up quick release valve 400 (described later) upon sudden release, and the chamber 31
6, the plunger 317 urges the spool valve element 312 in the valve closing direction in response to the hydraulic pressure of the spool valve element 3.
12 is operated so that the thrust based on the feedback pressure and the thrust of the spring 314 are balanced, and the hydraulic oil in the lock-up clutch pressure oil passage 92 flows out, thereby generating a constant lock-up clutch oil pressure Pcl. It will be done. Further, when the clutch oil pressure Pet is supplied to the chamber 316 at the time of sudden release, the clutch oil pressure Pct is increased in order to release the lock-up clutch 36 more quickly. The hydraulic oil discharged from the lock-up clutch pressure regulating valve 310 is sent out through the throttle 318 and the lubricating oil passage 94 to lubricate each part of the transmission, and is also returned to the suction oil passage 78 of the oil pump 74.
上記のようにして調圧されたロックアツプクラッチ油圧
ｐｅｔは、ロックアツプ制御弁３２０により流体継手１
２の係合側油路３２２および解放側油路３２４へ択一的
に供給され、ロックアツプクラッチ３６が保合状態また
は解放状態とされるようになっている。すなわち、ロッ
クアツプ制御弁３２０は、ロックアツプクラッチ圧油路
９２を上記係合側油路３２２および解放側油路３２４と
択一的に接続するスプール弁子３２６と、スプール弁子
３２６を解放側へ付勢するスプリング３２８とを備えて
いる。スプール弁子３２６の上端面側（スプリング３２
８側）には、Ｒレンジが選択されたときだけマニュアル
バルブ２５０の出力ボート２５６から油路２５７を介し
て第３ライン油圧ＰＱｚが導入されるが、その他のレン
ジではドレンされる室３３４が設けられる一方、スプー
ル弁子３２６の下端面側（非スプリング３２８側）には
、ノーマルオープン型の第３電磁弁３３０がオン状態の
ときに信号圧Ｐ ５ｏ１３が導入される室３３２が配設
されている。第３電磁弁３３０がオン状態（閉状ｗＡ）
であるときには絞り３３１よりも下流側はクラッチ油圧
ＰｃＬと等しい信号圧Ｐ５゜１３が発生させられるが、
第３電磁弁３３０がオフ状態（開状態）であるときには
絞り３３１よりも下流側がドレンされて信号圧Ｐ ５ｏ
ｔｚが解消されるようになっている。それ等絞り３３１
および電磁弁３３０は信号圧Ｐ８゜、３の発生手段を構
成しており、信号圧Ｐ ｔｏＬｌば、前記ロックアツプ
制御弁３２０のほかに、第２ライン油圧低下制御弁３８
０、ロックアツプ急解放弁４００、リバースインヒビッ
ト弁４２０へそれぞれ供給される。The lock-up clutch oil pressure PET regulated as described above is applied to the fluid coupling 1 by the lock-up control valve 320.
The lock-up clutch 36 is selectively supplied to the two engagement-side oil passages 322 and the two release-side oil passages 324, so that the lock-up clutch 36 is placed in the engaged state or the released state. That is, the lock-up control valve 320 includes a spool valve element 326 that selectively connects the lock-up clutch pressure oil passage 92 to the engagement side oil passage 322 and the release side oil passage 324, and a spool valve element 326 that connects the spool valve element 326 to the release side. A biasing spring 328 is provided. Upper end surface side of spool valve 326 (spring 32
8 side), the third line oil pressure PQz is introduced from the output boat 256 of the manual valve 250 via the oil passage 257 only when the R range is selected, but a chamber 334 is provided for draining in other ranges. On the other hand, a chamber 332 is provided on the lower end surface side (non-spring 328 side) of the spool valve element 326, into which the signal pressure P5o13 is introduced when the normally open type third solenoid valve 330 is in the on state. There is. The third solenoid valve 330 is in the on state (closed state wA)
When this is the case, a signal pressure P5°13 equal to the clutch oil pressure PcL is generated on the downstream side of the throttle 331.
When the third solenoid valve 330 is in the off state (open state), the downstream side of the throttle 331 is drained, and the signal pressure P 5o
tz is now eliminated. Those apertures are 331
The solenoid valve 330 constitutes a means for generating a signal pressure P8.3, and if the signal pressure PtoL1
0, the lock-up quick release valve 400, and the reverse inhibit valve 420, respectively.
したがって、Ｒレンジ以外のシフトレンジにおいて、第
３電磁弁３３０がオン状態の場合には、室３３２へ信号
圧Ｐ Ｓｏ、３が導入されるが、室３３４は大気圧とさ
れることから、スプール弁子３２６はスプリング３２８
側へ位置させられるので、ロソクアッフリラッチ圧油路
９２内の作動油が保合側油路３２２へ供給されて、ロッ
クアツプクラッチ３６が保合状態とされる。反対に、第
３電磁弁３３０がオフ状態の場合には、室３３２は大気
圧とされることから、スプール弁子３２６はスプリング
３２８の付勢力に従って第１図の下側へ位置させられる
ので、ロックアツプクラッチ圧油路９２内の作動油が解
放側油路３２４へ供給されて、ロックアツプクラッチ３
６が解放状態とされる。Therefore, in a shift range other than the R range, when the third solenoid valve 330 is in the on state, the signal pressure P So,3 is introduced into the chamber 332, but since the chamber 334 is at atmospheric pressure, the spool Valve 326 is spring 328
Since the lock-up clutch 36 is positioned to the side, the hydraulic oil in the candlestick re-latch pressure oil passage 92 is supplied to the engagement side oil passage 322, and the lock-up clutch 36 is brought into the engagement state. On the other hand, when the third solenoid valve 330 is in the OFF state, the chamber 332 is at atmospheric pressure, and the spool valve element 326 is positioned downward in FIG. 1 according to the biasing force of the spring 328. The hydraulic oil in the lock-up clutch pressure oil passage 92 is supplied to the release side oil passage 324, and the lock-up clutch 3
6 is considered to be in a released state.
また、シフトポジションがＲレンジへ変更された場合に
は、室３３４へ第３ライン油圧Ｐｊ２３が供給されるの
で、信号圧Ｐ ５Ｏ１３に基づくスプール弁子３２６へ
の付勢力よりも第３ライン油圧Ｐｐ、３およびスプリン
グ３２８に基づく付勢力が大きくなり、第３電磁弁３３
０の開閉状態に関係なく、スプール弁子３２６が第１図
の下側に優先的に位置させられて、ロックアツプクラッ
チ３６が解放状態とされる。Furthermore, when the shift position is changed to the R range, the third line oil pressure Pj23 is supplied to the chamber 334, so the third line oil pressure Pp is stronger than the urging force applied to the spool valve element 326 based on the signal pressure P5O13. , 3 and the spring 328 are increased, and the third solenoid valve 33
Regardless of the open/closed state of 0, the spool valve 326 is preferentially positioned at the lower side in FIG. 1, and the lock-up clutch 36 is released.
なお、係合時において絞り３３６から流出させられる作
動油、および非保合時において保合側油路３２２を経て
ロックアツプクラッチ３６から戻されることによりロッ
クアツプ制御弁３２０から流出させられる作動油は、タ
ーラ油圧制御井３３８により一定値以下に調圧された後
、オイルクーラ３３９を経て図示しないオイルタンクへ
還流させられるようになっている。The hydraulic oil that flows out from the throttle 336 when engaged, and the hydraulic oil that flows out from the lock-up control valve 320 by returning from the lock-up clutch 36 via the engagement side oil passage 322 when it is not engaged, are as follows: After the pressure is regulated to a certain value or less by the Tara hydraulic control well 338, the oil is returned to an oil tank (not shown) via an oil cooler 339.
前記前進用クラッチ７２および後進用ブレーキ７０にそ
れぞれ設けられたアキュムレータ３４２および３４０の
背圧制御を説明する。ロックアツプクラッチ圧油路９２
から絞り３４４を介して流出した作動油は、ノーマルオ
ープン型の第４電磁弁３４６にて制御され、第１５図に
示すように、そのデユーティ比Ｄｓ４に対して油圧が変
化させられる。すなわち、絞り３４４および第４電磁弁
３４６は、信号圧Ｐ３゜１４を発生させる信号圧発生手
段として機能している。このように第４電磁弁３４６の
駆動デユーティ比Ｄ １４により調圧される信号圧Ｐ
５ｏＬ４は、油路３４８を介してソレノイド圧切換弁３
５０へ導かれる。このソレノイド圧切換弁３５０は、第
１６図に詳しく示すように、ドレンポート３５２ａ、油
路３５４と連通ずるボート３５２ ｂ、油路３４８と連
通するボート３５２ ｃ。Back pressure control of the accumulators 342 and 340 provided in the forward clutch 72 and reverse brake 70, respectively, will be explained. Lock-up clutch pressure oil passage 92
The hydraulic oil flowing out through the throttle 344 is controlled by a normally open type fourth solenoid valve 346, and as shown in FIG. 15, the oil pressure is changed with respect to the duty ratio Ds4. That is, the throttle 344 and the fourth electromagnetic valve 346 function as signal pressure generating means for generating the signal pressure P3°14. In this way, the signal pressure P is regulated by the drive duty ratio D14 of the fourth solenoid valve 346.
5oL4 is connected to the solenoid pressure switching valve 3 via the oil passage 348.
Leads to 50. As shown in detail in FIG. 16, this solenoid pressure switching valve 350 has a drain port 352a, a boat 352b communicating with the oil passage 354, and a boat 352c communicating with the oil passage 348.
油路３５６と連通するボート３５２ｄ、およびドレンボ
ート３５２ｅと、移動ストロークの一端（第１６図の上
端）である第１位置と移動ストロークの他端（第１６図
の下端）である第２位置との間において摺動可能に配置
されたスプール弁子３５８と、このスプール弁子３５８
を第１位置へ向かつて付勢するスプリング３６０とを備
えている。上記スプール弁子３５８の一端（上端）側の
室３６２には第３ライン油圧Ｐ１３が常時導かれている
一方、スプール弁子３５８の他端側（スプリング３６０
側）の室３６４には前進用クラッチ７２内の油圧が導か
れている。したがって、シフトポジションがＰ、ＲＸＮ
レンジである場合には、前進クラッチ７２の油圧シリン
ダはマニュアルバルブ２５０によりドレンされるので、
上記室３６４内も排圧された状態となる。このため、ス
プール弁子３５８は室３６２へ導かれている第３ライン
油圧Ｐｊ２３に従って第２位置に位置させられて、ボー
ト３５２ｃとボー１−３５２ｂとの間、ボート３５２ｄ
とボー）３５２ｅとの間がそれぞれ連通させられるので
、信号圧Ｐ ｓａｔ ４は油路３５４を通り第４調圧弁
１７０の室１７７へ付与されるとともに、油路３５６内
の油圧がドレンされる。しかし、Ｎレンジからり、Ｓ、
Ｌレンジヘシフトした場合、前進用クラッチ７２の油圧
シリンダ内油圧は初期時においてアキュムレータ３４２
の緩和作用により所定の函数に従って時間経過とともに
上昇し、保合と同時に第３ライン油圧Ｐ２３まで上昇す
る。このことから、前進用クラッチ７２の保合以前（室
３６４内が第３ライン油圧ＰＮ、へ昇圧する前）には、
油路３４８内の信号圧Ｐ５゜１４はソレノイド圧切換弁
３５０を通して第４調圧弁１７０へ付与されるが、前進
用クラッチ７２が保合状態（室３６４内が第３ライン油
圧Ｐｐ、３へ昇圧した状態）となると、スプール弁子３
５８は前記第１位置に位置し、ボー１−３５２ ｂと３
５２ａとの間、ボート３５２ｃとボート３５２ｄとの間
がそれぞれ連通し、油路３５４内がドレンされるととも
に、油路３４８内の信号圧Ｐ５゜１４ばソレノイド圧切
換弁３５０および油路３５６を介して第２ライン油圧低
下制御井３８０およびロックアツプ急解放弁４００へ導
かれる。A boat 352d and a drain boat 352e communicate with the oil passage 356, and a first position that is one end of the moving stroke (the upper end in FIG. 16) and a second position that is the other end of the moving stroke (the lower end in FIG. 16). a spool valve 358 slidably disposed between the spool valve 358;
and a spring 360 that urges the terminal toward the first position. The third line hydraulic pressure P13 is always guided to the chamber 362 at one end (upper end) of the spool valve 358, while the other end (spring 362)
The hydraulic pressure within the forward clutch 72 is led to the chamber 364 on the side). Therefore, the shift position is P, RXN
When in the range, the hydraulic cylinder of the forward clutch 72 is drained by the manual valve 250, so
The pressure inside the chamber 364 is also evacuated. Therefore, the spool valve 358 is positioned at the second position according to the third line hydraulic pressure Pj23 led to the chamber 362, and the spool valve 358 is positioned between the boat 352c and the boat 1-352b.
