JPH02212673A - Speed change control device for continuously variable speed change gear - Google Patents
Speed change control device for continuously variable speed change gearInfo
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- JPH02212673A JPH02212673A JP3172089A JP3172089A JPH02212673A JP H02212673 A JPH02212673 A JP H02212673A JP 3172089 A JP3172089 A JP 3172089A JP 3172089 A JP3172089 A JP 3172089A JP H02212673 A JPH02212673 A JP H02212673A
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
イ１発明の目的
（産業上の利用分野）
本発明は、車両用等に用いられる無段変速機の変速比の
制御を行う装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (1) Object of the Invention (Field of Industrial Application) The present invention relates to a device for controlling the gear ratio of a continuously variable transmission used for vehicles and the like.
（従来の技術）
車両用等に用いられる無段変速機の変速制御方法として
は、エンジンのスロットル開度、アクセルペダルの踏み
込み量等のような運転者の加速意志を示す指標に対応し
て目標エンジン回転数を設定し、実際のエンジン回転数
がこの目標エンジン回転数に一致するように変速比の制
御を行う方法が知られている（例えば、特開昭６２−２
３７１６４号公報）。(Prior art) As a speed change control method for continuously variable transmissions used in vehicles, etc., targets are set in response to indicators indicating the driver's intention to accelerate, such as the engine throttle opening and the amount of accelerator pedal depression. A method is known in which the engine speed is set and the gear ratio is controlled so that the actual engine speed matches the target engine speed (for example, JP-A-62-2
37164).
さらに、この場合において、目標エンジン回転数を変速
比に応じて可変設定し、変速比（＝入力回転数／出力回
転数）が小さくなる（ＴＯＰ側になる）のに応じて目標
エンジン回転数を高くするような制御も提案されている
（例えば、特開昭５５−８５７５５号公報）。このよう
な制御を行うと、高車速になる程アクセルペダル踏み込
み時のシフトダウンを早く行わせることができるという
利点がある。さらに、アクセルペダルの踏み込みが一定
でも、変速比が小さくなって車速が増大するときにはエ
ンジン回転もともに増大するため、運転者はエンジン回
転から車速の増加を感知することができ、操縦違和感が
なくフィーリングが良いという利点がある。Furthermore, in this case, the target engine rotation speed is variably set according to the gear ratio, and the target engine rotation speed is set as the gear ratio (=input rotation speed/output rotation speed) becomes smaller (toward the TOP side). Control to increase the height has also been proposed (for example, Japanese Patent Laid-Open No. 55-85755). When such control is performed, there is an advantage that the higher the vehicle speed is, the earlier the downshift can be performed when the accelerator pedal is depressed. Furthermore, even if the accelerator pedal is pressed constant, when the gear ratio decreases and the vehicle speed increases, the engine rotation will also increase, so the driver can sense the increase in vehicle speed from the engine rotation and feel comfortable driving without feeling any discomfort. The ring has the advantage of being good.
（発明が解決しようとする課題）
しかしながら、上記のような変速制御を行う場合におい
て、停車状態でクラッチがオフのときから、アクセルペ
ダルを踏み込みクラッチをオン（接続）にして変速制御
に移行するときに次のような問題が発生する。(Problem to be Solved by the Invention) However, when performing the above-mentioned shift control, when the clutch is off in a stationary state, when the accelerator pedal is depressed and the clutch is turned on (connected) to shift to shift control. The following problems occur.
まず、アクセルペダルが大きく踏み込まれて発進する場
合について説明する。この場合には、第１２Ａ図に示す
ように、比較的高いエンジン回転数でクラッチの接続が
なされる（Ｌｌ）。次いで、アクセルペダルの踏み込み
量に対応する目標エンジン回転数が高いので、変速比最
大（ＬＯＷ）のままエンジン回転が上昇しくＬ２） 、
実エンジン回転数が目標エンジン回転数に一致すると変
速比制御に移行する（Ｌ３）。このような線Ｌ１→Ｌ２
→Ｌ３に沿った発進制御がなされるときでの車体加速度
Ｇの経時変化は、第１．２ Ｂ図のようになる。この図
に示されているように、変速比最大での加速（線Ｌ２に
沿った加速）時にエンジン回転」１昇のためにパワーが
使われるため、加速度が一時的に低下し、この低下がシ
ョック等に繋がり走行フィーリングが低下するという問
題がある。First, a case will be described in which the accelerator pedal is depressed greatly to start the vehicle. In this case, as shown in FIG. 12A, the clutch is engaged at a relatively high engine speed (Ll). Next, since the target engine speed corresponding to the amount of depression of the accelerator pedal is high, the engine speed increases with the gear ratio at the maximum (LOW) (L2).
When the actual engine speed matches the target engine speed, the process shifts to gear ratio control (L3). Such a line L1 → L2
→The change over time in the vehicle body acceleration G when the start control is performed along L3 is as shown in Fig. 1.2B. As shown in this figure, when accelerating at the maximum gear ratio (accelerating along line L2), power is used to increase the engine speed by 1, so the acceleration temporarily decreases, and this decrease There is a problem in that it leads to shocks and the like and reduces the driving feeling.
これに対しては、第１．２Ａ図において破線Ｌ４で示す
ように変速比の最大値近傍における目標エンジン回転数
の増加率を大きくして変速比最大のときでの目標エンジ
ン回転数を低くシ、クラッチ接続後すぐに変速制御に移
行するようにすれば良いと考えられる。しかしながら、
このような目標エンジン回転数の設定を行うと、アクセ
ルペダルがあまり踏み込まれずに発進を行う場合に変速
比最大値近傍での目標エンジン回転数が低くなり過ぎる
という問題がある。すなわち、第１３Ａ図に示すように
、線Ｌ５に示すようにしてクラッチ接続が完了した時の
実エンジン回転数が、目標エンジン回転数より高くなり
、線Ｌ６で示すように一時的にエンジン回転が低下した
後、目標エンジン回転数に基づく変速制御（Ｌ ７ ）
がなされる。このときの加速度は、第１３Ｂ図に示すよ
うに、上記エンジン回転数の低下時に車体等の慣性によ
り瞬間的に上昇し、走行フィーリングを低下させる。こ
の場合には、図中破線Ｌ８で示すように、最大変速比近
傍においても目標エンジン回転数の増加率があまり大き
くならないような設定が望ましい。To deal with this, as shown by the broken line L4 in Fig. 1.2A, the rate of increase in the target engine speed near the maximum value of the gear ratio is increased to lower the target engine speed when the gear ratio is at its maximum. , it is considered that the shift control should be started immediately after the clutch is connected. however,
If the target engine speed is set in this way, there is a problem that the target engine speed becomes too low near the maximum speed ratio value when the accelerator pedal is not depressed much when starting the vehicle. That is, as shown in FIG. 13A, the actual engine speed when the clutch connection is completed as shown by line L5 becomes higher than the target engine speed, and the engine speed temporarily decreases as shown by line L6. After the engine speed has decreased, shift control is performed based on the target engine speed (L 7 )
will be done. As shown in FIG. 13B, the acceleration at this time instantaneously increases due to the inertia of the vehicle body and the like when the engine speed decreases, deteriorating the driving feeling. In this case, as shown by the broken line L8 in the figure, it is desirable to set the target engine speed so that the rate of increase in the target engine speed does not become too large even near the maximum gear ratio.
本発明は、このような問題に鑑み、アクセルペダルの踏
み込みの大小、すなわち、運転者の加速意志を示す指標
の大小に拘らず、ショックのないスムーズな発進を行わ
せることができるような変速制御装置を提供することを
目的とする。In view of these problems, the present invention provides a shift control system that enables a smooth start without shock, regardless of the degree of depression of the accelerator pedal, that is, the magnitude of an index indicating the driver's intention to accelerate. The purpose is to provide equipment.
口１発明の構成
（課題を解決するための手段）
＝６−
このような目的達成のための手段として、本発明の制御
装置は、無段変速機の変速比の設定を行う油圧サーボユ
ニットと、運転者の加速意志を示す指標に対応する第１
押圧力と実エンジン回転数に対応する第２押圧力との差
に基づいて油圧サーボユニットへの作動油の給排制御を
行い、実エンジン回転数を上記指標に基づいて設定され
た目標エンジン回転数に一致させるように変速比の可変
制御を行わせるシフトコントロールバルブと、上記指標
を」二記載１押圧力に変換するためのカム機構とから構
成される。このカム機構は、変速比の変化に応じて前記
第１押圧力を変化させるためのもので、第１および第２
カムの２種のカムを備えている。これら第１および第２
カムはともに変速比が小さくなるのに応じて第１押圧力
を増加させる形状をしており、変速比の最大値近傍にお
ける第１および第２カムによる第１押圧力の増加率は、
第２カムの方が第１カムより大きくなるような形状にな
っている。第１カムは、上記指標が小さい範囲もしくは
上記指標が中程度で変速比が大きい範囲において使用さ
れ、第２カムは、上記指標が中程度で変速比が小さい範
囲もしくは上記指標が大きい範囲において使用される。1. Structure of the invention (means for solving the problem) =6- As a means for achieving such an object, the control device of the present invention includes a hydraulic servo unit that sets a gear ratio of a continuously variable transmission. , the first index corresponds to the index indicating the driver's intention to accelerate.
The supply and discharge of hydraulic oil to the hydraulic servo unit is controlled based on the difference between the pressing force and the second pressing force corresponding to the actual engine speed, and the actual engine speed is adjusted to the target engine speed set based on the above index. It consists of a shift control valve that performs variable control of the gear ratio so as to match the number, and a cam mechanism that converts the above index into a pressing force. This cam mechanism is for changing the first pressing force according to a change in the gear ratio, and is for changing the first pressing force according to a change in the gear ratio.
It is equipped with two types of cams. These first and second
Both cams have shapes that increase the first pressing force as the gear ratio becomes smaller, and the rate of increase in the first pressing force by the first and second cams near the maximum value of the gear ratio is:
The second cam is shaped to be larger than the first cam. The first cam is used in a range where the index is small or the index is medium and the gear ratio is large, and the second cam is used in a range where the index is medium and the gear ratio is small or the index is large. be done.
（作用）
このような変速制御装置を用いて変速制御を行うと、運
転者の加速意志を示す指標が小さい場合、すなわち、ア
クセルペダルの踏み込みが小さい場合等においては、第
１カムが使用され、アクセルペダルが大きく踏み込まれ
る等して上記指標が大きい場合には、第２カムが使用さ
れる。ここで、変速比が最大値近傍である場合に、第１
押圧力の増加率は第２カムの方が第１カムより大きく、
第１押圧力に基づいて設定される目標エンジン回転数の
増加率も第２カムが使用される方が大きくなる。このた
め、上記指標が大きい場合には、目標エンジン回転数は
第２カムにより第１２Ａ図の破線Ｌ４で示すように設定
され、」１記指標が小さい場合には、第１カムにより第
１３Ａ図の破線Ｌ８で示すように設定され、いずれの場
合にもスムーズな発進制御が行われる。(Function) When such a speed change control device is used to perform speed change control, the first cam is used when the index indicating the driver's intention to accelerate is small, that is, when the accelerator pedal is only lightly depressed. When the above index is large, such as when the accelerator pedal is depressed greatly, the second cam is used. Here, when the gear ratio is near the maximum value, the first
The rate of increase in the pressing force is greater for the second cam than for the first cam,
The rate of increase in the target engine speed set based on the first pressing force also becomes larger when the second cam is used. Therefore, when the above index is large, the target engine speed is set by the second cam as shown by the broken line L4 in Fig. 12A, and when the index 1 is small, the target engine speed is set by the first cam as shown in Fig. 13A. The setting is made as shown by the broken line L8, and smooth start control is performed in either case.
（実施例）
以下、図面に基づいて、本発明の好ましい実施例につい
て説明する。(Embodiments) Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described based on the drawings.
第１図は本発明に係る変速制御装置を備えた無段変速機
の油圧回路図であり、この図において、無段変速機Ｔは
、入力軸１を介してエンジンＥにより駆動される定吐出
量型斜板アキシャルプランジャ式油圧ポンプＰと、前後
進切換装置２０を介して車輪（図示せず）を駆動する可
変容量型斜板アキシャルプランジャ式油圧モータＭとを
有している。これら油圧ポンプＰおよび油圧モータＭは
、ポンプＰの吐出口およびモータＭの吸入口を連通させ
る第１回路油路ＬａとポンプＰの吸入口およびモータＭ
の吐出口を連通させる第２回路油路Ｌｂとの２本の油路
により油圧閉回路を構成して連結されている。これら２
本の油路ＬａおよびＬ ｂのうち第１回路油路Ｌａは、
エンジンＥによりポンプＰが駆動されこのポンプＰから
の油圧によりモータＭが回転駆動されて車輪の駆動がな
されるとき、すなわちエンジンＥにより無段変速機＝９
−
Ｔを介して車輪が駆動されるときに、高圧となり（なお
このとき第２回路油路Ｌ １）は低圧である）一方、第
２回路油路Ｌｂは車両の減速時等のように車輪から駆動
力を受けてエンジンブレーキが作用する状態のときに高
圧となる（このとき、第１回路油路Ｌａは低圧である）
。FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram of a continuously variable transmission equipped with a speed change control device according to the present invention. It has a variable displacement swash plate axial plunger type hydraulic pump P and a variable displacement swash plate axial plunger type hydraulic motor M that drives wheels (not shown) via a forward/reverse switching device 20. The hydraulic pump P and the hydraulic motor M are connected to a first circuit oil passage La that communicates the discharge port of the pump P and the suction port of the motor M, and the suction port of the pump P and the motor M.
The two oil passages constitute a hydraulic closed circuit and are connected to the second circuit oil passage Lb which communicates the discharge ports of the two oil passages. These 2
Of the main oil passages La and Lb, the first circuit oil passage La is
When the pump P is driven by the engine E and the oil pressure from the pump P rotates the motor M to drive the wheels, that is, the engine E drives the continuously variable transmission = 9
- When the wheels are driven through the T, the pressure becomes high (at this time, the second circuit oil path L1) is at low pressure), while the second circuit oil path Lb The pressure becomes high when the engine brake is applied by receiving the driving force from the engine (at this time, the first circuit oil passage La is at low pressure)
.
この第１回路油路Ｌａ内には、この油路Ｌａを断続可能
な直結クラッチ弁ＤＣが配設されている。A direct coupling clutch valve DC that can connect and disconnect the oil passage La is disposed within the first circuit oil passage La.
一対のギヤ組９ａ、９ｂを介してエンジンＥにより駆動
されるチャージポンプ（補給ポンプ）１０の吐出口が、
ポンプ吐出油路Ｌｊを介してレギュレータバルブ１２に
繋がっており、さらに、この吐出油路Ｌｊから第１制御
油路Ｌ□が分岐している。レギュレータバルブ１２は吐
出油路Ｌｊの油圧に応じて作動し、この吐出油路Ｌｊお
よび第１制御油路り、内の油圧を所定の制御用ライン圧
ＰＬに設定し、このライン圧ＰＬを有した作動油を第１
制御油路り、から後述する制御バルブ等に供給するよう
になっている。A discharge port of a charge pump (replenishment pump) 10 driven by the engine E via a pair of gear sets 9a and 9b is
It is connected to the regulator valve 12 via the pump discharge oil passage Lj, and further, a first control oil passage L□ branches from this discharge oil passage Lj. The regulator valve 12 operates according to the oil pressure in the discharge oil path Lj, sets the oil pressure in the discharge oil path Lj and the first control oil path to a predetermined control line pressure PL, and controls the line pressure PL. Pour the hydraulic oil into the
Control oil is supplied from the control oil path to control valves, etc., which will be described later.
この第１制御油路り、から制御バルブ等への供給油量は
チャージポンプ１０の吐出量に比べて小さく、このため
、残りの油はレギュレータバルブ１２の作動により第１
チヤージ油路Ｌｋに送られる。なお、第１チヤージ油路
Ｌｋに送ってもなお余分な油量があるときは、ドレン油
路Ｌｍからサンプ１７に戻される。このようにして第１
チヤージ油路Ｌｋに送られてきた油は、遠心式油フィル
タ４を通って浄化された後、第２チヤージ油路Ｌｎを通
って、一対のチエツクバルブ３，３を有する第３回路油
路Ｌａに送られ、このチエツクバルブ３．３の作用によ
り、」二記載１および第２回路油路Ｌａ、Ｌｂのうちの
低圧側の油路に供給される。The amount of oil supplied from this first control oil path to the control valves, etc. is small compared to the discharge amount of the charge pump 10, so the remaining oil is supplied to the first control oil path by the operation of the regulator valve 12.
It is sent to charge oil path Lk. In addition, when there is still an excess amount of oil even after sending it to the first charge oil path Lk, it is returned to the sump 17 from the drain oil path Lm. In this way the first
The oil sent to the charge oil path Lk passes through the centrifugal oil filter 4 and is purified, and then passes through the second charge oil path Ln to the third circuit oil path La, which has a pair of check valves 3, 3. By the action of the check valve 3.3, the oil is supplied to the lower pressure side of the oil passages 1 and 2 of the second circuit oil passages La and Lb.
なお、第２チヤージ油路Ｌｎからはポンプケースを構成
するモータシリンダ７０の内部空間に繋がる第１潤滑油
路Ｌｐが分岐しており、第２チヤージ油路Ｌｎに供給さ
れた油の一部は第１潤滑油路Ｌｐに配設されたチエツク
バルブ６ａを通過するとともにこの油路Ｌｐを介して上
記内部空間内に供給される。この内部空間に供給された
油はポンプ部品の潤滑を行い、第２潤滑油路Ｌｑから外
部へ潤滑用として送られる。なお、この内部空間内の作
動油は、モータシリンダ７０の回転が極く小さい時、す
なわち、エンジン停止時等には、チエツクバルブ６ｂが
開放して直接サンプ１７に排出される。Note that a first lubricating oil passage Lp that connects to the internal space of the motor cylinder 70 that constitutes the pump case branches from the second charge oil passage Ln, and a portion of the oil supplied to the second charging oil passage Ln is The oil passes through a check valve 6a disposed in the first lubricating oil passage Lp and is supplied into the internal space via this oil passage Lp. The oil supplied to this internal space lubricates the pump parts and is sent to the outside from the second lubricating oil path Lq for lubrication. Note that when the rotation of the motor cylinder 70 is extremely small, that is, when the engine is stopped, the check valve 6b is opened and the hydraulic oil in this internal space is directly discharged into the sump 17.
上記チャージポンプ１０と同軸」二にガバナバルブ８が
取り付けられている。このガバナバルブ８には図示しな
い制御バルブから所定圧の作動油が供給され、ガバナバ
ルブ８はこの作動油の圧をエンジンＥの回転速度に対応
したガバナ油圧に変換する。なお、ガバナバルブ８に繋
がる入出力油路については後述する。A governor valve 8 is attached coaxially with the charge pump 10. Hydraulic oil at a predetermined pressure is supplied to this governor valve 8 from a control valve (not shown), and the governor valve 8 converts the pressure of this hydraulic oil into governor oil pressure corresponding to the rotational speed of the engine E. Note that the input and output oil passages connected to the governor valve 8 will be described later.
シャトルバルブ１１０を存する第４回路油路Ｌａが上記
閉回路に接続されている。このシャトルバルブ１１０に
は、低圧リリーフバルブ７を有してオイルサンプ１７に
繋がる第５回路油路Ｌａが接続されている。シャトルバ
ルブ１１０は、第１および第２回路油路Ｌａ、Ｌｂの油
圧差に応じて作動し、第１および第２回路油路Ｌａ、Ｌ
ｂのうち低圧側の油路を第５回路油路Ｌａに連通させる
。これにより低圧側の油路のリリーフ油圧は低圧リリー
フバルブ７により調圧される。A fourth circuit oil path La including a shuttle valve 110 is connected to the closed circuit. A fifth circuit oil passage La having a low pressure relief valve 7 and connected to the oil sump 17 is connected to the shuttle valve 110. The shuttle valve 110 operates according to the oil pressure difference between the first and second circuit oil passages La, Lb, and operates between the first and second circuit oil passages La, Lb.
b, the low pressure side oil passage is communicated with the fifth circuit oil passage La. As a result, the relief oil pressure in the oil passage on the low pressure side is regulated by the low pressure relief valve 7.
第１および第２回路油路Ｌａ、、Ｌｂ間には、両油路を
短絡する第６回路油路Ｌｆも設けられており、この第６
回路油路Ｌｆにはこの油路の開度を制御する可変絞り弁
からなるメインクラッチ弁ＣＬが配設されている。A sixth circuit oil passage Lf is also provided between the first and second circuit oil passages La, Lb, and this sixth circuit oil passage Lf short-circuits both oil passages.
A main clutch valve CL consisting of a variable throttle valve that controls the opening degree of this oil passage is disposed in the circuit oil passage Lf.
さらに、エンジンブレーキコントロールバルブ１２０を
有した第７回路油路Ｌｇが第１および第２回路油路Ｌａ
、Ｌｂ間に配設されている。Further, the seventh circuit oil passage Lg having the engine brake control valve 120 is connected to the first and second circuit oil passages La.
, Lb.
また、第１および第２回路油路Ｌａ、Ｌｂからそれぞれ
第１および第２回路油路Ｌａｊ、 Ｌｂｌが分岐してい
る。これら両分岐油路Ｌ ａｔ 、 Ｌ ｂｌはチエツ
クバルブ５ａ、５ｂを介して高圧油路Ｌｈに接続されて
おり、第１および第２回路油路Ｌ ａ ｒＬｂのうちの
高い方の油圧Ｐ ｎがこの高圧油路Ｌｈに供給される。Furthermore, first and second circuit oil passages Laj and Lbl branch from the first and second circuit oil passages La and Lb, respectively. These two branch oil passages L at and L bl are connected to the high pressure oil passage Lh via check valves 5 a and 5 b, and the higher oil pressure P n of the first and second circuit oil passages L a rLb is It is supplied to this high pressure oil path Lh.
油圧モータＭの回転軸２と平行に出力軸２８が＝１３−
配置されており、両軸２，２８間に前後進切換装置２０
が設けられる。この装置２０は回転軸２上に軸方向に間
隔を有して配された第１および第２駆動ギヤ２１．２２
と、出力軸２８に回転自在に支承されるとともに第１駆
動ギヤ２１に噛合する第１被動ギヤ２３と、中間ギヤ２
４を介して第２駆動ギヤ２２に噛合するとともに出力軸
２８に回転自在に支承された第２波動ギヤ２５と、第１
および第２被動ギヤ２３．２５間で出力軸２８に固設さ
れるクラッチハブ２６と、軸方向に滑動可能でありクラ
ッチハブ２６と前記両被動ギヤ２３゜２５の側面にそれ
ぞれ形成されたクラッチギヤ２３ａもしくは２５ａとを
選択的に連結するスリーブ２７とを備え、このスリーブ
２７はシフトフォーク２９により左右に移動される。な
お、この前後進切換装置２０の具体的構造は第２図に示
す。この前後進切換装置２０においては、スリーブ２７
がシフトフォーク２９により図中左方向に滑動されて図
示の如く第１被動ギヤ２３のクラッチギヤ２３ａとクラ
ッチハブ２６とが連結されている状態では、出力軸２８
が回転軸２と逆方向に回転され、車輪が無段変速機Ｔの
駆動に伴い前進方向に回転される。一方、スリーブ２７
がシフトフォーク２９により右に滑動されて第２被動ギ
ヤ２５のクラッチギヤ２５ａとクラッチハブ２６とが連
結されている状態では、出力軸２８は回転軸２と同方向
に回転され、車輪は後進方向に回転される。An output shaft 28 is arranged parallel to the rotating shaft 2 of the hydraulic motor M, and a forward/reverse switching device 20 is provided between both shafts 2 and 28.
is provided. The device 20 comprises first and second drive gears 21, 22 arranged axially apart on the rotating shaft 2.