The signal pressure P sat 4 is applied to the chamber 177 of the fourth pressure regulating valve 170 through the oil passage 354, and the oil pressure in the oil passage 356 is drained. However, N range Karari, S,
When shifting to the L range, the hydraulic pressure in the hydraulic cylinder of the forward clutch 72 initially reaches the accumulator 342.
Due to the relaxation effect, the pressure increases over time according to a predetermined function, and increases to the third line oil pressure P23 at the same time as the maintenance. From this, before the forward clutch 72 is engaged (before the pressure inside the chamber 364 is increased to the third line oil pressure PN),
The signal pressure P5°14 in the oil passage 348 is applied to the fourth pressure regulating valve 170 through the solenoid pressure switching valve 350, but the forward clutch 72 is in the engaged state (the pressure in the chamber 364 is increased to the third line oil pressure Pp, 3). 3), the spool valve 3
58 is located in the first position, and the bows 1-352b and 3
52a, and between the boat 352c and the boat 352d, the inside of the oil passage 354 is drained, and the signal pressure P5. and is led to the second line oil pressure drop control well 380 and the lock-up quick release valve 400.
ここで、アキュムＩ／−夕３４０．３４２の背圧制御は
、Ｎ→ＤシフトおよびＮ→Ｒシフト時のシフトショック
（保合ショック）を軽減するために行うもので、クラッ
チ係合時に油圧シリンダ内油圧の」＝昇を微小時間抑制
してショックを緩和する。Here, the back pressure control of Accum I/-340.342 is performed to reduce shift shock (locking shock) during N→D shift and N→R shift, and when the clutch is engaged, the hydraulic cylinder It suppresses the increase in internal oil pressure for a short period of time to alleviate shock.
そこで前進用クラッチ７２用のアキュムレータ３４２の
背圧ボー１−３６６および後進用ブレーキ７０用のアキ
ュムレータ３４０の背圧ボート３６８に、第４調圧弁１
７０により制御される第４ライン油圧Ｐρ４を変化させ
て第４ライン油路３７０を介して供給させ、アキュムレ
ータ３４２．３４０による油圧変化緩和作用を制御する
。Therefore, a fourth pressure regulating valve 1 is applied to the back pressure boat 1-366 of the accumulator 342 for the forward clutch 72 and the back pressure boat 368 of the accumulator 340 for the reverse brake 70.
70 is changed and supplied through the fourth line oil passage 370 to control the oil pressure change mitigation effect by the accumulators 342 and 340.
上記第４調圧弁１７０は、第１ライン油路８０と第４ラ
イン油路３７０との間を開閉するスプール弁子１７１と
、そのスプール弁子１７１を開弁方向に付勢するスプリ
ング１７２とを備えている。The fourth pressure regulating valve 170 includes a spool valve element 171 that opens and closes between the first line oil passage 80 and the fourth line oil passage 370, and a spring 172 that biases the spool valve element 171 in the valve opening direction. We are prepared.
上記スプール弁子１７１の第１ランド１７３と第２ラン
ド１７４との間には、フィードバック圧として作用させ
るために第４ライン油圧ＰＩ２．を絞り穴１７５を介し
て導入する室１７６が設けられる一方、スプール弁子１
７１のスプリング１７２側の端面には、開弁方向に作用
させる信号圧ｐ ｓ。A fourth line hydraulic pressure PI2. is applied between the first land 173 and the second land 174 of the spool valve element 171 to act as a feedback pressure. A chamber 176 is provided through which the spool valve 1 is introduced through the throttle hole 175.
A signal pressure ps is applied to the end face of the spring 172 side of the spring 71 in the valve opening direction.
４．を導入する室１７７が設けられ、スプール弁子１７
１の非スプリング１７２側の端面ば大気に解放されてい
る。このように構成された第４調圧弁１７０では、スプ
ール弁子１７１が、第４ライン油圧Ｐβ、に対応したフ
ィードバック圧に基づく閉弁方向の付勢力と、スプリン
グ１７２による開昇方向の付勢力および信号圧Ｐ ｔｏ
Ｌ、４に基づく開弁方向の付勢力とが平衡するように作
動させられる結果、第４ライン油圧Ｐ４２．は信号圧Ｐ
５゜４．に対応した圧に調圧される。すなわち、Ｎ→Ｄ
シフトおよびＮ→Ｒシフト時においてソレノイド圧切換
弁３５０を通して信号圧Ｐ ｓａｔ＜が第４調圧弁１７
０へ供給されている間は、第１７図に示すように、第４
ライン油圧Ｐρ４は第４電磁弁３４６のデユーティ比Ｄ
５４に対応した値に制御されるので、シフトショック
（係合ショック）を軽減するために適した背圧を発生さ
せるように第４電磁弁３４６がデユーティ駆動される。4. A chamber 177 for introducing the spool valve 17 is provided.
The end face of the spring 1 on the non-spring 172 side is open to the atmosphere. In the fourth pressure regulating valve 170 configured in this way, the spool valve element 171 has a biasing force in the valve closing direction based on the feedback pressure corresponding to the fourth line oil pressure Pβ, a biasing force in the opening and rising direction by the spring 172, and Signal pressure P to
As a result of being operated so that the urging force in the valve opening direction based on P42.L and 4 are balanced, the fourth line oil pressure P42. is the signal pressure P
5゜4. The pressure is regulated to correspond to the pressure. That is, N→D
During the shift and the N→R shift, the signal pressure P sat< is changed to the fourth pressure regulating valve 17 through the solenoid pressure switching valve 350.
0, as shown in FIG.
The line oil pressure Pρ4 is the duty ratio D of the fourth solenoid valve 346
Since the fourth electromagnetic valve 346 is controlled to a value corresponding to 54, the fourth electromagnetic valve 346 is driven on duty so as to generate a back pressure suitable for reducing shift shock (engagement shock).
また、前進用クラッチ７２内の油圧が第３ライン油圧Ｐ
ｊ２．まで上昇することにより、第４調圧弁１７０へ供
給されている信号圧Ｐ ５ＱＬ４がソレノイド圧切換弁
３５０により遮断されて室１７７内が大気に解放される
と、第４ライン油圧Ｐｊ２．は、スプリング１７２の開
弁方向の付勢力に対応した比較的低い４ｋｇ／ｃｍｚ程
度の一定の圧力に制御される。この一定の圧力に調圧さ
れた第４ライン油圧Ｐｊ２．は、専ら変速方向切換弁２
６２および流量制御弁２６４の駆動油圧として利用され
る。なお、油路３５４に設けられたアキュムレータ３７
２は、第４電磁弁３４６のデユーティ駆動周波数に関連
した信号圧Ｐ５゜、４の脈動を吸収させるためのもので
ある。Also, the oil pressure in the forward clutch 72 is the third line oil pressure P.
j2. When the signal pressure P5QL4 supplied to the fourth pressure regulating valve 170 is cut off by the solenoid pressure switching valve 350 and the inside of the chamber 177 is released to the atmosphere, the fourth line hydraulic pressure Pj2. is controlled to a relatively low constant pressure of about 4 kg/cmz, which corresponds to the biasing force of the spring 172 in the valve opening direction. The fourth line oil pressure Pj2. is regulated to this constant pressure. is exclusively used for the gear change direction switching valve 2
62 and the flow control valve 264. Note that the accumulator 37 provided in the oil passage 354
2 is for absorbing the pulsation of the signal pressure P5°, 4 related to the duty drive frequency of the fourth electromagnetic valve 346.
第１図に戻って、第２ライン油圧低下制御井３８０ば、
低圧側油圧シリンダ内の遠心油圧により伝動ベルト４４
に過負荷が加えられることを防止するために設けられた
ものであり、ＣＶＴ１４の出力軸３８が高速回転時にお
いて主として二次側油圧シリンダ５６へ供給する第２ラ
イン油圧ＰＩ２を低下させる。第２ライン油圧低下制御
弁３８０ば、油路３５６と連通するボート３８２ａ、油
路３８４を介して第２調圧弁１０２の油圧室１３６と連
通するボー１−３８２ ｂ、およびドレンボート３８２
ｃと、移動ストロークの上端である第１位置と移動スト
ロークの下端である第２位置との間において摺動可能に
配設されたスプール弁子３８６と、このスプール弁子３
８６を第２位置へ向がって付勢するスプリング３８８と
を備えている。Returning to FIG. 1, the second line oil pressure reduction control well 380,
Transmission belt 44 is activated by centrifugal hydraulic pressure in the low pressure side hydraulic cylinder.
This is provided to prevent overload from being applied to the CVT 14, and mainly reduces the second line hydraulic pressure PI2 supplied to the secondary hydraulic cylinder 56 when the output shaft 38 of the CVT 14 rotates at high speed. A second line oil pressure reduction control valve 380, a boat 382a that communicates with the oil passage 356, a boat 1-382b that communicates with the hydraulic chamber 136 of the second pressure regulating valve 102 via the oil passage 384, and a drain boat 382.
c, a spool valve 386 that is slidably disposed between a first position that is the upper end of the moving stroke and a second position that is the lower end of the moving stroke;
86 toward the second position.
このため、第３電磁弁３３０がオフ状態（開状態）では
室３９０内が排圧され、スプール弁子３８６は第２位置
に位置させられてボート３８２ｂと３８２ｃとが連通し
て第２８１！圧弁１０２の油圧室１３６内がドレンされ
るので、第２ライン油圧Ｐ！２は（１）弐に従って制御
される。しかし、第３電磁弁３３０がオン状態（閉状態
）では、スプール弁子３８６の下端側の室３９０に信号
圧ＰＳＯＬ３（クラッチ圧ＰＣ，）が導入されて、スプ
ール弁子３８６は第１位置に位置させられてボート３８
２ａと３Ｂ２ｂとが連通させられる。このとき、第４電
磁弁３４Ｇもオン状態（閉状態）であり且つ前進用クラ
ッチ７２が保合状態であると、油路３５６、ボー１□
３８２ ａ、３８２ｂ、油路３８４を介して、クラッチ
油圧ＰｃＬが第２調圧弁１．０２の油圧室１３６内へ供
給される。このクラッチ油圧Ｐｅｔは第２調圧弁１０２
のスプール弁子１１．０を閉弁方向へ付勢するから、次
式（３）に従って第２ライン油圧ＰＩ２が調圧され、第
１８図の一点鎖線に示すように、実線に示される通常の
第２ライン油圧に比較して低くされる。上記第３電磁弁
３３０および第４電磁弁３４６は、車速か所定の値を超
えると共にオン状態とされることにより、二次側油圧シ
リンダ５６内の遠心油圧の影響が解消されて伝動ベルト
４４の耐久性が高められる。なお、第３電磁弁３３０が
オン状態であっても、第４電磁弁３４６がオフ状態であ
れば、第２ライン油圧Ｐ１２は前記（１）式に従って通
常通り制御される。Therefore, when the third solenoid valve 330 is in the OFF state (open state), the pressure inside the chamber 390 is exhausted, the spool valve element 386 is positioned at the second position, and the boats 382b and 382c are in communication with each other. Since the inside of the hydraulic chamber 136 of the pressure valve 102 is drained, the second line hydraulic pressure P! 2 is controlled according to (1) 2. However, when the third solenoid valve 330 is in the on state (closed state), the signal pressure PSOL3 (clutch pressure PC,) is introduced into the chamber 390 on the lower end side of the spool valve element 386, and the spool valve element 386 is in the first position. positioned boat 38
2a and 3B2b are brought into communication. At this time, if the fourth solenoid valve 34G is also in the on state (closed state) and the forward clutch 72 is in the engaged state, the oil passage 356 and the bow 1□
Clutch hydraulic pressure PcL is supplied into the hydraulic chamber 136 of the second pressure regulating valve 1.02 via 382 a, 382 b and an oil path 384. This clutch oil pressure Pet is the second pressure regulating valve 102
Since the spool valve element 11.0 is biased in the valve closing direction, the second line oil pressure PI2 is regulated according to the following equation (3), and as shown in the dashed line in FIG. It is lowered compared to the second line oil pressure. When the third solenoid valve 330 and the fourth solenoid valve 346 are turned on when the vehicle speed exceeds a predetermined value, the influence of the centrifugal hydraulic pressure in the secondary hydraulic cylinder 56 is eliminated, and the transmission belt 44 is Durability is increased. Note that even if the third solenoid valve 330 is in the on state, if the fourth solenoid valve 346 is in the off state, the second line oil pressure P12 is normally controlled according to the above equation (1).