, a first driven gear 23 rotatably supported by the output shaft 28 and meshing with the first drive gear 21 , and an intermediate gear 2
4, the second wave gear 25 meshes with the second drive gear 22 via the second wave gear 25, and is rotatably supported on the output shaft 28;
and a clutch hub 26 that is fixed to the output shaft 28 between the second driven gears 23 and 25, and a clutch gear that is slidable in the axial direction and is formed on the side surfaces of the clutch hub 26 and both driven gears 23 and 25, respectively. 23a or 25a, and this sleeve 27 is moved left and right by a shift fork 29. The specific structure of this forward/reverse switching device 20 is shown in FIG. In this forward/reverse switching device 20, the sleeve 27
is slid leftward in the figure by the shift fork 29 and the clutch gear 23a of the first driven gear 23 and the clutch hub 26 are connected as shown in the figure, the output shaft 28
is rotated in the opposite direction to the rotating shaft 2, and the wheels are rotated in the forward direction as the continuously variable transmission T is driven. On the other hand, sleeve 27
is slid to the right by the shift fork 29 and the clutch gear 25a of the second driven gear 25 and the clutch hub 26 are connected, the output shaft 28 is rotated in the same direction as the rotating shaft 2, and the wheels are rotated in the reverse direction. rotated to
次に、」１記無段変速機Ｔの具体的な構造を第２図を用
いて簡単に説明する。Next, the specific structure of the continuously variable transmission T described in item 1 will be briefly explained using FIG. 2.
この無段変速機Ｔは、第１〜第４ケース１５ａ〜１５ｄ
により囲まれた空間内に油圧ポンプＰおよび油圧モータ
Ｍが間怠に配設されて構成されている。油圧ポンプＰの
入力軸１はフライホイール１ａを介してエンジンＥのク
ランク軸ＥＳと結合されている。このフライホイール１
ａの内周側凹部内に遠心フィルタ４が配設されている。This continuously variable transmission T has first to fourth cases 15a to 15d.
A hydraulic pump P and a hydraulic motor M are arranged intermittently in a space surrounded by. An input shaft 1 of the hydraulic pump P is coupled to a crankshaft ES of the engine E via a flywheel 1a. This flywheel 1
A centrifugal filter 4 is disposed within the inner circumferential recess of a.
また、上記入力軸１上には駆動ギヤ９ａがスプラインに
より結合配設され、この駆動ギヤ９ａに被動ギヤ９ｂが
噛合している。被動ギヤ９ｂはチャージポンプ１０の駆
動軸１１と同軸に結合しており、エンジンＥの回転は上
記一対のギヤ９ａ、９ｂを介してチャージポンプ１０の
駆動軸１１に伝達され、チャージポンプ１０が駆ｔｌ＋
される。この駆動軸１１はチャージポンプ」Ｏを貫通し
てギヤ９ｂと反対側に突出し、ガバナバルブ８にも連結
されている。このため、エンジンＥの回転はこのガバナ
バルブ８にも伝達され、ガバナバルブ８により、エンジ
ンＥの回転に対応したガバナ油圧Ｐ。が作られる。Further, a drive gear 9a is connected to the input shaft 1 by a spline, and a driven gear 9b meshes with the drive gear 9a. The driven gear 9b is coaxially connected to the drive shaft 11 of the charge pump 10, and the rotation of the engine E is transmitted to the drive shaft 11 of the charge pump 10 via the pair of gears 9a and 9b, and the charge pump 10 is driven. tl+
be done. This drive shaft 11 passes through the charge pump "O" and protrudes to the side opposite to the gear 9b, and is also connected to the governor valve 8. Therefore, the rotation of the engine E is also transmitted to the governor valve 8, and the governor oil pressure P corresponding to the rotation of the engine E is generated by the governor valve 8. is made.
油圧ポンプＰは、入力軸１にスプライン結合されたポン
プシリンダ６０と、このポンプシリンダ６０に円周上等
間隔に形成された複数のシリンダ孔６１に摺合した複数
のポンププランジャ６２とを有してなり、入力軸１を介
して伝達されるエンジンＥの動力により回転駆動される
。The hydraulic pump P includes a pump cylinder 60 spline-coupled to the input shaft 1, and a plurality of pump plungers 62 slidably engaged with a plurality of cylinder holes 61 formed in the pump cylinder 60 at equal intervals on the circumference. It is rotationally driven by the power of the engine E transmitted through the input shaft 1.
油圧モータＭは、ポンプシリンダ６０を外囲して設けら
れたモータシリンダ７０と、モータシリンダ７０に円周
上等間隔に形成された複数のシリンダ孔７１に摺合した
複数のモータプランジャ７２とから構成されており、ポ
ンプシリンダ６０と同芯上にて相対回転可能なようにな
っている。The hydraulic motor M includes a motor cylinder 70 provided surrounding the pump cylinder 60, and a plurality of motor plungers 72 that slide into a plurality of cylinder holes 71 formed in the motor cylinder 70 at equal intervals on the circumference. It is designed to be able to rotate relative to the pump cylinder 60 coaxially.
モータシリンダ７０は、軸方向に並んで一体に結合され
た第１〜第４の部分７０ａ〜７０ｄにより構成される。The motor cylinder 70 is composed of first to fourth parts 70a to 70d that are aligned in the axial direction and are integrally coupled.
第１の部分７０ａはその左端外周においてベアリング７
９ａを介してケース１５ｂにより回転自在に支持される
とともに、右側内側面は入力軸１に対して傾斜してポン
プ斜板部材を構成しており、このポンプ斜板部材上にポ
ンプ斜板リング６３が設けられている。第２の部分７０
ｂには前記複数のシリンダ孔７１が形成され、第３の部
分７０ｃは各シリンダ孔６１．７１への油路が形成され
た分配盤８０を有する。第４の部分７０ｄには、前記第
１および第２駆動ギヤ２１゜２２を有するギヤ部材が圧
入されるとともに、ベアリング７９ｂを介してケース１
５ｃにより回転自在に支持されている。The first portion 70a has a bearing 7 at its left end outer periphery.
The pump swash plate ring 63 is rotatably supported by the case 15b via the pump 9a, and the right inner surface is inclined with respect to the input shaft 1 to form a pump swash plate member. is provided. second part 70
The plurality of cylinder holes 71 are formed in b, and the third portion 70c has a distribution plate 80 in which oil passages to each cylinder hole 61, 71 are formed. A gear member having the first and second drive gears 21 and 22 is press-fitted into the fourth portion 70d, and is connected to the case 1 through a bearing 79b.
It is rotatably supported by 5c.
上記ポンプ斜板リング６３上には、円環状のポンプシュ
ー６４が回転滑動自在に取り付けられ、このポンプシュ
ー６４とポンププランジャ６２とが連接桿６５を介しで
ある程度首振り自在に連結されている。ポンプシュー６
４とポンプシリンダ６０には互いに噛合する傘歯車６８
ａ、ｆ３８ｂが形成されている。このため、入力軸１か
らポンプシリンダ６０を回転駆動するとポンプシュー６
４も同一回転駆動され、ポンプ斜板リング６３の傾斜に
応じてポンププランジャ６２は往復動され、吸入口から
のオイルの吸入および吐出口へのオイルの吐出がなされ
る。An annular pump shoe 64 is rotatably and slidably attached on the pump swash plate ring 63, and the pump shoe 64 and the pump plunger 62 are connected to each other via a connecting rod 65 so as to be able to swing freely to some extent. pump shoe 6
4 and the pump cylinder 60 have bevel gears 68 that mesh with each other.
a, f38b are formed. Therefore, when the pump cylinder 60 is rotationally driven from the input shaft 1, the pump shoe 6
4 is rotated at the same time, and the pump plunger 62 is reciprocated in accordance with the inclination of the pump swash plate ring 63, thereby sucking in oil from the suction port and discharging oil to the discharge port.
また、各モータプランジャ７２に対向する斜板部材７３
が、その両外端から紙面に直角な方向に突出する一対の
トラニオン軸（揺動軸）７３ａを介して第２ケース１５
ｂにより揺動自在に支承されている。この斜板部材のモ
ータプランジャ７２に対向する面上にはモータ斜板リン
グ７３ｂが配設され、このモータ斜板リング７’３ｂ上
に滑液してモータシュー７４が取り付けられている。モ
ータシュー７４は、各モータプランジャ７２の端部に首
振り自在に連結されている。この斜板部材７３は、その
トラニオン軸７３ａから離れた位置で、リンク部材３９
を介して第１変速用サーボユニツト３０のピストンロッ
ド３２と連結されており、第１変速用サーボユニッｌ−
、３０により、ピストンロッド３２が軸方向に移動され
ると、斜板部材７３はトラニオン軸７３ａを中心に揺動
されるようになっている。Also, a swash plate member 73 facing each motor plunger 72
However, the second case 15
It is swingably supported by b. A motor swash plate ring 73b is disposed on the surface of this swash plate member facing the motor plunger 72, and a motor shoe 74 is mounted on the motor swash plate ring 7'3b with a synovial fluid. The motor shoe 74 is swingably connected to the end of each motor plunger 72. This swash plate member 73 is located at a position remote from the trunnion shaft 73a, and the link member 39
It is connected to the piston rod 32 of the first speed change servo unit 30 via the first speed change servo unit l-
, 30, when the piston rod 32 is moved in the axial direction, the swash plate member 73 is swung about the trunnion shaft 73a.
モータシリンダ７０の第４の部分７０ｄは中空に形成さ
れており、その中心部に、配圧盤１８に固定された固定
軸９１が挿入されている。この固定軸９１の左端には分
配環９２が液密に嵌着されており、この分配環９２の軸
線方向左端面が偏心して分配盤８０に摺接し得るように
されている。The fourth portion 70d of the motor cylinder 70 is formed hollow, and a fixed shaft 91 fixed to the pressure distribution board 18 is inserted into the center thereof. A distribution ring 92 is fluid-tightly fitted to the left end of the fixed shaft 91, and the left end surface of the distribution ring 92 in the axial direction is eccentric so that it can come into sliding contact with the distribution plate 80.
この分配環９２により、第４の部分７０ｄ内に形成され
た中空部が、内側油室と外側油室とに区画され、内側油
室が第１回路油路Ｌａを構成し、外側油室が第２回路油
路Ｌｂを構成する。なお、上記配圧盤１８は、シャトル
バルブ１１０、低圧リリーフバルブ７等を存しており、
第３ケース１５Ｃの右側面に取り付けられるとともに、
第４ケース１５ｄにより覆われている。This distribution ring 92 divides the hollow portion formed within the fourth portion 70d into an inner oil chamber and an outer oil chamber, with the inner oil chamber forming the first circuit oil passage La and the outer oil chamber forming the first circuit oil passage La. A second circuit oil path Lb is configured. Note that the pressure distribution panel 18 includes a shuttle valve 110, a low pressure relief valve 7, etc.
Attached to the right side of the third case 15C,
It is covered by a fourth case 15d.