Ｐｆｆｚ−（Ａｎ・Ｐｔｂ＋Ｗ−Ａｔ −Ｐｅ（八２−
ＡＩ＞・ＰＣＬ）／（八３−Ａ２） ・ ・ ・
（３）次に、ロックアツプクラッチ３６の解放応答性を
高めるために設けられているロックアツプ急解放弁４０
０は、ロックアツプクラッチ圧油路９２と連通するボー
ト４０２ａ、クラッチ圧調圧弁３１０のプランジャ３１
７の端面の油圧室３１６に油路４０４を介して連通する
ボート４０２ｂ、ドレンボーｈ ４０２ ｃ、およびロ
ックアツプクラッチ３６への係合側油路３２２に連通ず
るボート４０２ｄと、移動ストロークの」二端である第
１位置と下端である第２位置との間で摺動可能に配設さ
れたスプール弁子４０６と、このスプール弁子４０Ｇを
第２位置へ向かつて付勢するスプリング４０８とを備え
ている。上記スプール弁子４０６の下端側の室４．１．
０は、前進用クラッチ５４の係合状態において、第４電
磁弁３４６がオン状態であるときにはクラッチ圧Ｐｃｔ
が導かれ、オフ状態であるときには排圧される。また、
スプール弁子４０６の上端側（スプリング４０８側）の
室４１２は、第３電磁弁３３０がオン状態であるときに
は信号圧ＰＳＯＬ３（クラッチ圧ＰｃＬ）が導かれ、オ
フ状態であるときには排圧される。ロックアツプ急解放
弁４００は、上記第３電磁弁３３０および第４電磁弁３
４６により制御されるのであるが、第３電磁弁３３０が
オフ状態且つ第４電磁弁３４６がオン状態のときのみ、
スプール弁子４０６が第１位置に位置させられ、クラッ
チ圧ＰｃＬがボート４０２ａ、ボート４０２ｂ、油路４
０４を介してロックアツプクラッチ圧調圧弁３１０の油
圧室３１Ｇへ導かれてクラッチ圧Ｐｃｔが上昇させられ
ると同時に、係合側油路３２２を通して流体継手１２の
係合側油室３３から排出される作動油がボート４０２ｄ
および４０２ｃを介してクーラ３３９の」二液側からド
レンされるので、ロックアツプクラッチ３６が急速に解
放される。なお、第３電磁弁３３０および第４電磁弁３
４６の他の状態のときは、スプール弁子４０６は第２位
置に位置させられている。このとき、ロックアツプ急解
放弁４００により流体継手１２の係合側油室３３から排
出される作動油の流通抵抗が減少させられるだけでなく
、ロックアツプクラッチ圧調圧弁３１０により流体継手
１２の解放側油室３５へ供給されるクラッチ圧Ｐ ｃｌ
が高められるので、ロックアツプクラッチ３６の高い解
放応答性が得られる。Pffz-(An・Ptb+W-At-Pe(82-
AI>・PCL)/(83-A2) ・ ・ ・
(3) Next, the lock-up quick release valve 40 is provided to improve the release response of the lock-up clutch 36.
0 is a boat 402a communicating with the lock-up clutch pressure oil passage 92, and a plunger 31 of the clutch pressure regulating valve 310.
A boat 402b and a drainboard h 402c communicate with the oil pressure chamber 316 on the end face of 7 through an oil passage 404, and a boat 402d communicates with the engagement side oil passage 322 to the lock-up clutch 36, and the two ends of the movement stroke. A spool valve element 406 is slidably disposed between a first position and a second position, and a spring 408 biases the spool valve element 40G toward the second position. ing. Chamber 4.1 on the lower end side of the spool valve 406.
0 is the clutch pressure Pct when the forward clutch 54 is in the engaged state and the fourth solenoid valve 346 is in the on state.
is introduced, and is depressurized when it is in the off state. Also,
Signal pressure PSOL3 (clutch pressure PcL) is introduced into the chamber 412 on the upper end side (spring 408 side) of the spool valve element 406 when the third solenoid valve 330 is in the on state, and is exhausted when the third solenoid valve 330 is in the off state. The lock-up quick release valve 400 includes the third solenoid valve 330 and the fourth solenoid valve 3.
46, but only when the third solenoid valve 330 is in the off state and the fourth solenoid valve 346 is in the on state.
The spool valve 406 is located at the first position, and the clutch pressure PcL is
04 to the hydraulic chamber 31G of the lock-up clutch pressure regulating valve 310 to increase the clutch pressure Pct, and at the same time, it is discharged from the engagement-side oil chamber 33 of the fluid coupling 12 through the engagement-side oil passage 322. Hydraulic oil is boat 402d
Since the liquid is drained from the two-liquid side of the cooler 339 through the liquid and 402c, the lock-up clutch 36 is rapidly released. Note that the third solenoid valve 330 and the fourth solenoid valve 3
46, the spool valve 406 is located in the second position. At this time, the lock-up quick release valve 400 not only reduces the flow resistance of the hydraulic oil discharged from the engagement side oil chamber 33 of the fluid coupling 12, but also the lock-up clutch pressure regulating valve 310 reduces the flow resistance of the hydraulic oil discharged from the engagement side oil chamber 33 of the fluid coupling 12. Clutch pressure P cl supplied to the oil chamber 35
As a result, a high release response of the lock-up clutch 36 can be obtained.
前進走行中においてリバースを禁止するために設けられ
たリバースインヒビット弁４２０は、マニュアルバルブ
２５０がＲレンジにあるときにその出力ポート２５６か
ら第３ライン油圧ＰＩ３が供給されるボーｔ□ ４２２
ａ 、後進用ブレーキ７０の油圧シリンダと油路４２
３を介して連通するボート４２２ｂ、およびドレンボー
）４２２ｃと、移動ストロークの上端である第１位置と
下端である第２位置との間で摺動可能に配設されたスプ
ール弁子４２４と、このスプール弁子４２４を第１位置
に向かつて付勢するスプリング４２６とを備えている。The reverse inhibit valve 420, which is provided to prohibit reverse during forward travel, is a boat t□ 422 to which the third line hydraulic pressure PI3 is supplied from its output port 256 when the manual valve 250 is in the R range.
a, Hydraulic cylinder of reverse brake 70 and oil passage 42
A spool valve element 424 is slidably disposed between a first position that is the upper end of the movement stroke and a second position that is the lower end of the movement stroke. A spring 426 biases the spool valve element 424 toward the first position.
上記スプール弁子４２４の上端側の室４２８には、第３
電磁弁３３０がオン状態であるときに油路４３０を介し
て信号圧Ｐｓｏ１．３（クラッチ圧ｐｏｔ）が導かれ、
オフ状態であるときには排圧される。スプール弁子４２
４の他端側（スプリング４２６側）の室４３２には、マ
ニュアルバルブ２５０がり、Ｓ、Ｌレンジにあるときに
第３ライン油圧Ｐ乏３がその出カポ−１−２５８から導
入される。このように構成されたリバースインヒビット
弁４２０においては、上記室４３２内の第３ライン油圧
Ｐρ３が排圧され且つ上記室４２８に信号圧ｐｓｏｔ、
ｚ（クラッチ圧Ｐ、）が導かれることによりスプール弁
子４２４が第２位置（下端）に位置させられると、ボー
）４２２ａおよびボート４２２ｂ間の連通が断たれるこ
とにより後進用ブレーギア０への作動油供給が遮断され
且つボー１−４２２ｃおよびボート４２２ｂ間が連通さ
せられることにより後進用ブレーキ７０の油圧シリンダ
内の作動油がドレンされるので、前後進切換装置１６の
後進への切換えが禁止される。したがって、車両前進走
行中においてシフトレバ−２５２がＤレンジからＮレン
ジを通り越してＲレンジへ誤操作された場合には、後述
の電子制御装置４６０によって第３電磁弁３３０がオン
状態とされることにより前後進切換装置１６がニュート
ラル状態とされる。The chamber 428 on the upper end side of the spool valve 424 has a third
When the solenoid valve 330 is in the on state, a signal pressure Pso1.3 (clutch pressure pot) is guided through the oil passage 430,
When in the off state, pressure is exhausted. Spool valve 42
A manual valve 250 is connected to the chamber 432 on the other end side (spring 426 side) of the manual valve 250, and when the manual valve 250 is in the S or L range, the third line oil pressure P is introduced from its output capo-1-258. In the reverse inhibit valve 420 configured in this way, the third line oil pressure Pρ3 in the chamber 432 is exhausted, and the signal pressure psot,
When the spool valve element 424 is positioned at the second position (lower end) by introducing the clutch pressure P, z (clutch pressure P, ), the communication between the boat 422a and the boat 422b is cut off, and the flow to the reverse brake gear 0 is interrupted. By cutting off the hydraulic oil supply and communicating between the boat 1-422c and the boat 422b, the hydraulic oil in the hydraulic cylinder of the reverse brake 70 is drained, so switching the forward/reverse switching device 16 to reverse is prohibited. be done. Therefore, if the shift lever 252 is erroneously operated from the D range, past the N range, and into the R range while the vehicle is moving forward, the third solenoid valve 330 is turned on by the electronic control device 460, which will be described later. The forward switching device 16 is placed in a neutral state.
シフト位置がＮ若しくはＰレンジであるときに第１ライ
ン油圧Ｐｒ１を所定圧低下させてヘルＩ・騒音を抑制す
るために設けられた第１ライン油圧低下制御弁４４０は
、ドレンボー１□ ４４２ ａ、第１調圧弁１００の第
１ランド１５２と第２ランド１５４との間の室１６０と
油路１６１を介して連通ずるボー１−４４２ ｂ、およ
び第２ライン油路８２と連通するボート４４２ｃと、プ
ランジャ４４４と、第２ライン油路８２と上記第１調圧
弁１００の室１６０との間を開閉するスプール弁４４６
と、スプール弁４４６を開弁方向へ付勢するスプリング
４４８とを備えている。上記プランジャ４４４の下端面
の室４５０は、前進レンジのときに第３ライン油圧Ｐｆ
ｆ。を出力するマニュアルバルブ２５０の出力ボート２
５Ｂと連通させられ、また、プランジャ４４４とスプー
ル弁４４６との間の室４５２は、Ｒレンジのときに第３
ライン油圧Ｐｆｉ３を出力するマニュアルバルブ２５０
の出力ボート２５６と連通させられている。したがって
、Ｄ、、Ｓ、Ｌ、Ｒレンジでは、スプール弁４４６が上
端に位置させられて第１調圧弁１００の室１６０内はド
レンボート４４２ａを通して大気圧とされ、第１ライン
油圧ＰＲ，は前記（２）式に従って通常の値に調圧され
る。しかし、Ｎ、Ｐレンジでは、スプール弁４４６が下
端に位置させられて第１調圧弁１００の室１６０内には
第２ライン油圧Ｐ１２が供給される。このため、第１調
圧弁１００のスプール弁子１４０が上記室１６０内に作
用する第２ライン油圧Ｐｎｚに基づいて開弁方向へ付勢
されるので、第１ライン油圧Ｐ２．が低下させられる。The first line oil pressure reduction control valve 440, which is provided to reduce the first line oil pressure Pr1 by a predetermined pressure when the shift position is in the N or P range to suppress Hell I and noise, is connected to the Drenbo 1□ 442 a, A boat 1-442b that communicates with the chamber 160 between the first land 152 and the second land 154 of the first pressure regulating valve 100 via an oil passage 161, and a boat 442c that communicates with the second line oil passage 82; A spool valve 446 that opens and closes between the plunger 444 and the second line oil passage 82 and the chamber 160 of the first pressure regulating valve 100
and a spring 448 that biases the spool valve 446 in the opening direction. A chamber 450 on the lower end surface of the plunger 444 has a third line hydraulic pressure Pf when in the forward range.
f. Output boat 2 of manual valve 250 that outputs
5B, and a chamber 452 between the plunger 444 and the spool valve 446 is connected to the third
Manual valve 250 that outputs line oil pressure Pfi3
The output port 256 is connected to the output port 256. Therefore, in the D, S, L, and R ranges, the spool valve 446 is positioned at the upper end, the inside of the chamber 160 of the first pressure regulating valve 100 is brought to atmospheric pressure through the drain boat 442a, and the first line oil pressure PR is The pressure is regulated to a normal value according to equation (2). However, in the N and P ranges, the spool valve 446 is positioned at the lower end, and the second line oil pressure P12 is supplied into the chamber 160 of the first pressure regulating valve 100. Therefore, the spool valve element 140 of the first pressure regulating valve 100 is biased in the valve opening direction based on the second line oil pressure Pnz acting in the chamber 160, so that the first line oil pressure P2. is lowered.