分配盤８０には、ポンプ吐出ボートおよびポンプ吸入ポ
ートが穿設されており、その吐出ボートおよびこれに繋
がる吐出路を介して、吐出行程にあるポンププランジャ
６２のシリンダ孔６１と内側油室からなる第１回路油路
Ｌ ａとが連通され、また、ポンプ吸入ボートおよびこ
れに繋がる吸入路を介して、吸入行程にあるポンププラ
ンジャ６２のシリンダ孔６１と外側油室からなる第２回
路油路Ｌ ｂが連通される。さらに、分配盤８０には各
モータプランジャ７２のシリンダ孔（シリンダ室）７１
に連通ずる連絡路が形成されており、この連絡路の開口
が、分配環９２の作用により、モータシリンダ７０の回
転に応じて第１回路油路Ｌａもしくは第２回路油路Ｌｂ
と連通される。このため、膨張行程にあるモータプラン
ジャ７２のシリンダ孔７１と第１回路油路Ｌａとが、収
縮行程にあるモータプランジャ７２のシリンダ孔７１と
第２回路油路Ｌｂとがそれぞれ連絡路を介して連通され
る。A pump discharge boat and a pump suction port are bored in the distribution board 80, and the cylinder hole 61 of the pump plunger 62 in the discharge stroke and the inner oil chamber are connected through the discharge boat and the discharge passage connected thereto. The second circuit oil passage L is connected to the first circuit oil passage L a, and is made up of the cylinder hole 61 of the pump plunger 62 in the suction stroke and the outer oil chamber via the pump suction boat and the suction passage connected thereto. b is communicated. Further, the distribution board 80 includes a cylinder hole (cylinder chamber) 71 of each motor plunger 72.
A communication path is formed that communicates with the first circuit oil path La or the second circuit oil path Lb depending on the rotation of the motor cylinder 70 due to the action of the distribution ring 92.
will be communicated with. Therefore, the cylinder hole 71 of the motor plunger 72 in the expansion stroke and the first circuit oil passage La are connected to each other via the communication path, and the cylinder hole 71 of the motor plunger 72 in the contraction stroke and the second circuit oil passage Lb are connected to each other through the communication path. communicated.
このようにして、油圧ポンプＰと油圧モータＭとの間に
は、分配盤８０および分配環９２を介して油圧閉回路が
形成されている。したがって、入力軸１よりポンプシリ
ンダ６０を駆動すると、ポンププランジャ６２の吐出行
程により生成された高圧の作動油が、ポンプ吐出ボート
からポンプ吐出路、第１回路油路Ｌａ（内側油室）およ
びこれと連通状態にある第１連絡路を経て膨張行程にあ
るモータプランジャ７２のシリンダ孔７１に流入して、
そのモータプランジャ７２に推力を与える。一方、収縮
行程にあるモータプランジャ７２により排出される作動
油は、第１回路油路Ｌａ（外側油室）に連通ずる第２連
絡路、ポンプ吸入路およびポンプ吸入ポートを介して吸
入行程にあるポンププランジャ６２のシリンダ孔６１に
流入する。In this way, a hydraulic closed circuit is formed between the hydraulic pump P and the hydraulic motor M via the distribution panel 80 and the distribution ring 92. Therefore, when the pump cylinder 60 is driven from the input shaft 1, high-pressure hydraulic oil generated by the discharge stroke of the pump plunger 62 is transferred from the pump discharge boat to the pump discharge passage, the first circuit oil passage La (inner oil chamber), and the like. It flows into the cylinder hole 71 of the motor plunger 72 which is in the expansion stroke through the first communication path which is in communication with the
A thrust is applied to the motor plunger 72. On the other hand, the hydraulic oil discharged by the motor plunger 72 in the contraction stroke is in the suction stroke via the second communication path communicating with the first circuit oil path La (outer oil chamber), the pump suction path, and the pump suction port. It flows into the cylinder hole 61 of the pump plunger 62.
このような作動油の循環により、吐出行程のポンププラ
ンジャ６２がポンプ斜板リング６３を介してモータシリ
ンダ７０に与える反動トルクと、膨張行程のモータプラ
ンジャ７２がモータ斜板部材７３から受ける反動ｌ・ル
クとの和によって、モータシリンダ７０が回転駆動され
る。This circulation of hydraulic oil reduces the reaction torque that the pump plunger 62 in the discharge stroke applies to the motor cylinder 70 via the pump swash plate ring 63, and the reaction torque l that the motor plunger 72 in the expansion stroke receives from the motor swash plate member 73. The motor cylinder 70 is rotationally driven by the sum of the torque and the torque.
ポンプシリンダ６０に対するモータシリンダ７０の変速
比は次式によってあたえられる。The gear ratio of the motor cylinder 70 to the pump cylinder 60 is given by the following equation.
モータシリンダ７０の回転数
油圧ポンプＰの容量
」１式かられかるように、変速用サーボユニット３０に
より斜板部材７３を揺動させ、油圧モータＭの容量をＯ
からある値に変えれば、変速比を１（最小値）からある
必要な値（最大値）にまで変えることができる。The speed change servo unit 30 swings the swash plate member 73, and the capacity of the hydraulic motor M is changed to O.
By changing from 1 to a certain value, the gear ratio can be changed from 1 (minimum value) to a certain required value (maximum value).
一方、前述のように、モータシリンダ７０の第４の部分
７０ｄには、第１および第２駆動ギヤを存するギヤ部材
が圧入固設されている。このため、モータシリンダ７０
の回転駆動力は、前後進切換装置２０を介して出力軸２
８に伝達される。On the other hand, as described above, a gear member including first and second drive gears is press-fitted and fixed into the fourth portion 70d of the motor cylinder 70. For this reason, the motor cylinder 70
The rotational driving force is transmitted to the output shaft 2 via the forward/reverse switching device 20.
8.
この出力軸２８は、ファイナルギヤ組２８ａ、２８ｂを
介してディファレンシャル装置１００に繋かっており、
出力軸２８の回転駆動力はディファレンシャル装置１０
０に伝達される。そして、ディファレンンヤル装置１０
０により左右のドライブシャフト１０５．１０６に分割
された回転駆動力は、左右の車輪（図示せず）に伝達さ
れ、車両の駆動がなされる。This output shaft 28 is connected to a differential device 100 via a final gear set 28a, 28b.
The rotational driving force of the output shaft 28 is provided by the differential device 10.
0. And the differential device 10
The rotational driving force divided by the left and right drive shafts 105 and 106 by 0 is transmitted to left and right wheels (not shown) to drive the vehicle.
なお、第４の部分７０ｄの中空部内に挿入された固定軸
９１内には、第１回路油路Ｌａと第２回路油路Ｌｂとの
短絡路を形成するとともにこの短絡路を全開から全開ま
で制御可能なメインクラッチ弁ＣＬ、および第１回路油
路Ｌａを断続制御可能な直結クラッチ弁ＤＣが配設され
る。A short-circuit path between the first circuit oil passage La and the second circuit oil passage Lb is formed in the fixed shaft 91 inserted into the hollow portion of the fourth portion 70d, and this short-circuit path is operated from fully open to fully open. A controllable main clutch valve CL and a direct coupling clutch valve DC capable of controlling the first circuit oil passage La on and off are provided.
まず、メインクラッチ弁ＣＬについて説明する。固定軸
９１の周壁には、第１回路油路Ｌａと第２回路油路Ｌｂ
とを連通し得る短絡ポートが穿設されており、この固定
軸９１の中空部に円筒状のメインクラッチ弁体９５が挿
入されている。この弁体９５は固定軸９１に対して相対
回転自在であり、上記短絡ボートに整合し得る短絡孔が
穿設されている。この弁体９５の右端に形成されたアー
ム９５ａを回動操作することにより、弁体９５を回動さ
せて短絡ボートと短絡孔との整合（重なり）量を調整で
きるようになっている。この整合部の大きさが第１回路
油路Ｌ ａと第２回路油路Ｌｂとの短絡通路の開度とな
り、このため、弁体９５の回動制御により、」１記短絡
通路の開度を全開から全開まで制御することができる。First, the main clutch valve CL will be explained. A first circuit oil passage La and a second circuit oil passage Lb are provided on the peripheral wall of the fixed shaft 91.
A cylindrical main clutch valve body 95 is inserted into the hollow portion of the fixed shaft 91. This valve body 95 is rotatable relative to the fixed shaft 91, and has a short-circuit hole that can be aligned with the short-circuit boat. By rotating an arm 95a formed at the right end of the valve body 95, the valve body 95 can be rotated to adjust the amount of alignment (overlap) between the short circuit boat and the short circuit hole. The size of this matching portion becomes the opening degree of the short-circuit passage between the first circuit oil passage La and the second circuit oil passage Lb, and therefore, by controlling the rotation of the valve body 95, the opening degree of the short-circuit passage described in 1. can be controlled from fully open to fully open.
短絡通路の開度が全開であれば、ポンプ吐出ボートから
第１回路油路Ｌａに吐出された作動油は、短絡ポートお
よび短絡孔から直接第２回路油路Ｌｂに流入するととも
にポンプ吸入ポートに流入するので、油圧モータＭが不
作動となり、クラッチＯＦＦの状態となる。判然ながら
、逆に、短絡通路の開度が全閉であれば、油圧モータＭ
が作動するクラッチＯＮ状態が実現する。If the short-circuit passage is fully opened, the hydraulic oil discharged from the pump discharge boat to the first circuit oil passage La flows directly into the second circuit oil passage Lb from the short-circuit port and the short-circuit hole, and also flows into the pump suction port. Since the fluid flows in, the hydraulic motor M becomes inactive and the clutch becomes OFF. Obviously, on the contrary, if the opening degree of the short circuit passage is fully closed, the hydraulic motor M
A clutch ON state is realized in which the clutch is activated.
このメインクラッチ弁体９５の中空部内に、直結クラッ
チ弁ＤＣが配設される。この直結クララ弁ＤＣは、上記
弁体９５内に軸方向に移動自在に埋入されたピストン軸
８５と、このピストン軸８５の先端に取り付けられたシ
ュー８６と、ピストン軸８５内に挿入されたパイロット
スプール８４とから構成され、パイロットスプール８４
を軸方向に移動させることにより、ピストン軸８５をこ
れに追従させて軸方向に移動させることができるように
なっている。このため、パイロットスプール８４を左動
させて、ピストン軸８５を左動させ、その先端のシュー
８６により分配盤８０の端面に開口するポンプの吐出路
を塞ぎ、第１回路油路Ｌ ａを遮断することができるよ
うになっている。このようにポンプ吐出路を閉塞した状
態では、ポンププランジャ６２が油圧的にロックされ、
油圧ポンプＰと油圧モータＭとが直結状態となる。A direct coupling clutch valve DC is disposed within the hollow portion of this main clutch valve body 95. This direct-coupled Clara valve DC includes a piston shaft 85 that is movably embedded in the valve body 95 in the axial direction, a shoe 86 that is attached to the tip of the piston shaft 85, and a shoe 86 that is inserted into the piston shaft 85. The pilot spool 84 is composed of a pilot spool 84.
By moving in the axial direction, the piston shaft 85 can be moved in the axial direction to follow this movement. Therefore, the pilot spool 84 is moved to the left, the piston shaft 85 is moved to the left, and the shoe 86 at the tip of the pilot spool 84 is moved to the left to block the discharge path of the pump that opens to the end face of the distribution board 80, thereby blocking the first circuit oil path La. It is now possible to do so. In this state where the pump discharge passage is blocked, the pump plunger 62 is hydraulically locked.
Hydraulic pump P and hydraulic motor M are directly connected.
次に、上記構成の無段変速機Ｔの制御装置について、第
３図および第４図の回路図を用いて説明する。Next, the control device for the continuously variable transmission T having the above configuration will be explained using the circuit diagrams shown in FIGS. 3 and 4.
制御装置としては、メインクラッチＣＬの制御を行うク
ラッチサーボユニット１３０１前後進切換装置２０の作
動制御を行う前後進用サーボユニット１４０、および斜
板部材７３を揺動させて変速比の制御を行う第１および
第２変速用サーボユニツ）３０．５０があり、これらを
図示の油圧バルブの作動により適宜作動させて、各種の
制御がなされる。The control device includes a clutch servo unit 1301 that controls the main clutch CL, a forward/reverse servo unit 140 that controls the operation of the forward/reverse switching device 20, and a clutch servo unit 140 that controls the operation of the forward/reverse switching device 20. There are servo units (1 and 2) 30 and 50 for shifting, and various controls are performed by operating these as appropriate by operating the illustrated hydraulic valves.
そこでまず、各装置の構成および作動について説明する
。First, the configuration and operation of each device will be explained.
そこでまず、各装置の構成および作動について説明する
。First, the configuration and operation of each device will be explained.
クラッチサーボユニット１３０は、固定シリンダ１３１
と、このシリンダ１３１内に軸方向に摺動自在に嵌入さ
れたピストン部材１３２と、ピストン部材１３２を図中
右方に付勢するばね１３３とから構成される。ピストン
部材１３２のピストンにより２分割されてシリンダ１３
１内に形成される左右シリンダ室１３４，１３５には、
クラッチコントロールバルブ２２０に繋がる２本の第６
および第７制御油路Ｌ８．Ｌ７がそれぞれ連通している
。このため、クラッチコントロールバルブ２２０により
選択的に左右シリンダ室１３４，１３５に給排される作
動油の油圧力によりピストン部材１３２が図中左右に移
動される。The clutch servo unit 130 has a fixed cylinder 131
The piston member 132 is fitted into the cylinder 131 so as to be slidable in the axial direction, and a spring 133 biases the piston member 132 to the right in the figure. The cylinder 13 is divided into two parts by the piston of the piston member 132.
In the left and right cylinder chambers 134, 135 formed in 1,
Two sixths connected to the clutch control valve 220
and seventh control oil passage L8. L7 is in communication with each other. Therefore, the piston member 132 is moved left and right in the figure by the hydraulic pressure of the hydraulic oil that is selectively supplied to and discharged from the left and right cylinder chambers 134 and 135 by the clutch control valve 220.
ピストン部材１３２の左端はリンク９６ａを介してカム
部材９７に連結される。カム部材９７はそのカム面９７
ａがクラッチコントロールバルブ２２０の右スプール２
２３端面と当接しており、一端において軸９８ａに固設
されている。軸９８ａにはリンクアーム９８ｂも固設さ
れている。このリンクアーム９８ｂの先端はリンク９８
ｂを介して前述のメインクラッチ弁体９５に一体形成さ
れたアーム９５ａと連結されている。このため、ピスト
ン部材１３２が左右に移動されると、カム部材９７およ
びリンクアーム９８ｂが軸９８ａを中心に一体となって
回動され、これに応じてメインクラッチ弁体９５は、図
示のＯＦＦ位置（開放位置）からＯＮ位置（閉止位置）
までの間で回動される。なお、このとき、カム面９７ａ
はカム部材９７の回動に応じて右スプール２２３を右方
向に押すようになっている。The left end of the piston member 132 is connected to a cam member 97 via a link 96a. The cam member 97 has its cam surface 97
a is the right spool 2 of the clutch control valve 220
23 end face, and is fixed to the shaft 98a at one end. A link arm 98b is also fixed to the shaft 98a. The tip of this link arm 98b is a link 98
It is connected to an arm 95a integrally formed with the main clutch valve body 95 described above through b. Therefore, when the piston member 132 is moved left and right, the cam member 97 and the link arm 98b are rotated together around the shaft 98a, and the main clutch valve body 95 is accordingly moved to the OFF position shown in the figure. (open position) to ON position (closed position)
It is rotated between. Note that at this time, the cam surface 97a
is adapted to push the right spool 223 to the right in response to the rotation of the cam member 97.
クラッチコントロールバルブ２２０は、軸方向に移動自
在な左スプール２２１および右スプール２２３と、両ス
プール２２Ｌ ２２３の間に配設されたばね２２２と
、左スプール２２１を右方に付勢するばね２２４とから
構成される。さらに、このばね２２４が配設された空間
（左スプール２２１の左側空間）内には、ガバナバルブ
８の吐出ボートに連通ずる第１６制御油路ＬＩ８にクラ
ッチオンバルブ２３０を介して連通ずる第１７制御油路
Ｌ１７が連通しており、この左側空間内にはエンジンＥ
の回転数に対応するガバナ圧Ｐ０が供給される。また、
ばね２２２が配設された空間（左および右スプール２２
１．２２３の間の空間）内には、スロットルバルブ２４
０から第２２制御油路Ｌ２□、第２３制御油路Ｌ２３、
クラッチオフバルブ２３５および第２４制御油路Ｌ２４
を介して、スロットル開度に対応したスロットル圧ＰＴ
）Ｉが供給される。The clutch control valve 220 is composed of a left spool 221 and a right spool 223 that are movable in the axial direction, a spring 222 disposed between both spools 22L 223, and a spring 224 that urges the left spool 221 to the right. be done. Furthermore, in the space in which this spring 224 is disposed (the left side space of the left spool 221), a 17th control oil passage LI8 that communicates with the discharge boat of the governor valve 8 via a clutch-on valve 230 is provided. Oil passage L17 is in communication with the engine E in this left-hand space.
A governor pressure P0 corresponding to the rotation speed is supplied. Also,
The space where the spring 222 is arranged (left and right spool 22
In the space between 1.223 and 223, there is a throttle valve 24
0 to the 22nd control oil path L2□, the 23rd control oil path L23,
Clutch off valve 235 and 24th control oil passage L24
Throttle pressure PT corresponding to throttle opening
) I is supplied.
このため、左スプール２２１は、ガバナ圧Ｐ０とばね２
２４による右方向への押力およびスロットル圧ＰＴＩ＋
とばね２２２による左方向への押力を受けて右動もしく
は左動される。この動きに応じて第１制御油路り、から
第５制御油路Ｌ＝、に送られてくるライン圧ＰＩ、を、
第６および第７制御油路り、、Ｌ、の一方に供給すると
ともに、他方から作動油をドレンに排出させる。これに
より、クラッチサーボユニット１３０のピストン部材１
３２が作動され、メインクラッチＯＬの作動制御がなさ
れる。但し、このときピストン部材１３２の移動に応じ
てカム部材９７により右スプール２２３が押され、ばね
２２２の押力が変えられるようになっており、メインク
ラッチの開閉が所望の特性に沿って行われるようになっ
ている。Therefore, the left spool 221 is connected to the governor pressure P0 and the spring 2
Pushing force to the right by 24 and throttle pressure PTI+
It is moved to the right or left in response to a leftward pushing force by the spring 222. In response to this movement, the line pressure PI sent from the first control oil path to the fifth control oil path L=,
The hydraulic oil is supplied to one of the sixth and seventh control oil passages, L, and is discharged from the other to a drain. As a result, the piston member 1 of the clutch servo unit 130
32 is activated, and the operation of the main clutch OL is controlled. However, at this time, the right spool 223 is pushed by the cam member 97 in accordance with the movement of the piston member 132, and the pushing force of the spring 222 can be changed, so that the main clutch is opened and closed according to desired characteristics. It looks like this.
なお、クラッチＣＬをＯＦＦからＯＮに作動させるため
、左シリンダ室１３４内の作動油を第６制御油路Ｌ６か
ら排出する場合には、クラッチコントロールバルブ２２
０から第８、第９および第１０制御油路Ｌａ Ｉ Ｌ９
．Ｌ＋ｏを介して行われる。この第１０制御油路Ｌ＋ｏ
は、第１オリフイス２７４を介してドレンに繋がるとと
もにオリフィスチェンジバルブ２７０および第２オリフ
イス２７２を介してドレンに繋がっており、これらオリ
フィス２７２，２７４により作動油の排出速度が制限さ
れ、クラッチＣＬの接続速度（ＯＦＦからＯＮへの速度
）が調整される。In addition, when discharging the hydraulic oil in the left cylinder chamber 134 from the sixth control oil passage L6 in order to operate the clutch CL from OFF to ON, the clutch control valve 22
0 to 8th, 9th and 10th control oil passages La I L9
．． This is done via L+o. This 10th control oil path L+o
is connected to the drain via the first orifice 274 and also via the orifice change valve 270 and the second orifice 272, and these orifices 272, 274 limit the discharge speed of the hydraulic oil and prevent the connection of the clutch CL. The speed (speed from OFF to ON) is adjusted.
このクラッチＣＬの接続速度は、エンジンＥのスロット
ル開度が小さいときには、これが大きいときより早くす
ることが要求される。このため、オリフィスチェンジバ
ルブ２７０の右端部に第２５制御油路Ｌ２＋５を介して
スロットルバルブ２４０からスロットル圧ＰＴＢを導入
しており、スロットル開度が大きくなりスロットル圧Ｐ
ＴＨが所定圧以上となると、この油圧力によりオリフィ
スチェンジバルブ２７０が左動されて、このバルブ２７
０が閉止されるようにしている。このようにすると、ス
ロットル開度が小さくてオリフィスチェンジバルブ２７
０が開放されている状態では、上述の作動油の排出が２
個のオリフィス２７２，２７４を介してなされるのであ
るが、スロットル開度が大きくてオリフィスチェンジバ
ルブ２７０が閉止されると、片方のオリフィス２７４を
介してのみ上記排出がなされ、スロットル開度が大きい
場合にはメインクラッチＣＬの接続速度が緩やかになる
。The connection speed of the clutch CL is required to be faster when the throttle opening of the engine E is small than when it is large. For this reason, the throttle pressure PTB is introduced from the throttle valve 240 to the right end of the orifice change valve 270 via the 25th control oil passage L2+5, and the throttle opening becomes larger, causing the throttle pressure P
When TH becomes a predetermined pressure or higher, the orifice change valve 270 is moved to the left by this hydraulic pressure, and this valve 27
0 is closed. In this way, the throttle opening is small and the orifice change valve 27
When 0 is open, the above-mentioned hydraulic oil discharge is 2
However, when the throttle opening is large and the orifice change valve 270 is closed, the discharge is performed only through one of the orifices 274. In this case, the connection speed of the main clutch CL becomes slow.
以上のように、クラッチサーボユニット１３０の左シリ
ンダ室１３４からの作動油の排出速度をスロットル開度
に対応して変更してクラッチＣＬの接続速度が所望の値
となるように調整される。As described above, the discharge speed of hydraulic oil from the left cylinder chamber 134 of the clutch servo unit 130 is changed in accordance with the throttle opening degree, and the connection speed of the clutch CL is adjusted to a desired value.
しかし、この調整は固定オリフィス２７２，２７４によ
り行っているため、排出速度は作動油の粘度変化の影響
を受け、例えば、低温始動時のように、作動油温が低い
場合には、この排出速度が極くゆっくりとなり、クラッ
チＣＬの接続速度が非常に遅くなってしまうという問題
がある。However, since this adjustment is performed using fixed orifices 272 and 274, the discharge speed is affected by changes in the viscosity of the hydraulic oil. There is a problem in that the connection speed of the clutch CL becomes extremely slow.