これにより、伝動ベルト４４に対する挟圧力がすべりを
発生しない範囲で可及的に低くされ、ベルトの騒音レヘ
ルが低下させられるのに加えて、伝動ベルト４４の耐久
性が高められる。As a result, the clamping force on the transmission belt 44 is made as low as possible within a range that does not cause slippage, and in addition to reducing the noise level of the belt, the durability of the transmission belt 44 is increased.
第２図において、電子制御装置４６０は、本実施例の制
御手段として機能するものであって、第１図の油圧制御
回路における第１電磁弁２６６、第２電磁弁２６８、第
３電磁弁３３０、第４電磁弁３４６を駆動することによ
り、ＣＶＴ１４の速度比ｅおよび流体継手１２のロツタ
アップクラッチ３６などを制御する。電子制御装置４６
０は、ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ等から成る所謂マイクロ
コンピュータを備えており、それには、駆動輪２４０回
転速度を検出する車速センサ４６２、Ｃ■Ｔ １．４の
入力軸３０および出力軸３８の回転速度をそれぞれ検出
する入力軸回転センサ４６４および出力軸回転センサ４
６６、エンジン１０の吸気配管に設けられたスロットル
弁の開度を検出するスロットル弁開度センサ４６８、シ
フトレバ−２５２の操作位置を検出するための操作位置
センサ４７０、ブレーキペダルの操作を検出するための
ブレーキスイッチ４７２から、車速Ｖを表す信号、入力
軸回転速度Ｎ ｆ ｎを表す信号、出力軸回転速度Ｎ
ｏ ｕ ｔを表す信号、スロットル弁開度θ５．を表す
信号、シフトレバ−２５２の操作位置Ｐ５を表す信号、
ぷれ−き操作を表す信号がそれぞれ供給される。電子制
御装置４６０内のＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用
しつつＲＯＭに予め記憶されたプログラムに従って入力
信号を処理し、前記第１電磁弁２６６、第２電磁弁２６
８、第３電磁弁３３０、第４電磁弁３４６を駆動するた
めの信号を出力する。In FIG. 2, an electronic control device 460 functions as a control means of this embodiment, and includes a first solenoid valve 266, a second solenoid valve 268, and a third solenoid valve 330 in the hydraulic control circuit of FIG. , by driving the fourth solenoid valve 346, the speed ratio e of the CVT 14, the rotor up clutch 36 of the fluid coupling 12, etc. are controlled. Electronic control device 46
0 is equipped with a so-called microcomputer consisting of a CPU, RAM, ROM, etc., which includes a vehicle speed sensor 462 that detects the rotational speed of the driving wheels 240, and a vehicle speed sensor 462 that detects the rotational speed of the input shaft 30 and output shaft 38 of the C T 1.4. Input shaft rotation sensor 464 and output shaft rotation sensor 4 that respectively detect speed
66, Throttle valve opening sensor 468 for detecting the opening of the throttle valve provided in the intake pipe of the engine 10, Operation position sensor 470 for detecting the operation position of the shift lever 252, For detecting the operation of the brake pedal. A signal representing the vehicle speed V, a signal representing the input shaft rotational speed Nfn, and an output shaft rotational speed N are output from the brake switch 472 of
A signal representing output, throttle valve opening θ5. a signal representing the operation position P5 of the shift lever 252,
A signal representing a pre-turn operation is provided respectively. The CPU in the electronic control unit 460 processes the input signal according to a program stored in advance in the ROM while utilizing the temporary storage function of the RAM, and processes the input signals in accordance with the program stored in advance in the ROM.
8. Outputs a signal for driving the third solenoid valve 330 and the fourth solenoid valve 346.
電子制御装置４６０においては、電源投入時において初
期化が実行され、その後図示しないメインルーチンが実
行されることにより、各センサからの入力信号等が読み
込まれる一方、その読み込まれた信号に基づいて入力軸
３０の回転速度Ｎ ｉ ｎ、出力軸３８の回転速度Ｎ。In the electronic control unit 460, initialization is executed when the power is turned on, and then a main routine (not shown) is executed to read input signals from each sensor, and input signals based on the read signals. The rotational speed N i n of the shaft 30 and the rotational speed N of the output shaft 38.
ｕ、、ＣＶＴ１４の速度比ｅ、車速Ｖ等が算出され、且
つ入力信号条件に従って、ロックアツプクラッチ３６の
ロックアツプ制御、ＣＶＴ１４の変速制御などが順次あ
るいは選択的に実行される。The speed ratio e of the CVT 14, the vehicle speed V, etc. are calculated, and lock-up control of the lock-up clutch 36, speed change control of the CVT 14, etc. are sequentially or selectively executed according to the input signal conditions.
上記ＣＶＴ１４の変速制御では、たとえば第１９図に示
すフローチャートにしたがって制御される。ステップＳ
１においては、各センサからの入力信号等が読み込まれ
るとともに、その読み込まれた信号に基づいて車速■、
入力軸３８の回転速度Ｎ ｉ １１、出力軸５４の回転
速度Ｎ、、ｕｔ、スロットル弁開度θい、シフト操作位
ＮＰ５が算出される。The speed change control of the CVT 14 is performed, for example, according to the flowchart shown in FIG. 19. Step S
In 1, input signals etc. from each sensor are read, and based on the read signals, the vehicle speed ■,
The rotational speed N i 11 of the input shaft 38, the rotational speed N, ut of the output shaft 54, the throttle valve opening θ, and the shift operation position NP5 are calculated.
ステップＳ２においては、予め求められた関係〔Ｎ１−
−ｆ（θい、ｖ、ｐ、））から上記シフト操作位置Ｐ５
、スロットル弁開度θｔｂ、および車速Ｖに基づいて入
力軸３０の目−標回転速度Ｎ ｉ ｎが決定される。こ
の関係は、たとえばスロットル弁開度θいが表す要求出
力をエンジン１０の最小燃費率曲線上で発生させるため
にり、Ｓ、Ｌレンジ毎に予め複数組み決定されており、
−関数式またはデータマツプの形態にてＲＯＭ内に予め
記憶されている。シフト操作位置がＳまたはＬレンジで
ある場合は、−層スポーティな走行またはエンジンブレ
ーキ作用を高めることが求められた状態であるから、そ
れらＳまたはＬレンジにおいて選択される関係では、Ｄ
レンジにおける走行よりも一層減速側となるように目標
回転速度Ｎ、−が高めに設定されている。なお、走行用
のシフト操作位置はり、Ｓ、Ｌレンジの３位置に限らず
、必要に応じて任意に設定され得るものである。In step S2, a predetermined relationship [N1-
-f(θi, v, p,)) to the above shift operation position P5
, the throttle valve opening θtb, and the vehicle speed V, the target rotational speed N in of the input shaft 30 is determined. This relationship is, for example, in order to generate the required output represented by the throttle valve opening θ on the minimum fuel consumption rate curve of the engine 10, and a plurality of sets are determined in advance for each of the S and L ranges.
- pre-stored in the ROM in the form of a functional formula or data map; When the shift operation position is in the S or L range, it is a state where sporty driving or enhanced engine braking action is required, so in the relationship selected in the S or L range, the D
The target rotational speed N,- is set higher so that the speed is more decelerated than when traveling in the range. Note that the shift operation position for driving is not limited to the three positions of the S range, the S range, and the L range, but can be set arbitrarily as necessary.
続くステップＳ３では、ＣＶＴ１４の入力軸３０の実際
の回転速度Ｎ ｉ ｎと目標回転速度Ｎ 、 、ｌ＊と
の間の制御偏差ΔＮｉ、（＝Ｎ＋−−Ｎｉ、）が決定さ
れる。そして、ステップＳ４では、上記ステップＳ３に
て求められた制御偏差ΔＮ１．．の大きさに基づいて第
１０図に示す複数種類の変速モードの何れかが選択され
る。この選択方法は、たとえば、第１０図に示す複数種
類の変速モードに対応した斜線領域のうち、制御偏差Δ
Ｎ ｉ ｎが含まれる領域に対応した変速モードが選択
される。第１０図の複数種類の斜線領域のうち、互いに
隣接する領域間にはオーバラップ部が設けられているが
、これは隣接する変速モードが交互に繰り返されて制御
が不安定となることを防止するためのものである。In the subsequent step S3, a control deviation ΔNi, (=N+--Ni,) between the actual rotational speed N in of the input shaft 30 of the CVT 14 and the target rotational speed N, , l* is determined. Then, in step S4, the control deviation ΔN1. ．． One of the plurality of shift modes shown in FIG. 10 is selected based on the magnitude of . This selection method is based on, for example, a control deviation Δ
A shift mode corresponding to the region including N i is selected. Among the multiple types of hatched areas in Figure 10, overlapping areas are provided between adjacent areas, but this prevents adjacent shift modes from being repeated alternately and resulting in unstable control. It is for the purpose of
制御偏差ΔＮ ｉ ｎがオーバラップ部内の値をとる場
合には、現在の変速モードに近いシフト状態が選択され
る。たとえば、当初の制御偏差ΔＮ ｉ ｎが２５Ｏｒ
ｐｍで変速モード（ロ）が選択されている場合において
、制御偏差ΔＮ ＝ ｎが１４Ｏｒｐｍに低下して変速
モード（ロ）と変速モード（ハ）とのオーバラップ部内
に含まれた場合には、変速モード（ロ）が選択される。If the control deviation ΔN i n takes a value within the overlap region, a shift state close to the current shift mode is selected. For example, if the initial control deviation ΔN i n is 25Or
When the shift mode (B) is selected at pm, if the control deviation ΔN = n decreases to 14 Orpm and is included in the overlap between the shift mode (B) and the shift mode (C), Shift mode (b) is selected.
また、変速モード（ハ）が選択されている状態から制御
偏差ΔＮ ｉ ｎが変速モード（ロ）と変速モード（ハ
）とのオーバラップ部内に含まれた場合には、変速モー
ド（ハ）が選択されるのである。In addition, if the control deviation ΔN in is included in the overlap between the shift mode (B) and the shift mode (C) from the state where the shift mode (C) is selected, the shift mode (C) is selected. It is chosen.
そして、ステップＳ５において変速モード（ロ）が選択
されたか否かが判断されるとともに、ステップＳ６にお
いて変速モード（ホ）が選択されたか否かが判断される
。ステップＳ４において変速モード（ロ）が選択されて
いる場合には上記ステア
ツブＳ５の判断が肯定されるので、ステップＳ７におい
て、第２電磁弁２６８のデユーティ比Ｄｓ２が次式（４
）に従って算出される。また、ステップＳ４において変
速モード（ホ）が選択されている場合には上記ステップ
Ｓ６の判断が肯定されるので、ステップＳ８において、
第２電磁弁２６８のデユーティ比Ｄ’ ｓ ２が次式（
５）に従って算出される。Then, in step S5, it is determined whether or not the shift mode (B) has been selected, and in step S6, it is determined whether or not the shift mode (E) has been selected. If the shift mode (B) is selected in step S4, the judgment of the steering wheel S5 is affirmative, so in step S7 the duty ratio Ds2 of the second solenoid valve 268 is determined by the following formula (4).
) is calculated according to Furthermore, if the shift mode (e) is selected in step S4, the determination in step S6 is affirmative, so in step S8,
The duty ratio D' s 2 of the second solenoid valve 268 is determined by the following formula (
5).