この問題を解決するため、本例においては、第１０制御
油路り、。からＩＪ ＩＪ−フバルブ２６０を有する第
１１制御油路Ｌ１□を分岐させている。これは、低温時
において上記固定オリフィス２７２゜２７４からの作動
油の排出が遅いときにはこれより上流側の油路内の油圧
が通常より高くなることに鑑みたものである。このため
、リリーフバルブ２６０は、油路Ｌ１□内の油圧が通常
作動温度（例えば、８０°Ｃ）のときに発生する油圧よ
り高圧となった場合に開放するように設定されている。In order to solve this problem, in this example, the tenth control oil path. An eleventh control oil path L1□ having an IJ valve 260 is branched from the IJ valve 260. This is done in consideration of the fact that when the discharge of hydraulic oil from the fixed orifices 272 and 274 is slow at low temperatures, the oil pressure in the oil passage upstream from these becomes higher than normal. Therefore, the relief valve 260 is set to open when the oil pressure in the oil passage L1□ becomes higher than the oil pressure generated at the normal operating temperature (for example, 80° C.).
このため、作動油温が低温でオリフィス２７２゜２７４
を通って流れる抵抗が大きく、油路Ｌｌｌ内の油圧が高
くなるとこのリリーフバルブ２６０が開放され、固定オ
リフィス２７２，２７４からの排出油量が少なくてもリ
リーフバルブ２６０からの排出によりこれを補い、クラ
ッチＣＬの接続をスムーズに行わせる。これにより、低
温始動時においても、クラッチＣＬの接続を遅れること
な（行わせ、スムーズな車両の発進を可能にする。Therefore, the orifice is 272°274° when the hydraulic oil temperature is low.
When the flow resistance is large and the oil pressure in the oil passage Lll is high, this relief valve 260 is opened, and even if the amount of oil discharged from the fixed orifices 272, 274 is small, it is compensated for by the discharge from the relief valve 260, To smoothly connect a clutch CL. This allows the clutch CL to be connected without delay even when starting at a low temperature, making it possible to start the vehicle smoothly.
前後進用サーボユニッ）１４０は、固定シリンダ１４１
と、このシリンダ１４１内に軸方向（図中上下方向）に
移動自在に嵌入されたピストン部材１４２と、ピストン
部材１４２を下方に付勢するばね１４３とからなる。カ
バー１４６により覆われたシリンダ１４１内の空間は、
この空間に嵌入されたピストン部材１４２のピストンに
より」二および下シリンダ室１４４，１４５に２分割さ
れており、両シリンダ室１４４．１４５には、それぞれ
第３１および第３３制御油路Ｌ３□、Ｌ３３が連通して
いる。The forward/reverse servo unit) 140 is a fixed cylinder 141
The piston member 142 is fitted into the cylinder 141 so as to be movable in the axial direction (up and down in the figure), and a spring 143 urges the piston member 142 downward. The space inside the cylinder 141 covered by the cover 146 is
The piston of the piston member 142 fitted into this space divides the space into two, into second and lower cylinder chambers 144 and 145, and both cylinder chambers 144 and 145 have 31st and 33rd control oil passages L3□ and L33, respectively. are communicating.
両部路Ｌ３１およびＬ３３はそれぞれ、直接もしくはク
ラッチオンバルブ２３０および第３２制御油路Ｌ ３２
を介してマニュアルバルブ２１０に繋がっている。マニ
ュアルバルブ２１０がり、１．、Ｌ１ポジション（図に
おけるり、２．１ポジシヨン）にあるときには、第３１
制御油路Ｌ３１に制御油路Ｌ２からのライン圧ＰＬが供
給されるとともに第３３制御油路Ｌ３Ｇがドレンに連通
し、Ｒポジションにあるときには第３３制御油路Ｌ３３
にライン圧ＰＬが供給されるとともに第３１制御油路Ｌ
３、がドレンに連通される。このため、マニュアルバル
ブ２１０によりり、Ｌ２．Ｌ１ポジションが選択される
と、ピストン部材１４２は図示のように下動され、ピス
トン部材１４２の先端に固定されたシフトフォーク２９
は前進位置に位置する。Both passages L31 and L33 are the direct or clutch-on valve 230 and the 32nd control oil passage L32, respectively.
It is connected to the manual valve 210 via. Manual valve 210, 1. , when in the L1 position (2.1 position in the figure), the 31st
The line pressure PL from the control oil passage L2 is supplied to the control oil passage L31, and the 33rd control oil passage L3G communicates with the drain, and when in the R position, the 33rd control oil passage L33
Line pressure PL is supplied to the 31st control oil passage L.
3 is connected to the drain. For this reason, the manual valve 210 allows L2. When the L1 position is selected, the piston member 142 is moved down as shown, and the shift fork 29 fixed to the tip of the piston member 142 is moved downward.
is in the forward position.
一方、Ｒポジションが選択された場合には、ピストン部
材１４２が上動され、シフトフォーク２９は後進位置に
位置する。なお、これ以外のポジシロン、すなわち、Ｎ
およびＰポジションにおいては、上記再制御油路Ｌ３１
およびＬ３３はともにドレンに連通されるのであるが、
この場合には、ばね１４３の付勢によりピストン部材１
４２は下動位置に保持され、シフトフォーク２９は前進
位置に位置せしめられる。On the other hand, when the R position is selected, the piston member 142 is moved upward and the shift fork 29 is located in the reverse position. In addition, other positrons, that is, N
And in the P position, the re-control oil passage L31
and L33 are both connected to the drain,
In this case, the piston member 1 is biased by the spring 143.
42 is held at the lower movement position, and the shift fork 29 is placed at the forward position.
さらに、上シリンダ室１４４にライン圧Ｐ １．が供給
されピストン部材１４２が下動されているときには、ピ
ストン部材１４２の外周溝１４２ａを介してこのライン
圧ＰＬが第１５制御油路ＬＩ５に導入され、下シリンダ
室１４５にライン圧ＰＬが供給されピストン部材１４２
が上動されているときは、ピロストン部材１４２内の通
孔１４２ｂを介してこのライン圧Ｐ ｔが第１５制御油
路Ｌユ、に導入される。Furthermore, line pressure P1. is supplied and the piston member 142 is moved downward, this line pressure PL is introduced into the 15th control oil passage LI5 via the outer circumferential groove 142a of the piston member 142, and the line pressure PL is supplied to the lower cylinder chamber 145. Piston member 142
When the piston member 142 is being moved upward, this line pressure Pt is introduced into the fifteenth control oil passage L through the through hole 142b in the piston member 142.
次に、第４図に示す変速用サーボユニット３０．５０に
ついて説明する。両ユニット３０．５０はリンク機構４
０を介して連結されている。Next, the shift servo unit 30.50 shown in FIG. 4 will be explained. Both units 30.50 are link mechanism 4
Connected via 0.
第１変速用ザーボユニツ）３０は、固定シリンダ３１と
、このシリンダ３１内に図中上下に移動＝３４
自在に嵌入されたピストンロッド３２と、このロッド３
２内に固定保持されたバルブ部材３３と、このバルブ部
材３３内に図中」−下に移動自在に挿入されたスプール
部材３４とから構成される。シリンダ３１の内部空間は
図中」二部において図示しないカバーにより覆われると
ともに、ピストンロッド３２のピストン部３２ａにより
２分割されて上および下シリンダ室３５．３６が形成さ
れている。また、ピストンロッド３２はその下端がシリ
ンダ３１の外方に突出しており、第２図に示すようにリ
ンク部材３９を介してモータＭの斜板部材７３に連結さ
れている。The first gearshift servo unit 30 includes a fixed cylinder 31, a piston rod 32 that is freely fitted into the cylinder 31, and a piston rod 32 that moves vertically in the figure.
2, and a spool member 34 which is movably inserted into the valve member 33 downward (as shown in the figure). The internal space of the cylinder 31 is covered in two parts in the figure by a cover (not shown), and is divided into two parts by the piston part 32a of the piston rod 32 to form upper and lower cylinder chambers 35 and 36. Further, the lower end of the piston rod 32 projects outward from the cylinder 31, and is connected to a swash plate member 73 of the motor M via a link member 39, as shown in FIG.
シリンダ３１には、高圧油路Ｌｈが接続されるとともに
これを下シリンダ室３６に連通させる高圧導入孔３１．
ａが形成されており、下シリンダ室３６には、変速機
Ｔの油圧閉回路における高圧側の油圧Ｐ１．ををした作
動油が導入される。この高圧Ｐ０．を有した作動油は、
さらに、ピストンロッド３２の連通孔３２ｂを介してバ
ルブ部材３３の溝３３ａにも導かれるとともにこの溝３
３ａから連通孔３３ｂを介してバルブ部材３３内のスプ
ール部材挿入孔（図示せず）に導かれる。A high pressure oil passage Lh is connected to the cylinder 31, and a high pressure introduction hole 31.
A is formed in the lower cylinder chamber 36, and the high pressure side hydraulic pressure P1.a in the hydraulic closed circuit of the transmission T is formed. Hydraulic oil is introduced. This high pressure P0. Hydraulic oil with
Furthermore, it is also guided to the groove 33a of the valve member 33 via the communication hole 32b of the piston rod 32, and this groove 3
3a to a spool member insertion hole (not shown) in the valve member 33 via a communication hole 33b.
この挿入孔に挿入されるスプール部材３４は、バルブ部
材３３に対して図において上方に相対移動されるき、バ
ルブ部材３３の連通孔３３ｂを閉止するとともに、上シ
リンダ室３５をピストンロッド３２内の通孔３２ｃを介
してドレンに排出させ、逆に下方に相対移動されると、
バルブ部材３３の連通孔３３ｂを上シリンダ室３５に連
通させるようになっている。このため、スプール部材３
４を上動させると、下シリンダ室３６に作用する高圧Ｐ
ｌ＋の油圧力によりピストンロッド３２がスプール部材
３４に追従して上動される。また、スプール部材３４を
下動させると、上および下シリンダ室３５．３６に高圧
Ｐ １＋が加わり、ピストン部３２ａでの受圧面積の差
（上シリンダ室３５側の受圧面積の方が大きい）により
ピストンロッド３２がスプール部材に追従して下動され
る。なお、スプール部材３４が静止すると、上および下
シリンダ室３５．３６からピストン部３２ａに加わる力
がバランスする位置でピストンロッド３２も静止保持さ
れる。すなわち、スプール部材３４を」二下動させると
、ピストンロッド３２はこれに追従して上下動される。When the spool member 34 inserted into this insertion hole is moved relative to the valve member 33 upward in the figure, it closes the communication hole 33b of the valve member 33 and opens the upper cylinder chamber 35 inside the piston rod 32. When it is discharged to the drain through the through hole 32c and is relatively moved downward,
The communication hole 33b of the valve member 33 is communicated with the upper cylinder chamber 35. For this reason, the spool member 3
4, the high pressure P acting on the lower cylinder chamber 36 increases.
The piston rod 32 is moved upward following the spool member 34 by the hydraulic pressure of l+. Furthermore, when the spool member 34 is moved downward, high pressure P 1+ is applied to the upper and lower cylinder chambers 35 and 36, and due to the difference in pressure receiving area at the piston portion 32a (the pressure receiving area on the upper cylinder chamber 35 side is larger). The piston rod 32 is moved downward following the spool member. Note that when the spool member 34 is stationary, the piston rod 32 is also held stationary at a position where the forces applied to the piston portion 32a from the upper and lower cylinder chambers 35, 36 are balanced. That is, when the spool member 34 is moved downward two inches, the piston rod 32 is moved up and down following this movement.
このとき、ピストンロッド３２はモータＭの斜板部材７
３に連結されているので、スプール部材３４の移動によ
り斜板角の制御すなわち、変速機Ｔの変速比の制御を行
・うことができる。At this time, the piston rod 32 is connected to the swash plate member 7 of the motor M.
3, the swash plate angle can be controlled by moving the spool member 34, that is, the gear ratio of the transmission T can be controlled.