０．２＝ １００％−に、・ΔＮｉｎ−−，（４）ＤＳ
２− Ｋ２・△Ｎ ｉ 、ｌ ・ ・ ・
（５）但し、Ｋ、およびに２は定数である。0.2 = 100%-, ΔNin--, (4) DS
2- K2・△N i , l ・ ・ ・
(5) However, K and 2 are constants.
ここで、第２電磁弁２６８のデユーティ比Ｉ）ｓｚの決
定に際して、２種類の式（４）および（５）が用いられ
る理由は、流量制御弁２６４の流量特性が異なるためで
ある。第２０図は、変速モード（ロ）が選択されている
場合、すなわち第１電磁弁２６６がオン状態（減速変速
）であるときの流量制御弁２６４の流量特性を示し、第
２１図は、変速モード（ホ）が選択されている場合、す
なわち第１電磁弁２６６がオフ状態（増速変速）である
ときの流量制御弁２６４の流量特性を示している。なお
、第２０図および第２１図は、供給油圧を一定とし且つ
流量制御弁２６４の２つの出力ボート２８６ｂと２８６
ｅとを直接接続したとき、この直接接続した油路を通過
する流量を求めることにより得られた特性である。Here, the reason why two types of equations (4) and (5) are used when determining the duty ratio I)sz of the second electromagnetic valve 268 is that the flow rate characteristics of the flow rate control valve 264 are different. FIG. 20 shows the flow rate characteristics of the flow rate control valve 264 when the speed change mode (B) is selected, that is, when the first solenoid valve 266 is in the ON state (deceleration speed change), and FIG. It shows the flow rate characteristics of the flow rate control valve 264 when the mode (E) is selected, that is, when the first electromagnetic valve 266 is in the off state (speed-up change). 20 and 21, the supply oil pressure is kept constant and the two output boats 286b and 286 of the flow rate control valve 264 are
These are the characteristics obtained by determining the flow rate that passes through the directly connected oil path when the
このように、第１電磁弁２６６がオン状態である場合に
は、第２電磁弁２６８がオン状態とされると流量制御弁
２６４は全開状態となるから、第２０図に示すようにデ
ユーティ比Ｄｓ□の増大に伴って流量が減少し、反対に
、第１電磁弁２６６がオフ状態である場合には、第２電
磁弁２６８がオン状態とされると流量制御弁２６４は全
開状態となるから、第２１図に示すようにデユーティ比
Ｄｓ２の増大に伴って流量が増大する。第１電磁弁２６
６および第２電磁弁２６８は、後述のステップＳ９にお
いて、上記のようにして決定されたデユーティ比１）ｓ
２或いは前記ステップＳ４において決定されたオン或い
はオフ状態にてそれぞれ駆動される。第２電磁弁２６８
のデユーティ駆動は、たとえば一定の時間（周期）ＴＤ
の内、Ｔ、−Ｄ、□／１００時間がオン状態とされ、Ｔ
Ｄ ・ （１−Ｄ−ｚ／１００）時間がオフ状態とされ
るように周期的に実行される。ここで、前記（４）式お
よび（５）式により決定されるデユーティ比ＤＳ□は、
制御偏差ΔＮ８．．の大きさに比例して流量を大きくす
るものであり、これにより制御偏差ΔＮ ｉ ｎが解消
される方向に流量が制御されるから、ステップＳ７また
はＳ８により決定されたデユーティ比ＤＳ□により流量
制御弁２６４の駆動が実施（ステップ５１２）されるこ
とにより、目標回転速度Ｎ ｉ ｎ＊と実際の回転速度
Ｎ ｉ ｎとを一致させるフィードバック制御が実行さ
れるのである。In this way, when the first solenoid valve 266 is in the on state, when the second solenoid valve 268 is turned on, the flow rate control valve 264 is in the fully open state, so the duty ratio is changed as shown in FIG. The flow rate decreases as Ds□ increases, and conversely, when the first solenoid valve 266 is in the OFF state, when the second solenoid valve 268 is turned on, the flow rate control valve 264 becomes fully open. As shown in FIG. 21, the flow rate increases as the duty ratio Ds2 increases. First solenoid valve 26
6 and the second solenoid valve 268, the duty ratio 1) s determined as described above is determined in step S9 described below.
2 or in the on or off state determined in step S4. Second solenoid valve 268
For example, the duty drive of
Among them, T, -D, □/100 hours are in the on state, and T
It is executed periodically so that D.times.(1-D-z/100) are in the off state. Here, the duty ratio DS□ determined by the above equations (4) and (5) is:
Control deviation ΔN8. ．． The flow rate is increased in proportion to the magnitude of the flow rate, and the flow rate is thereby controlled in a direction in which the control deviation ΔN in is eliminated. Therefore, the flow rate is controlled by the duty ratio DS□ determined in step S7 or S8. By driving the valve 264 (step 512), feedback control is executed to match the target rotational speed N i n * with the actual rotational speed N i n .
ステップＳ９では、第３電磁弁３３０および第４電磁弁
３４６により実行される各制御、すなわちロックアツプ
クラッチの保合解放制御、ロックアツプクラッチの急解
放制御、アキュムレータ背圧制御、リバース禁止制御、
第２ライン油圧低下制御のうちのいずれの制御モードを
実行するかを決定するための制御モード決定ルーチンが
実行される。この制御モード決定ルーチンは、たとえば
第２２図に示すものである。In step S9, each control executed by the third solenoid valve 330 and the fourth solenoid valve 346, namely lock-up clutch engagement and release control, lock-up clutch quick release control, accumulator back pressure control, reverse prohibition control,
A control mode determination routine for determining which control mode of the second line oil pressure reduction control is to be executed is executed. This control mode determination routine is shown in FIG. 22, for example.
第２２図に示すステップのうち、ステップＳＳ１乃至Ｓ
Ｓ７は、リバース禁止制御に関する部分である。Among the steps shown in FIG. 22, steps SS1 to S
S7 is a part related to reverse prohibition control.
ステップＳＳＩでは、車速■が予めＲＯＭに記憶された
一定の車速値Ｃｖ１以上であるか否かが判断される。こ
の判断基準値ＣＶ＋は、前後進切換装置１６がリバース
へ切り換えられることにより発生するショックによりＣ
ＶＴ１４の伝動ベルト４４の滑りを発生させないような
車速であるかどうかを判断するために予め設定されたも
のであり、たとえば７乃至１０ｋｍ／ｈ程度の値に決定
されている。上記ステップＳ８１において車速■がＣＶ
Ｉ未満であると判断されたときには ステップＳ３２に
おいてフラグＸＲＥＶの内容が零（ＸＲＥＶ−〇）とさ
れた後、ステップＳＳ３においてシフトレバ−２５２が
Ｒレンジへ操作されているか否かが判断される。操作さ
れている場合には、ステツブＳ７においてフラグＸＲＥ
Ｖの内容が１ （ＸＲＥＶ＝１）とされる。すなわち、
Ｒレンジで走行が開始された場合にはＸＲＥＶ−０とさ
れるが、Ｒレンジ以外で走行が開始された場合にはＸＲ
ＥＶ−１とされるのである。In step SSI, it is determined whether the vehicle speed ■ is equal to or greater than a constant vehicle speed value Cv1 stored in the ROM in advance. This judgment reference value CV+ is determined by the shock generated when the forward/reverse switching device 16 is switched to reverse.
This is set in advance to determine whether the vehicle speed is such that the transmission belt 44 of the VT 14 does not slip, and is set to a value of about 7 to 10 km/h, for example. In step S81 above, the vehicle speed ■ is CV
When it is determined that it is less than I, the contents of the flag XREV are set to zero (XREV-0) in step S32, and then it is determined in step SS3 whether or not the shift lever 252 is operated to the R range. If it is operated, the flag XRE is set in step S7.
The content of V is set to 1 (XREV=1). That is,
If driving is started in R range, it will be set as XREV-0, but if driving is started in other than R range, it will be set as XR.
It is designated as EV-1.
車速■が前記一定の車速値Ｃｖ１以上となると前記ステ
ップＳＳＩの判断が肯定されるので、ステップＳＳ４に
おいてＲレンジへ操作されているか否かが判断される。When the vehicle speed {circle around (2)} becomes equal to or higher than the constant vehicle speed value Cv1, the determination in step SSI is affirmed, and therefore, in step SS4, it is determined whether or not the R range is being operated.
Ｒレンジへ操作されていない場合にはリバース禁止制御
を行う必要がないので、ステップＳＳ５においてＮまた
はＰレンジであるか否かが判断され、ＮまたはＰレンジ
である場合にはロックアツプクラッチ３６を解放させる
制御モード（Ａ）が選択される。第２３図に示すように
、制御モード（Ａ）は、第３電磁弁３３０および第４電
磁弁３４６がともにオフ状態であって、車速Ｖに拘わら
ずロックアツプクラッチ３６が解放状態とされる。しか
し、上記ステップＳＳ５においてＮまたはＰレンジ以外
のレンジ、すなわち前進レンジであると判断された場合
にはステップＳＳ９が実行される。しかし、上記ステッ
プＳ８４においてＲレンジへ操作されていると判断され
た場合には後進走行中であるので、ステップＳＳ６にお
いてフラグＸＲＥＶの内容が１であるか否かが判断され
る。ＸＲＥＶ−１であれば継続的な後進レンジ状態であ
るのでステップＳＳ８が実行されるが、ＸＲＥＶ＝１で
ない場合には制御モード（Ｄ）が選択される。すなわち
、ステップＳＳ１、ＳＳ４．ＳＳ６が、前進走行中にシ
フトレバ−２５２が前進レンジからＲレンジへ誤操作さ
れたことを検知する手段に対応する。If the R range is not operated, there is no need to perform reverse prohibition control, so in step SS5 it is determined whether the N or P range is selected, and if the R range is selected, the lock-up clutch 36 is activated. The control mode (A) for release is selected. As shown in FIG. 23, in the control mode (A), both the third solenoid valve 330 and the fourth solenoid valve 346 are in the OFF state, and the lock-up clutch 36 is in the released state regardless of the vehicle speed V. However, if it is determined in step SS5 that the range is other than the N or P range, that is, the forward range, step SS9 is executed. However, if it is determined in step S84 that the vehicle has been operated into the R range, it means that the vehicle is traveling in reverse, so it is determined in step SS6 whether the content of the flag XREV is 1 or not. If XREV is -1, it is a continuous reverse range state, so step SS8 is executed, but if XREV is not 1, control mode (D) is selected. That is, steps SS1, SS4. SS6 corresponds to means for detecting that the shift lever 252 has been erroneously operated from the forward range to the R range during forward travel.
ここで、車速値Ｃｖ１以上の比較的高車速にてＤレンジ
で走行中にＮレンジへ操作され且つＲレンジへ操作され
た場合は、ステップＳＳ６における判断が否定されるの
で、上記のようにリバース禁止制御モード（Ｄ）が選択
される。第２３図に示すように、リバース禁止制御モー
ド（Ｄ）では第３電磁弁３３０がオン状態、第４電磁弁
３４６がオフ状態とされるモードであるから、このモー
ドが実行されることにより、Ｒレンジであっても後進用
ブレーキ７０への作動油の供給がリバースインヒビット
弁４２０により阻止されて、前後進切換装置１６の後進
への切り換えが禁止される。Here, if the vehicle is operated in the N range and then in the R range while driving in the D range at a relatively high vehicle speed equal to or higher than the vehicle speed value Cv1, the determination in step SS6 will be negative, and the reverse will be reversed as described above. Prohibition control mode (D) is selected. As shown in FIG. 23, in the reverse prohibition control mode (D), the third solenoid valve 330 is in the on state and the fourth solenoid valve 346 is in the off state, so by executing this mode, Even in the R range, the supply of hydraulic oil to the reverse brake 70 is blocked by the reverse inhibit valve 420, and switching of the forward/reverse switching device 16 to reverse is prohibited.
また、Ｒレンジにて後進走行を始め、そのまま車速■が
Ｃ％ＴＩ以上となったとき、または車速ＶがＣｖ１以上
でＮレンジヘー旦操作された後再度Ｒレンジへ操作され
た場合には、ＸＲＥＶ＝１であるから、ステップＳＳ６
の判断が肯定されるので、ステップＳＳ８へ進み、最終
的にはアキュムレータ背圧制御モード（Ｃ）またはロッ
クアツプクラッチ解放制御モード（Ａ）が選択される。In addition, if you start driving backwards in R range and the vehicle speed becomes C%TI or higher, or if the vehicle speed V is Cv1 or higher and the N range is operated once and then the R range is operated again, the XREV = 1, so step SS6
Since the determination is affirmative, the process proceeds to step SS8, and finally the accumulator back pressure control mode (C) or the lock-up clutch release control mode (A) is selected.
この制御モード（Ｃ）または（Ａ）では第３電磁弁３３
０がオフ状態とされるから、前後進切換装置１６の後進
への切り換えが許容される。In this control mode (C) or (A), the third solenoid valve 33
0 is turned off, switching of the forward/reverse switching device 16 to reverse is permitted.
リバース禁止制御でもなく、またＮまたはＰレンジでも
ない場合には、Ｒレンジのときには前記ステップＳＳ８
が実行されることにより次式（６）式に従って前後進切
換装置１６における入力軸（出力軸３８）と出力軸５８
との回転速度差Ｎｄが算出され、Ｄ、Ｓ、Ｌレンジのよ
うな前進レンジのときにはステップＳＳ９が実行される
ことにより次式（７）式に従って回転速度差Ｎｄが算出
される。If it is not the reverse prohibition control and it is not in the N or P range, the above-mentioned step SS8 is executed when in the R range.
is executed, the input shaft (output shaft 38) and output shaft 58 in the forward/reverse switching device 16 are adjusted according to the following equation (6).
The rotational speed difference Nd is calculated, and in the case of a forward range such as the D, S, or L range, step SS9 is executed to calculate the rotational speed difference Nd according to the following equation (7).
Ｎ ｄ ＝ｌ Ｎ６ｃ＋ｔ ｊ ｐ ・Ｎｐｃ ｌ
’ ・ ・（６）Ｎｄ＝ Ｉ Ｎ、、ｔ−Ｎ、Ｃ
Ｉ ・ ・ ・（７）ここで、Ｎ ａ ｕ
ｔはＣＶＴ１４の出力軸３８の回転速度、Ｎ ｐｃは前
後進切換装置１６のキャリア６０の回転速度、１２は後
進時の前後進切換装置１６のギヤ比である。上記Ｎ、ｃ
は車速Ｖと完全に一対一の対応関係にあるものであり、
次式（８）に従って得られる。また、上記ｔｐは後進用
ブレーキ７０が完全に保合状態である時のＮ。ｕｔおよ
びＮい。N d = l N6c + t j p ・Npc l
' ・ ・(6) Nd=I N,, t-N, C
I ・ ・ ・(7) Here, N au
t is the rotational speed of the output shaft 38 of the CVT 14, Npc is the rotational speed of the carrier 60 of the forward/reverse switching device 16, and 12 is the gear ratio of the forward/reverse switching device 16 during reverse travel. Above N, c
has a completely one-to-one correspondence with the vehicle speed V,
It is obtained according to the following formula (8). Further, the above tp is N when the reverse brake 70 is fully engaged. ut and N.
から次式（９）に従って得られる。is obtained according to the following equation (9).
Ｎ、ｃ＝Ｃ／Ｖ −−・（８）１ ｐ −Ｎ
ｏｕｔ／ Ｎｐｃ ’ ・ ・（９）但し、Ｃは定
数である。N, c=C/V --- (8) 1 p -N
out/Npc' ・ ・(9) However, C is a constant.
上記のようにして求められた回転速度差Ｎｄは、ステッ
プ５ＳＩＯにおいて、予めＲＯＭに記憶された判断基準
値ＣＮよりも大きいか否かが判断される。この判断基準
値Ｃ９は、前進用クラッチ７２または後進用ブレーキ７
０の保合が完了したか否かを判断するための値であり、
たとえば３０ｒｐｍ程度の値が採用される。上記ステッ
プ５ＳＩＯにおいて、回転速度差Ｎｄが判断基準（ｉ
ＣＮよりも大きくないと判断された場合には係合完了状
態であるのでステップ５Ｓ１２以下が実行されるが、大
きいと判断された場合には、ステップ５ＳＩＩにおいて
、ＮまたはＰレンジからり、Ｓ、またはＬレンジヘシフ
トしてからの経過時間が予めＲＯＭに記憶された判断基
準値Ｃ７を超えたか否かが判断される。この判断基準値
ＣＴは、前進用クラッチ７２または後進用ブレーキ７０
の係合時間が通常の時間を超えたことを判断するための
値であり、通常係合が終了するのに必要な時間よりやや
大きな値に決定されている。ステップ５ＳＩＩにおいて
、経過時間が判断基準値Ｃ７を超えていないと判断され
た場合にはステップ５Ｓ１２以下が実行されるが、経過
時間が判断基準値ＣＴを超えたと判断された場合には、
アキュムレータ背圧制御モード（Ｃ）が選択される。In step 5SIO, it is determined whether the rotational speed difference Nd obtained as described above is larger than a determination reference value CN stored in the ROM in advance. This judgment reference value C9 is determined by the forward clutch 72 or the reverse brake 7.
This is a value for determining whether or not the binding of 0 has been completed,
For example, a value of about 30 rpm is adopted. In step 5SIO, the rotational speed difference Nd is the criterion (i
If it is determined that it is not larger than CN, the engagement is in the completed state, so steps 5S12 and subsequent steps are executed; however, if it is determined that it is larger than CN, in step 5SII, the signal is changed from N or P range to S, Alternatively, it is determined whether the elapsed time since the shift to the L range has exceeded a determination reference value C7 stored in advance in the ROM. This judgment reference value CT is determined by the forward clutch 72 or the reverse brake 70.
This value is used to determine that the engagement time exceeds the normal time, and is determined to be slightly larger than the time required to complete the normal engagement. In step 5SII, if it is determined that the elapsed time does not exceed the determination reference value C7, steps 5S12 and subsequent steps are executed; however, if it is determined that the elapsed time has exceeded the determination reference value CT,
Accumulator backpressure control mode (C) is selected.
上記ステップ５ＳＩＯまたは５ＳＩＩにおりる判断が否
定されて制御モード（Ｃ）が選択されない場合には、ス
テップ５Ｓ１２においてＲレンジであるか否かが判断さ
れ、Ｒレンジであればロックアツプクラッチ解放制御モ
ード（Ａ）が直ちに選択される。これにより、Ｒレンジ
状態で第３電磁弁３３０がオンとなってリバース禁止制
御となることにより走行できなくなることが防止されて
いる。If the determination in step 5SIO or 5SII is negative and the control mode (C) is not selected, it is determined in step 5S12 whether or not the R range is set, and if the R range is the lock-up clutch release control mode. (A) is selected immediately. This prevents the third electromagnetic valve 330 from being turned on in the R range state, resulting in reverse prohibition control, which prevents the vehicle from running.
上記ステップ５Ｓ１２においてＲレンジではないと判断
された場合には、ステップ５Ｓ１３においてブレーキス
イッチ４７２がオン状態であるか否かが判断されるとと
もに、ステップ５ＳＬ４において車速Ｖが予めＲＯＭに
記憶された判断基準値Ｃｖ□よりも低いか否かが判断さ
れる。この判断基準値Ｃｖ□は、ブレーキの操作状態に
おいてロックアツプクラッチ３６の解放を判断するため
の値であり、たとえば４０１ａｎ／ｈ程度の値が採用さ
れる。If it is determined in step 5S12 that the vehicle is not in the R range, it is determined in step 5S13 whether or not the brake switch 472 is in the on state, and in step 5SL4, the vehicle speed V is determined as a criterion previously stored in the ROM. It is determined whether it is lower than the value Cv□. This determination reference value Cv□ is a value for determining whether or not the lock-up clutch 36 is released in the operating state of the brake, and is, for example, a value of about 401 an/h.
」１記ステップＳ Ｓ ］、 ３およびＳ Ｓ ］、
４においてブレーキスイッチ４７２がオン状態であり且
つ車速ＶがＣｖ２よりも低いと判断された場合、すなわ
ちロックアツプクラッチ３６の解放条件が満たされた場
合には、ロックアツプクラッチ解放制御モード（Ａ）ま
たはロックアツプクラッチ急解放制御モード（Ｂ）を選
択するためのステップ５Ｓ２１以下が実行される。ステ
ップＳＳ２１では、現在の制御モードが急解放を伴わな
いでロックアツプクラッチ３６を解放状態に維持する制
御モード（Ａ）または（Ｃ）であるか否かが判断される
。”1 step S S ], 3 and S S ],
4, if it is determined that the brake switch 472 is in the ON state and the vehicle speed V is lower than Cv2, that is, if the release condition for the lock-up clutch 36 is satisfied, the lock-up clutch release control mode (A) or Step 5S21 and subsequent steps for selecting the lock-up clutch quick release control mode (B) are executed. In step SS21, it is determined whether the current control mode is control mode (A) or (C) in which the lock-up clutch 36 is maintained in a released state without sudden release.
その判断が肯定されれば通常のロックアツプクラッチ解
放制御モード（Ａ）が選択されるが、否定されればステ
ップ５Ｓ２２において現在の制御モトが急解放制御モー
ド（Ｂ）であるか否かが判断される。現在の制御モード
が（Ｂ）でないと判断されればステップ５Ｓ２４におい
てタイマカウンタχＬ Ｃの内容が零にクリアされた後
に角、解放制御モード（Ｂ）が選択されるが、現在の制
御モードが急解放制御モード（Ｂ）であると判断されれ
ばステップ５Ｓ２３においてタイマカウンタＸＬＣに１
が計数された後、ステップ５Ｓ２５においてタイマカウ
ンタＸＬＣの計数内容が予めＲＯＭに記憶された判断基
準値Ｃｓに到達したか否かが判断される。未だ到達しな
い場合にはや、解放制御制御モード（Ｂ）が継続的に選
択されることになるが、到達した場合には制御モード（
Ａ）に切り換えられる。このように、急解放制御制御モ
ードＣＢ）が判断基準値Ｃ５に対応する短い時間だけ持
続されるので、係合油路３２２を介して係合側油室３３
をロックアツプ急解放弁４００がドレンすることにより
流体継手１２の内圧が低下して流体継手１２内に気泡が
発生ずることが可及的に解消される。上記判断基準値Ｃ
５は、このように流体継手１２内に気泡を発生させる時
間に対応する値よりも小さく定められている。If the determination is affirmative, the normal lock-up clutch release control mode (A) is selected, but if the determination is negative, it is determined in step 5S22 whether or not the current control mode is the sudden release control mode (B). be done. If it is determined that the current control mode is not (B), the content of the timer counter If it is determined that the release control mode (B) is selected, the timer counter XLC is set to 1 in step 5S23.
After being counted, it is determined in step 5S25 whether or not the count content of the timer counter XLC has reached the determination reference value Cs stored in advance in the ROM. If the release control mode (B) is not reached yet, the release control control mode (B) is continuously selected, but if the release control mode (B) is reached, the control mode (B) is selected continuously.
A). In this way, since the sudden release control control mode CB) is maintained for a short period of time corresponding to the judgment reference value C5, the engagement side oil chamber 33 is
By draining the lock-up quick release valve 400, the internal pressure of the fluid coupling 12 decreases, and the generation of air bubbles in the fluid coupling 12 is eliminated as much as possible. Above judgment standard value C
5 is thus determined to be smaller than the value corresponding to the time required to generate bubbles within the fluid coupling 12.
前記ステップ５Ｓ１３および５Ｓ１４においてブレーキ
スイッチ４７２がオン状態ではないと判断された場合、
或いはブレーキスイッチ４７２がオン状態であっても車
速■が判断基準値Ｃｖ２以上であると判断された場合に
は、ステップ５Ｓ１５において現在の制御モードがロッ
クアツプクラッチ３６を解放させる制御モード（Ａ）、
（Ｂ）、（Ｃ）のいづれかであるか否かが判断される。If it is determined in steps 5S13 and 5S14 that the brake switch 472 is not in the on state,
Alternatively, even if the brake switch 472 is in the ON state, if it is determined that the vehicle speed ■ is equal to or higher than the determination reference value Cv2, the current control mode is a control mode (A) in which the lock-up clutch 36 is released;
It is determined whether it is either (B) or (C).