スプール部材３４の上端は第１リンク４１を介して第２
リンク４２の一端に連結されている。第２りンク４２は
軸４３に一体結合されており、軸４３を中心に回動自在
となっている。軸４３には第３リンク４４も一体結合さ
れ、第３リンク４４は第４リンク４５を介して第２変速
用サーボユニツ）５０のピストン部材５２に連結されて
いる。このため、ピストン部材５２を図中上下に移動さ
せると、上記各リンク４１〜４５により構成されるリン
ク機構４０を介して、第１変速用サーボユニット３０の
スプール部材３４が上下に移動される。The upper end of the spool member 34 is connected to the second link via the first link 41.
It is connected to one end of the link 42. The second link 42 is integrally connected to the shaft 43 and is rotatable about the shaft 43. A third link 44 is also integrally connected to the shaft 43, and the third link 44 is connected to a piston member 52 of a second speed change servo unit 50 via a fourth link 45. Therefore, when the piston member 52 is moved up and down in the figure, the spool member 34 of the first gear shifting servo unit 30 is moved up and down via the link mechanism 40 constituted by the links 41 to 45.
第２変速用ザーボユニツ）５０は、固定シリンダ５１内
に軸方向（図において」１下方向）に移動自在に上記ピ
ストン部材５２が嵌入されて構成されている。固定シリ
ンダ５１内部空間はプラグ部材５３により覆われるとと
もに、ピストン部材５２のピストン部により２分割され
て上および下シリンダ室５４．５５が形成される。上シ
リンダ室５４には、オリフィス５７ａを有した第４４制
御油路Ｌ４４およびチエツクバルブ６７ｂを有した第４
５制御油路Ｌ４５を介して第４２制御油路Ｌ４゜が連通
し、下シリンダ室５５に第４０制御油路Ｌ４０が連通し
ている。第４２制御油路Ｌ４゜はクラッチオフバルブ２
３５および第４１制御油路Ｌ ４ 、を介して、また第
４０制御油路Ｌ４ｏはそのままシフトコントロールバル
ブ２５０に連通する。The second shift servo unit 50 is constructed by fitting the piston member 52 into a fixed cylinder 51 so as to be movable in the axial direction (in the downward direction in the figure). The internal space of the fixed cylinder 51 is covered by the plug member 53 and divided into two by the piston portion of the piston member 52 to form upper and lower cylinder chambers 54 and 55. The upper cylinder chamber 54 includes a 44th control oil passage L44 having an orifice 57a and a 4th control oil passage L44 having a check valve 67b.
A 42nd control oil passage L4° communicates with the fifth control oil passage L45, and a 40th control oil passage L40 communicates with the lower cylinder chamber 55. The 42nd control oil path L4° is the clutch off valve 2
The 40th control oil passage L4o directly communicates with the shift control valve 250 via the 35th and 41st control oil passages L4.
このため、シフトコントロールバルブ２５０の作用によ
り、上シリンダ室５４および下シリンダ室５５に第１５
制御油路ＬＬＩ５からのライン圧ＰＬの供給もしくは、
シリンダ室内の作動油の排出がなされる。このような作
動油の供給Φ排出に応じてピストン部材５２が上下動さ
れ、これがリンク機構４０を介して第１変速用サーボユ
ニツト３０に伝達され変速制御かなされる。具体的には
、第２変速用サーボユニツト５０のピストン部材５２を
」１動させて第１変速用サーボユニツト３０のピストン
部材３２を下動させることにより、変速比を太きく （
ＬＯＷ側に変速）させ、これとは逆に、ピストン部材５
２を下動させてピストン部材３２を」１動させることに
より、変速比を小さく（ＴＯＰ側に変速）させることが
できる。Therefore, due to the action of the shift control valve 250, the upper cylinder chamber 54 and the lower cylinder chamber 55 are
Supply of line pressure PL from control oil path LLI5, or
The hydraulic oil in the cylinder chamber is drained. The piston member 52 is moved up and down in response to the supply and discharge of the hydraulic oil, and this is transmitted to the first gearshift servo unit 30 via the link mechanism 40 to perform gearshift control. Specifically, by moving the piston member 52 of the second shift servo unit 50 by 1" and moving the piston member 32 of the first shift servo unit 30 downward, the gear ratio is increased (
LOW side), and conversely, the piston member 5
By moving the piston member 32 downward by one movement, the gear ratio can be decreased (shifted to the TOP side).
この場合、上シリンダ室５４へのライン圧ＰＬの供給は
オリフィス５７ａの作用により緩やかになされるが、上
シリンダ室５４からの作動油の排出はヂエックバルブ５
７ｂが開放されて急速になされる。このため、ピストン
部材５２を上動させて変速比を大きくする場合（ＬＯＷ
側に変速する場合）には、これが急速になされるが、ピ
ストン部材５２を下動させて変速比を小さくする場合（
ＴＯＰ側に変速する場合）には、これが緩やかになされ
る。但し、ピストン部材５２にはピストン部近傍に第１
溝５２ａが形成されており、シリンダ５１に形成された
孔に連通ずる第４３制御油路Ｌ４Ｇが、変速比が大きい
ときに（ピストン部材５２が所定以上上動しているとき
に）この溝を介して上シリンダ室５４に連通ずるように
なっている。このため、ピストン部材が所定以上下動し
て変速比がある値以下になるまでは、この第４３制御油
路Ｌｌｌを介してライン圧ＰＬの供給がなされ、この間
は急速な変速がなされる。In this case, the line pressure PL is gradually supplied to the upper cylinder chamber 54 by the action of the orifice 57a, but the hydraulic oil is discharged from the upper cylinder chamber 54 by the check valve 5.
7b is opened and done rapidly. Therefore, when moving the piston member 52 upward to increase the gear ratio (LOW
This is done rapidly when shifting to the side), but when the piston member 52 is moved downward to reduce the gear ratio (
When shifting to the TOP side), this is done slowly. However, the piston member 52 has a first
A groove 52a is formed, and the 43rd control oil passage L4G communicating with the hole formed in the cylinder 51 passes through this groove when the gear ratio is large (when the piston member 52 is moving upward by a predetermined amount or more). It communicates with the upper cylinder chamber 54 through the upper cylinder chamber 54. Therefore, the line pressure PL is supplied via the 43rd control oil passage Lll until the piston member moves downward by a predetermined amount or more and the gear ratio becomes below a certain value, and during this period, a rapid speed change is performed.
なお、ピストン部材５２の下端部はテーパ面５２ｄが形
成されており、このテーパ面５２ｄの上にスロットルカ
ム機構１５０のスプール１５１の端面が当接しており、
後述するスロットルカム機構１５０を変速比に対応して
作動できるような構成にしている。Note that the lower end of the piston member 52 is formed with a tapered surface 52d, and the end surface of the spool 151 of the throttle cam mechanism 150 is in contact with this tapered surface 52d.
A throttle cam mechanism 150, which will be described later, is configured to operate in accordance with the gear ratio.
さらに、シリンダ５１の上部には、ピストン部材５２の
挿入孔に繋がる通孔５６ａ、５６ｂが形成され、両道孔
５Ｅｔａ、５（３ｂにはそれぞれ第４６および第４７制
御油路Ｌ４８１ Ｌ４７が連通ずる。Further, in the upper part of the cylinder 51, through holes 56a and 56b are formed which are connected to the insertion hole of the piston member 52, and the forty-sixth and forty-seventh control oil passages L481 and L47 communicate with the two-way holes 5Eta and 5 (3b, respectively).
ピストン部材５２の上部にはこれが所定以上上動された
ときに通孔５８ａ、５Ｅｉｂをドレンに連通させる溝５
２ｂ、５２ｃが形成されている。このため、ピストン部
材５２が上動され、変速比が小さくなる（ＴＯＰ側に近
ずく）と、まず、溝５２Ｃおよび通孔５６ｂを介して第
４７制御油路Ｌ ４７がドレンに連通され、さらにピス
トン部材５２が」１動されると、溝５２ｂおよび通孔５
８ａを介して第４６制御油路Ｌ４Ｂがドレンに連通され
る。A groove 5 is provided in the upper part of the piston member 52 to communicate the through holes 58a and 5Eib with the drain when the piston member 52 is moved upward by a predetermined amount or more.
2b and 52c are formed. Therefore, when the piston member 52 is moved upward and the gear ratio becomes smaller (approaching the TOP side), the 47th control oil passage L 47 is first communicated with the drain via the groove 52C and the through hole 56b, and then When the piston member 52 is moved one time, the groove 52b and the through hole 5
The 46th control oil passage L4B is communicated with the drain via 8a.
以下に、第３図および第４図に図示された各バルブにつ
いて説明する。Each valve illustrated in FIGS. 3 and 4 will be explained below.
マニュアルバルブ２１０は、運転席のシフトレバ−操作
に応じてそのスプール２１１が作動され、前述のように
前後進用サーボユニッ）１４０の作動制御がなされる。The spool 211 of the manual valve 210 is operated in response to operation of the shift lever at the driver's seat, and the operation of the forward/reverse servo unit 140 is controlled as described above.
なお、スプール２１１が６２ Ｉ＋ポジション（Ｌ２ポ
ジション）に位置するときには、ガバナ圧ををする第４
８制御油路Ｌ４８を第４６制御油路Ｌ４ｅに連通させ、
１”ポジション（Ｌ、ポジション）に位置するときには
、第４８制御油路Ｌ４８を第４７制御油路Ｌ４□に連通
させる。このため、スプール２１１が１１２”もしくは
１１１１＋ポジシヨンである場合には、変速比が所定値
以下になると、第４８制御油路Ｌ４Ｂ内のガバナ圧がド
レンされ、後述のようにシフトコントロールバルブ２５
０に作用するガバナ圧が零になり変速比がこれより小さ
く （ＴＯＰ側に）なることが阻止される。Note that when the spool 211 is located at the 62 I+ position (L2 position), the fourth
8 control oil passage L48 is communicated with the 46th control oil passage L4e,
When the spool 211 is in the 1" position (L, position), the 48th control oil passage L48 is communicated with the 47th control oil passage L4□. Therefore, when the spool 211 is in the 112" or 1111+ position, the gear ratio becomes below a predetermined value, the governor pressure in the 48th control oil passage L4B is drained, and the shift control valve 25 is drained as described below.
The governor pressure acting on the gearbox becomes zero, and the gear ratio is prevented from becoming smaller (toward the TOP side).
クラッチオンバルブ２３０は、通常はそのスプール２３
１がスプリング２３２の押力により図示のように左動さ
れた状態になっている。ところが、コントローラ１００
において車速が所定車速以上になったことが検出される
と、常時開タイプの第１ソレノイドバルブ２８０が作動
されてこれが閉止され、第５１制御油路Ｌ５１内に第３
制御油路Ｌ３からのライン圧ＰＬが発生し、この油圧力
によりスプール２３２が右動される。これにより、第１
７制御油路Ｌ １７に第３４制御油路Ｌ３４１Ｊ）らの
ライン圧Ｐ１、が供給され、クラッチコントロールバル
ブ２２０の左スプール２２１が右動されて、メインクラ
ッチＣＬはその状態の如何に拘らずＯＮ状態（接続状態
）にされる。同時に、第６０制御油路Ｌｅｏから第１図
に示したエンジンブレーキコントロールバルブ１２０に
もライン圧Ｐ１が供給される。なおこのときには、前後
進用サーボユニット１４０の下シリンダ室１４４に繋が
る第３３制御油路Ｌ３Ｇはドレンに連通しており、この
状態で走行中にマニュアルバルブ２１０がリバース（Ｒ
）に切り換えられても、このサーボユニット１４０が作
動しないようにして安全性を向上させている。The clutch-on valve 230 is normally connected to its spool 23.