このステップ５Ｓ１５乃至５Ｓ１９は、ロックアツプク
ラッチ３６の保合あるいは解放を決定するためのもので
ある。上記ステップＳ、Ｓ１５の判断が肯定された場合
には、ステップ５３１８において入力軸回転速度Ｎ、わ
が所定の判断基準値ＭＬ、よりも大きいか否かが判断さ
れる。大きいと判断された場合には、ステップ５３１９
において車速■が予めＲＯＭに記憶された判断基準値Ｃ
ｖ４よりも大きいか否かが判断される。大きいと判断さ
れた場合には、ステップ５Ｓ２０において車速Ｖが予め
ＲＯＭに記憶された判断基準値ＣｖＳよりも大きいか否
かが判断され、判断基準値Ｃｖ５より大きい場合には第
２ライン油圧低下制御モード（Ｅ）が選択され、判断基
準値ＣｖＳ以下であればリバース禁止制御モード（Ｄ）
が選択される。それら第２ライン油圧低下制御モード（
Ｅ）およびリバース禁止制御モード（Ｄ）は、第３電磁
弁３３０がオン状態とされるから、ロックアツプクラッ
チ３６を係合させる制御モードである。また、上記ステ
ップ５Ｓ１Ｂおよび５Ｓ１９の判断が否定された場合に
は、通常のロックアラフリラッチ解放制御モード（Ａ）
が選択されるため、ロックアツプクラッチ３６の解放状
態が持続される。Steps 5S15 to 5S19 are for determining whether the lock-up clutch 36 is engaged or released. If the determinations in steps S and S15 are affirmative, it is determined in step 5318 whether the input shaft rotational speed N is greater than our predetermined determination reference value ML. If it is determined that it is larger, step 5319
, the vehicle speed ■ is the judgment reference value C stored in advance in the ROM.
It is determined whether the value is larger than v4. If it is determined that the vehicle speed V is greater than the determination reference value CvS stored in the ROM in advance in step 5S20, it is determined whether or not the vehicle speed V is greater than the determination reference value Cv5, and if it is greater than the determination reference value Cv5, the second line oil pressure reduction control is If mode (E) is selected and the judgment reference value CvS or less, reverse prohibition control mode (D) is selected.
is selected. Those 2nd line oil pressure reduction control modes (
E) and reverse prohibition control mode (D) are control modes in which the lock-up clutch 36 is engaged because the third solenoid valve 330 is turned on. Further, if the judgments in steps 5S1B and 5S19 are negative, the normal lock around latch release control mode (A) is selected.
is selected, the released state of the lock-up clutch 36 is maintained.
一方、前記ステップ５Ｓ１５において現在の制御モード
が（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）のいづれでもないと判断され
た場合には、ステップ５Ｓ１６において入力軸回転速度
Ｎ ｉｎが所定の判断基準値ＭＬｌよりも大きいか否か
が判断されるとともに、ステップ５Ｓ１７において車速
Ｖが予めＲＯＭに記憶された判断基準値ＣＶＺよりも大
きいか否がが判断される。上記ステップ５Ｓ１６または
５Ｓ１７の判断が否定された場合には通常のロックアツ
プクラッチ解放制御モード（Ａ）が選択されるが、ステ
ップ５Ｓ１６および５Ｓ１７の判断が共に肯定された場
合には、ステップ５Ｓ２０以下が実行され、車速■が判
断基準値Ｃｖ５よりも大であるときには第２ライン油圧
低下制御モード（Ｅ）が選択されることから、第３電磁
弁３３０および第４電磁弁３４６がオン状態とされて第
２ライン油圧・ＰＩ！、２が低下させられる。しかし、
ステップ５８２０において、車速■が判断基準値ＣｖＳ
以下であるときにリバース禁止制御モード（Ｄ）が選択
され、第２ライン油圧Ｐｆｆｉ２は通常の値に制御され
る。On the other hand, if it is determined in step 5S15 that the current control mode is not one of (A), (B), and (C), then in step 5S16 the input shaft rotational speed N in is set to a predetermined determination reference value MLl. At the same time, in step 5S17, it is determined whether the vehicle speed V is larger than a judgment reference value CVZ stored in the ROM in advance. If the judgments in step 5S16 or 5S17 are negative, the normal lock-up clutch release control mode (A) is selected, but if the judgments in steps 5S16 and 5S17 are both affirmative, steps 5S20 and subsequent steps are selected. Since the second line oil pressure reduction control mode (E) is selected when the vehicle speed ■ is greater than the judgment reference value Cv5, the third solenoid valve 330 and the fourth solenoid valve 346 are turned on. 2nd line hydraulic pressure/PI! , 2 are lowered. but,
In step 5820, the vehicle speed ■ is the judgment reference value CvS.
When it is below, the reverse prohibition control mode (D) is selected and the second line oil pressure Pffi2 is controlled to a normal value.
したがって、上記ステップ５Ｓ１５乃至５ＳＩ９におい
ては、ロックアツプクラッチ３６が解放されている状態
において、Ｎｉ、、＞ＭＬｔであり且つ■〉Ｃｖ４であ
るという条件が成立するとロックアツプクラッチ３６が
係合させられる。また、ロックアツプクラッチ３６が係
合している状態において、Ｎｉ、、＜ＭＬｔまたは■〈
Ｃｖ３であればロックアツプクラッチ３６が解放させら
れるのである。ここで、上記判断基準値Ｍ Ｌ ＋およ
びＭＬ□は、予めＲＯＭに記憶された函数からスロット
ル弁開度θいに基づいて決定されるものであり、スロッ
トル弁開度θいの増大に応じて大きい値となる関係とさ
れている。また、同じスロットル弁開度θいであれば、
制御のばたつきを防ぐためにＭ ＬＩ＞ Ｍ ｔ ２と
されている。また、上記判断基準値ＣｖｌおよびＣｖ４
は、２０ｋｍ／ｈ程度の値であり、それらについても同
様にＣｖ３〉Ｃｖ４とされている。Therefore, in steps 5S15 to 5SI9, the lock-up clutch 36 is engaged when the conditions that Ni, . In addition, when the lock-up clutch 36 is engaged, Ni, , <MLt or ■<
If it is Cv3, the lock-up clutch 36 is released. Here, the above-mentioned judgment reference values M L + and ML□ are determined based on the throttle valve opening θ from functions stored in the ROM in advance, and are determined based on the throttle valve opening θ as the throttle valve opening θ increases. The relationship is said to be a large value. Also, if the throttle valve opening θ is the same,
In order to prevent control fluctuations, M LI > M t 2 is established. In addition, the above judgment reference values Cvl and Cv4
is a value of about 20 km/h, and Cv3>Cv4 for these values as well.
第１９図に戻って、ステップＳ９において上記のように
して、（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）、（Ｄ）、（Ｂ）のいず
れかの制御モードが決定されると、ステップＳＩＯにお
いて制御モードが（Ｃ）であるか否かが判断される。制
御モードが（Ｃ）であると判断されると、ステップＳｌ
ｌにおいてデユーティ比Ｄ□が決定された後にステップ
Ｓ１２が実行されるが、制御モードが（Ｃ）ではないと
判断されると、ステップ３１２が直接実行される。Returning to FIG. 19, when any one of the control modes (A), (B), (C), (D), and (B) is determined in step S9 as described above, in step SIO It is determined whether the control mode is (C). When it is determined that the control mode is (C), step Sl
Step S12 is executed after the duty ratio D□ is determined in 1, but if it is determined that the control mode is not (C), step 312 is directly executed.
上記デユーティ比Ｄｓ４は、前進用クラッチ７２または
後進用ブレーキ７０の係合に際して、その保合が滑らか
とするアキュムレータ３４２および３４０の背圧が発生
するように制御されるように決定される。前進シフＩ・
時および後進シフト時のデユーティ比Ｄ Ｓ４は、たと
えば、シフト時の入力軸回転速度Ｎ ｉ ｎおよびシフ
トからの経過時間りなどを変数とする予めＲＯＭに記憶
された前進シフト時および後進シフト時の函数にそれぞ
れ従って逐次決定される。第２４図は、車両停止時（Ｎ
Ｐ−＝０）においてＮ→Ｄシフトした時のデユーティ比
Ｄ Ｓ４および出力軸回転速度Ｎ。ｕｔの経時的変化を
それぞれ示している。そして、ステップＳ１２では、ス
テップＳ４およびＳ９にて決定された各制御モードに対
応する第１電磁弁２６６、第２電磁弁２６８、第３電磁
弁３３０、および第４電磁弁３４６のオン状態或いはオ
フ状態が得られるように駆動信号が出力される。The duty ratio Ds4 is determined so that when the forward clutch 72 or the reverse brake 70 is engaged, it is controlled so that back pressure is generated in the accumulators 342 and 340 to ensure smooth engagement. Forward shift I.
For example, the duty ratio D S4 at the time of the forward shift and the reverse shift is stored in the ROM in advance using variables such as the input shaft rotational speed N in at the time of the shift and the elapsed time from the shift. They are determined sequentially according to each function. Figure 24 shows when the vehicle is stopped (N
Duty ratio D S4 and output shaft rotational speed N when shifting from N to D at P-=0). Each figure shows the change in ut over time. In step S12, the first solenoid valve 266, second solenoid valve 268, third solenoid valve 330, and fourth solenoid valve 346 corresponding to each control mode determined in steps S4 and S9 are turned on or off. A drive signal is output so that the state is obtained.
本実施例の油圧制御回路によれば、第２ライン油路８２
と二次側油圧シリンダ５６との間を接続するバイパス油
路２９５に、絞り２９６と、流通方向が前記油圧シリン
ダへ向かう方向であるチエツク弁（一方向弁）２９８と
が並列に設けられているので、二次側油圧シリンダ５６
内の油圧Ｐ。ｕｔに変速制御弁装置２６０のデユーティ
駆動に関連した脈動が発生しても、スパイク的に上昇す
る上ピーク圧力が上記絞り２９６により逃がされるとと
もに、下ピーク圧力は第２ライン油路８２からチエツク
弁２９８を通して瞬間的に供給される作動油により補填
されるので、二次側油圧シリンダ５６内の油圧Ｐ ｏｕ
ｔの脈動が好適に緩和されるのである。また、上記チエ
ツク弁２９８を通して作動油が大量に供給され得るので
、二次側油圧シリンダ５６からの漏れによる二次側油圧
シリンダ５６内の油圧Ｐ０゜、の低下が解消される。According to the hydraulic control circuit of this embodiment, the second line oil passage 82
A throttle 296 and a check valve (one-way valve) 298 whose flow direction is toward the hydraulic cylinder are provided in parallel in a bypass oil passage 295 connecting between the hydraulic cylinder 56 and the secondary hydraulic cylinder 56. Therefore, the secondary hydraulic cylinder 56
Hydraulic pressure inside P. Even if pulsation related to the duty drive of the speed change control valve device 260 occurs in the UT, the upper peak pressure that increases in a spike manner is released by the throttle 296, and the lower peak pressure is transferred from the second line oil passage 82 to the check valve. 298, the hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 56 is
The pulsation of t is suitably alleviated. Further, since a large amount of hydraulic oil can be supplied through the check valve 298, a drop in the oil pressure P0° in the secondary hydraulic cylinder 56 due to leakage from the secondary hydraulic cylinder 56 is eliminated.
また、本実施例によれば、上記チエツク弁２９８は、平
面状の座面を備えた弁座２９９と、この弁座２９９に当
接する平面状の当接面を備えた弁子３０１と、この弁子
３０１を弁座２９９へ向かって付勢するスプリング３０
３とにより構成されているため、流量制御弁２６４のデ
ユーティ駆動周期に同期して弁子３０１が弁座２９９へ
当接させられても、球状弁子を用いる場合に比較して極
めて高い耐久性が得られる利点がある。Further, according to this embodiment, the check valve 298 includes a valve seat 299 having a planar seat surface, a valve element 301 having a planar contact surface that comes into contact with the valve seat 299, and Spring 30 that urges valve element 301 toward valve seat 299
3, even if the valve element 301 is brought into contact with the valve seat 299 in synchronization with the duty drive cycle of the flow control valve 264, it has extremely high durability compared to when a spherical valve element is used. There are advantages that can be obtained.
以上、本発明の一実施例を図面に基づいて説明したが、
本発明はその他の態様においても適用される。An embodiment of the present invention has been described above based on the drawings, but
The invention also applies in other aspects.
たとえば、前述の実施例の変速制御弁装置２６０ば、変
速方向切換弁２６２および流量制御弁２６４などから構
成されていたが、リニヤソレノイドを用いて連続的に流
量制御可能な四方弁により構成されてもよい。For example, the speed change control valve device 260 of the above-mentioned embodiment was composed of a speed change direction switching valve 262 and a flow rate control valve 264, but it is constructed of a four-way valve that can continuously control the flow rate using a linear solenoid. Good too.
また、前述の実施例では、スロットル弁開度検知弁１８
０によって発生させられたスロットル圧Ｐいが用いられ
ていたが、ディーゼルエンジンを搭載した車両などのよ
うにスロットル弁を用いない形式の車両では、アクセル
ペダル操作量に対応した油圧を用いればよい。このよう
な場合は、たとえば、前述の実施例のカム１８４をアク
セルペダルの踏み込みに伴って回転させるようにアクセ
ルペダルと機械的に関連させればよい。Further, in the above-described embodiment, the throttle valve opening detection valve 18
Although a throttle pressure P generated by 0 is used, in a vehicle that does not use a throttle valve, such as a vehicle equipped with a diesel engine, a hydraulic pressure corresponding to the accelerator pedal operation amount may be used. In such a case, for example, the cam 184 of the above-described embodiment may be mechanically associated with the accelerator pedal so as to rotate as the accelerator pedal is depressed.
また、前述の実施例におけるＣＶＴ］、４の変速制御で
は、目標回転速度Ｎ ｉ ｎ＊に実際の入力軸回転速度
Ｎ、わが一致するように制御されいたが、速度比ｅ ＝
Ｎ ０ｕ ｔ ／ Ｎ ｒ ｎであるから、目標速度
比Ｃ”に実際の速度比ｅが一致するように速度比ｅを調
節するように制御されていても実質的に同じである。In addition, in the shift control of CVT] and 4 in the above-mentioned embodiment, control was performed so that the actual input shaft rotational speed N and I coincided with the target rotational speed N in *, but the speed ratio e =
Since N 0 u t / N r n, it is substantially the same even if the speed ratio e is controlled so as to match the actual speed ratio e with the target speed ratio C''.
また、前述の実施例では、ＣＶＴ１４の出力軸３８と中
間ギア装Ｍ１８との間に前後進切換装置１６が設けられ
ていたが、流体継手１２とＣＶＴ１４の入力軸３０との
間に前後進切換装置１６が設けられていてもよいのであ
る。また、上記前後進切換装置１６は、前進２段以上の
ギア段を備えていても差支えない。Further, in the above embodiment, the forward/reverse switching device 16 was provided between the output shaft 38 of the CVT 14 and the intermediate gear M18, but the forward/reverse switching device 16 was provided between the fluid coupling 12 and the input shaft 30 of the CVT 14. A device 16 may also be provided. Further, the forward/reverse switching device 16 may have two or more forward gears.
また、前述の実施例の流体継手１２に替えて、電磁クラ
ッチ、湿式クラッチなどの他の形式の継手が用いられ得
る。Further, instead of the fluid coupling 12 of the above-described embodiment, other types of couplings such as an electromagnetic clutch or a wet clutch may be used.
なお、上述したのばあ（までも本発明の一実施例であり
、本発明はその精神を逸脱しない範囲において種々変更
が加えられ得るものである。It should be noted that the above-mentioned example is just one embodiment of the present invention, and various modifications may be made to the present invention without departing from the spirit thereof.
第１図は第２図の装置を作動させるための油圧制御装置
を詳細に示す回路図である。第２図は本発明の一実施例
の油圧制御装置が備えられた車両用動力伝達装置を示す
骨子図である。第３図は第１図の第２調圧弁を詳しく示
す図である。第４図は第１図の第１調圧弁を詳しく示す
図である。第５図は第１図のスロットル弁開度検知弁の
出力特性を示す図である。第６図は第１図の速度比検知
弁の出力特性を示す図である。第７図は第３図の第２調
圧弁の出力特性を示す図である。第８図は゛第２ライン
油圧の理想特性を示す図である。第９図は第１図の変速
制御弁装置の構成を詳しく示す図である。第１０図は、
第９図の変速制御弁装置における第１電磁弁および第２
電磁弁の作動状態と第２図のＣＶＴのシフト状態との関
係を説明する図である。第１１図、第１２図、第１３図
は、第２図のＣＶＴの速度比と各部の油圧値との関係を
説明する図であって、第１１図は正トルク走行状態、第
１２図はエンジンブレーキ走行状態、第１３図は無負荷
走行状態をそれぞれ示す図である。
第１４図は、第４図の第１調圧弁における一次側油圧シ
リンダ内油圧または第２ライン油圧に対する出力特性を
示す図である。第１５図は、第１図の油圧回路において
第４電磁弁のデユーティ比とそれに関連して連続的に変
化させられる油圧との変化特性を示す図である。第１６
図は、第１図の油圧制御回路のソレノイド圧切換弁、第
４調圧弁等を詳しく説明する図である。第１７図は、第
１図の油圧回路において第４電磁弁のデユーティ比とそ
れに関連して連続的に変化させられる第４ライン油圧と
の変化特性を示す図である。第１８図は、車速（遠心油
圧）に関連して変化する第２ライン油圧を説明する図で
ある。第１９図は、第２図の制御装置の作動を説明する
フローチャートである。第２０図および第２１図は、第
２電磁弁のデユーティ比とそれに関連して連続的に変化
させられる流量との関係をそれぞれ示す図であって、第
２０図はＣＶＴの速度比が減速側方向へ変化させられる
場合、第２１図はＣ，Ｖ、 Ｔの速度比が増速側方向へ
変化させられる場合の特性をそれぞれ示している。第２
２図は、第１９図のステップＳ９を構成するルーチンを
説明するフローチャートである。第２３図は、制御モー
ド（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）、（Ｄ）、（Ｅ）における第
３電磁弁および第４電磁弁の作動状態を示す図である。
第２４図は、シフト時における第４電磁弁のデユーティ
比とＣＶＴの出力軸回転速度とを示すタイムチャートで
ある。
２９９：弁座
３０１：弁子
３０３ニスプリングFIG. 1 is a detailed circuit diagram of a hydraulic control system for operating the device of FIG. 2. FIG. 2 is a schematic diagram showing a vehicle power transmission device equipped with a hydraulic control device according to an embodiment of the present invention. FIG. 3 is a diagram showing the second pressure regulating valve of FIG. 1 in detail. FIG. 4 is a diagram showing the first pressure regulating valve of FIG. 1 in detail. FIG. 5 is a diagram showing the output characteristics of the throttle valve opening detection valve shown in FIG. 1. FIG. 6 is a diagram showing the output characteristics of the speed ratio detection valve shown in FIG. 1. FIG. 7 is a diagram showing the output characteristics of the second pressure regulating valve shown in FIG. 3. FIG. 8 is a diagram showing ideal characteristics of the second line oil pressure. FIG. 9 is a diagram showing in detail the configuration of the speed change control valve device shown in FIG. 1. Figure 10 shows
The first solenoid valve and the second solenoid valve in the speed change control valve device shown in FIG.
3 is a diagram illustrating the relationship between the operating state of a solenoid valve and the shift state of the CVT shown in FIG. 2. FIG. 11, 12, and 13 are diagrams for explaining the relationship between the speed ratio of the CVT shown in FIG. 2 and the oil pressure value of each part, and FIG. 11 shows the positive torque running state, and FIG. FIG. 13 shows an engine brake running state and a no-load running state. FIG. 14 is a diagram showing the output characteristics of the first pressure regulating valve of FIG. 4 with respect to the primary hydraulic cylinder internal oil pressure or the second line oil pressure. FIG. 15 is a diagram showing the change characteristics of the duty ratio of the fourth electromagnetic valve and the oil pressure that is continuously changed in relation to the duty ratio in the hydraulic circuit of FIG. 1. 16th
The figure is a diagram illustrating in detail the solenoid pressure switching valve, the fourth pressure regulating valve, etc. of the hydraulic control circuit of FIG. 1. FIG. 17 is a diagram showing the change characteristics of the duty ratio of the fourth electromagnetic valve and the fourth line oil pressure that is continuously changed in relation to the duty ratio in the hydraulic circuit of FIG. 1. FIG. 18 is a diagram illustrating the second line oil pressure that changes in relation to vehicle speed (centrifugal oil pressure). FIG. 19 is a flowchart illustrating the operation of the control device of FIG. 2. 20 and 21 are diagrams respectively showing the relationship between the duty ratio of the second solenoid valve and the flow rate that is continuously changed in relation to the duty ratio, and FIG. FIG. 21 shows the characteristics when the speed ratios of C, V, and T are changed in the speed increasing direction. Second
FIG. 2 is a flowchart illustrating a routine constituting step S9 in FIG. 19. FIG. 23 is a diagram showing the operating states of the third solenoid valve and the fourth solenoid valve in control modes (A), (B), (C), (D), and (E). FIG. 24 is a time chart showing the duty ratio of the fourth solenoid valve and the output shaft rotational speed of the CVT during a shift. 299: Valve seat 301: Valve 303 Nispring
Claims (1)
一対の可変プーリと、該一対の可変プーリに巻き掛けら
れて動力を伝達する伝動ベルトと、前記一対の可変プー
リの有効径をそれぞれ変更する一対の一次側油圧アクチ
ュエータおよび二次側油圧アクチュエータとを備えた車
両用ベルト式無段変速機において、２位置作動形式の変
速方向切換弁の切換え駆動と２位置作動形式の流量制御
弁のデューティ駆動とによって、第１ライン油圧および
第２ライン油圧を前記一次側油圧アクチュエータおよび
二次側油圧アクチュエータの一方および他方に作用させ
且つ作動油流量を制御することにより速度比を変化させ
る変速制御弁装置を備えた油圧制御装置であって、 前記第２ライン油圧を導く第２ライン油路と前記二次側
油圧アクチュエータとの間を接続するバイパス油路と、 該バイパス油路に設けられ、流通方向が前記二次側油圧
アクチュエータへ向かう方向である一方向弁と、 前記バイパス油路において前記一方向弁と並列に設けら
れた絞りと、 を含むことを特徴とする車両用ベルト式無段変速機の油
圧制御装置。[Scope of Claims] A pair of variable pulleys provided respectively on the primary rotating shaft and the secondary rotating shaft, a transmission belt that is wound around the pair of variable pulleys to transmit power, and a transmission belt that transmits power by being wound around the pair of variable pulleys; In a vehicle belt-type continuously variable transmission equipped with a pair of primary-side hydraulic actuator and secondary-side hydraulic actuator that each change the effective diameter of The speed ratio is controlled by applying the first line hydraulic pressure and the second line hydraulic pressure to one and the other of the primary side hydraulic actuator and the secondary side hydraulic actuator and controlling the hydraulic oil flow rate by the duty drive of the flow rate control valve. A hydraulic control device including a speed change control valve device for changing the speed, the bypass oil path connecting between the second line oil path that guides the second line oil pressure and the secondary side hydraulic actuator, and the bypass oil path. A one-way valve provided in the hydraulic actuator, the flow direction of which is toward the secondary side hydraulic actuator; and a throttle provided in parallel with the one-way valve in the bypass oil passage. Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission.
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1033150A JP2629337B2 (en) | 1989-02-13 | 1989-02-13 | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles |
| US07/476,601 US5006093A (en) | 1989-02-13 | 1990-02-07 | Hydraulic control apparatus for vehicle power transmitting system having continuously variable transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1033150A JP2629337B2 (en) | 1989-02-13 | 1989-02-13 | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH02212660A true JPH02212660A (en) | 1990-08-23 |
| JP2629337B2 JP2629337B2 (en) | 1997-07-09 |
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| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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| JP1033150A Expired - Fee Related JP2629337B2 (en) | 1989-02-13 | 1989-02-13 | Hydraulic control device for belt-type continuously variable transmission for vehicles |
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Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN109185509A (en) * | 2018-11-19 | 2019-01-11 | 绵阳富临精工机械股份有限公司 | A kind of unidirectional electromagnetic valve for adjusting structure |
-
1989
- 1989-02-13 JP JP1033150A patent/JP2629337B2/en not_active Expired - Fee Related
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN109185509A (en) * | 2018-11-19 | 2019-01-11 | 绵阳富临精工机械股份有限公司 | A kind of unidirectional electromagnetic valve for adjusting structure |
| CN109185509B (en) * | 2018-11-19 | 2024-04-02 | 绵阳富临精工机械股份有限公司 | One-way regulation solenoid valve structure |
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| JP2629337B2 (en) | 1997-07-09 |
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