1 has been moved to the left by the pushing force of the spring 232 as shown in the figure. However, the controller 100
When it is detected that the vehicle speed has become equal to or higher than a predetermined vehicle speed, the normally open type first solenoid valve 280 is operated and closed, and a third
A line pressure PL is generated from the control oil passage L3, and the spool 232 is moved to the right by this oil pressure. This allows the first
Line pressure P1 from the 34th control oil path L341J) is supplied to the 7 control oil path L17, the left spool 221 of the clutch control valve 220 is moved to the right, and the main clutch CL is turned ON regardless of its state. state (connected state). At the same time, the line pressure P1 is also supplied to the engine brake control valve 120 shown in FIG. 1 from the 60th control oil passage Leo. At this time, the 33rd control oil passage L3G connected to the lower cylinder chamber 144 of the forward/reverse servo unit 140 is in communication with the drain, and the manual valve 210 is reversed (R) while driving in this state.
), this servo unit 140 is prevented from operating, improving safety.
クラッチオフバルブ２３５は、マニュアルバルブ２１０
がＮ、Ｐポジションの場合以外の場合では、スプール２
３６はその右端に作用する第１５制御油路Ｌ＋５からの
ライン圧ＰＬにより図示のように左動されており、マニ
ュアルバルブ２１０がＮ（もしくはＰ）ポジションに切
り換えられると、ばね２３７により右動される。スプー
ル２３６が右動されると、第２４制御油路Ｌ２４に第４
制御油路Ｌ４からのライン圧Ｐ １．が供給され、クラ
ッチコントロールバルブ２２０の左スプール２２１が左
動されて、メインクラッチＣＬがＯＦＦにされる。同時
に、第４２制御油路Ｌ４゜が閉止され、第２変速用サー
ボユニツト５０のピストン部材５２がそのままの状態で
保持され、変速比がそのままホールドされる。Clutch off valve 235 is manual valve 210
In cases other than those in N and P positions, spool 2
36 is moved to the left as shown in the figure by the line pressure PL from the 15th control oil passage L+5 acting on its right end, and when the manual valve 210 is switched to the N (or P) position, it is moved to the right by the spring 237. Ru. When the spool 236 is moved to the right, the fourth
Line pressure P from control oil path L4 1. is supplied, the left spool 221 of the clutch control valve 220 is moved to the left, and the main clutch CL is turned off. At the same time, the 42nd control oil passage L4° is closed, the piston member 52 of the second speed change servo unit 50 is held as it is, and the speed change ratio is held as it is.
キックダウンコントロールバルブ２５８は、走行中にア
クセルペダルが急激に踏み込まれた場合に、第４２制御
油路Ｌ４２から作動油を排出させて変速比を太きく （
ＬＯＷ側に）するためのバルブである。The kickdown control valve 258 widens the gear ratio by discharging hydraulic oil from the 42nd control oil passage L42 when the accelerator pedal is suddenly depressed while driving.
This is a valve for switching to the LOW side.
エンジン回転インヒビターバルブ２６５は、エンジン回
転が所定回転以上となりガバナ圧Ｐ。が所定以」二とな
ると作動され、第４８制御油路Ｌ４８と第４９制御油路
Ｌ４１１との連通を遮断させるバルブである。The engine rotation inhibitor valve 265 operates at governor pressure P when the engine rotation exceeds a predetermined rotation. This is a valve that is activated when the 48th control oil passage L48 and the 49th control oil passage L411 are disconnected from each other when the 48th control oil passage L48 reaches a predetermined value or more.
第２ソレノイドバルブ２８５は、常時閉タイプのバルブ
であり、コントローラ１００により急ブレーキ作動が検
出されると開放されるようになっている。このため、通
常では、シフトコントロールバルブ２５０の右端にライ
ン圧ＰＬが供給されているのであるが、急ブレーキ時に
はこれが解除され、シフトコントロールバルブ２５０の
スプール２５１が右動され、変速比がＬＯＷ側になるよ
うに制御される。The second solenoid valve 285 is a normally closed type valve, and is opened when the controller 100 detects sudden braking. For this reason, line pressure PL is normally supplied to the right end of the shift control valve 250, but in the event of sudden braking, this is released, the spool 251 of the shift control valve 250 is moved to the right, and the gear ratio is shifted to the LOW side. controlled so that
スロットルモジュレータバルブ２４．５は、第２０制御
油路Ｌ２０に供給されるライン圧Ｐ 、−を減圧して所
定のモジュレータ圧ＰＭをを作り出し、これを第２１制
御油路Ｌ２工を介してスロットルバルブ２４０に供給す
る。The throttle modulator valve 24.5 reduces the line pressure P supplied to the 20th control oil passage L20 to create a predetermined modulator pressure PM, and applies this to the throttle valve via the 21st control oil passage L2. 240.
スロットルバルブ２４０は、アクセルペダルもしくはス
ロットルバルブ開度に対応して作動されるスロットルカ
ム機構１５０の第１アーム１６１によるスプール２４１
の押圧に応じて作動され、第２２制御油路Ｌ２２にスロ
ットル開度（もしくはアクセル開度）に対応したスロッ
トル圧ＰＴ１．を供給する。The throttle valve 240 is connected to a spool 241 by the first arm 161 of the throttle cam mechanism 150, which is operated in response to the accelerator pedal or throttle valve opening.
throttle pressure PT1. corresponding to the throttle opening (or accelerator opening) is applied to the 22nd control oil passage L22. supply.
シフトコントロールバルブ２５０は、スプール２５３お
よびばね２５２を介して伝達されるスロットルカム機構
１５０の第２アーム１７１による第１押圧力と、第４９
制御油路Ｌ４９からのガバナ圧Ｐ。による第２押圧力と
を受けるスプール２５１の左右の移動により、第２変速
用サーボユニツト５０の上および下シリンダ室５４．５
５へのライン圧Ｐｔの供給・排出を制御し、変速比の制
御を行うバルブである。The shift control valve 250 receives the first pressing force from the second arm 171 of the throttle cam mechanism 150 transmitted via the spool 253 and the spring 252, and the 49th
Governor pressure P from control oil path L49. Due to the left and right movement of the spool 251 which receives the second pressing force, the upper and lower cylinder chambers 54.5 of the second shift servo unit 50
This valve controls the supply and discharge of the line pressure Pt to and from the gear ratio.
ここで、第２アーム１７１による第１押圧力はアクセル
ペダルの踏み込みに応じて変化し、ガバナ圧Ｐａはエン
ジン回転数に対応して変化する。Here, the first pressing force by the second arm 171 changes in accordance with depression of the accelerator pedal, and the governor pressure Pa changes in accordance with the engine speed.
このため、アクセルペダルの踏み込み、すなわち、運転
者の加速意志を示す指標に対応する第１押圧力よりエン
ジン回転数に対応するガバナ圧Ｐ。による第２押圧力の
方が大きければ、スプール２５１を左動させて第４１お
よび第４２制御油路Ｌ４１１ Ｌ４□にライン圧ＰＬ
を供給して変速比を小さく （ＴＯＰ側）してエンジン
回転数を下げる。Therefore, the governor pressure P corresponds to the engine speed rather than the first pressing force corresponding to the depression of the accelerator pedal, that is, the index indicating the driver's intention to accelerate. If the second pressing force is larger, move the spool 251 to the left to apply line pressure PL to the 41st and 42nd control oil passages L411
is supplied to reduce the gear ratio (TOP side) and lower the engine speed.
逆にガバナ圧Ｐ、による第２押圧力の方が小さければ、
スプール２５１を右動させて第４０制御油路Ｌ ４０に
ライン圧ＰＬを供給して変速比を大きく（ＬＯＷ側）し
てエンジン回転数を上げる。すなわち、第２アーム１７
１の押圧力に対応するエンジン回転数が得られるように
変速比の制御がなされるのであり、このことから分かる
ように、運転者の加速意志を示す指標（アクセルペダル
踏み込み量、スロットル開度等）を示す第２アーム１７
１の押圧力（第１押圧力）が目標エンジン回転数を表し
、実エンジン回転数がこのように設定された目標エンジ
ン回転数に一致するように変速比の制御がなされる。Conversely, if the second pressing force due to governor pressure P is smaller,
The spool 251 is moved to the right to supply line pressure PL to the 40th control oil passage L 40 to increase the gear ratio (to the LOW side) and increase the engine speed. That is, the second arm 17
The gear ratio is controlled so that the engine speed corresponding to the pressing force of ) showing the second arm 17
The pressing force of 1 (first pressing force) represents the target engine speed, and the gear ratio is controlled so that the actual engine speed matches the target engine speed set in this way.
」二記載１押圧力を付与するスロットルカム機構１５０
について、以下に説明する。” 2 Description 1 Throttle cam mechanism 150 that applies pressing force
will be explained below.
このカム機構１５０の全体断面を第５図に示す。このカ
ム機構１５０は、一対のベアリング１５３．１５４によ
りケースに対して回転自在に支持されたカムシャフト１
５５と、このカムシャフト１５５の内部に下側から軸方
向（図中上下方向）に移動自在に挿入されたスプール１
５１とををしており、スプール１５１はカムシャフト１
５５内に配設された圧縮ばね１５２により下方に押圧さ
れている。この抑圧により、スプール１５１の下端は第
２変速用サーボユニツト５０のピストン部材５２のテー
パ面５２ｄに当接する。このため、このピストン部材５
２が前述のように軸方向（図中Ｘ方向）に移動されると
、テーパ面５２ｄに沿ってスプール１５１が上下方向（
図中Ｙ方向）に移動される。FIG. 5 shows an overall cross section of this cam mechanism 150. This cam mechanism 150 includes a camshaft 1 rotatably supported by a pair of bearings 153 and 154 with respect to a case.
55, and a spool 1 inserted into the camshaft 155 from below so as to be movable in the axial direction (vertical direction in the figure).
51, and the spool 151 is connected to the camshaft 1.
It is pressed downward by a compression spring 152 disposed within 55. Due to this suppression, the lower end of the spool 151 comes into contact with the tapered surface 52d of the piston member 52 of the second shift servo unit 50. Therefore, this piston member 5
2 is moved in the axial direction (X direction in the figure) as described above, the spool 151 moves in the vertical direction (
(Y direction in the figure).
カムシャフト１５５の下部には、矢印■−■に沿った断
面を示す第８図に示すように、第１アーム１６１がスプ
リングピン１６１ａにより一体結合されている。この第
１アーム１６１は前述のように、スロットルバルブ２４
０のスプール２４１に当接する。カムシャフト１５５は
その上部において、アクセルペダルにリンク連結されて
おり、アクセルペダルの踏み込みに応じて回動される。A first arm 161 is integrally connected to the lower part of the camshaft 155 by a spring pin 161a, as shown in FIG. This first arm 161 is connected to the throttle valve 24 as described above.
0 spool 241. The camshaft 155 is linked at its upper portion to an accelerator pedal, and is rotated in response to depression of the accelerator pedal.
アクセルペダルが踏み込まれると、第１アーム１６１は
第８図の矢印Ｚ方向に回動され、スプール２４１の押圧
力が増加する。このため、スロットルバルブ２４０は、
アクセルペダルの踏み込み量に応じたスロットル圧を第
２２制御油路Ｌ２２に発生させる。When the accelerator pedal is depressed, the first arm 161 is rotated in the direction of arrow Z in FIG. 8, and the pressing force on the spool 241 is increased. Therefore, the throttle valve 240
Throttle pressure corresponding to the amount of depression of the accelerator pedal is generated in the second control oil path L22.
この第１アーム１６１の上方には、第７図（第５図の矢
印■−■に沿った断面を示す図）に示すように、カムシ
ャフト１５５に回転自在にベース部材１６５が取り付け
られている。このベース部材１６５には、その側面がア
ジャストネジ１５９の先端に対向するカムプレート１７
５と、下方に延び第１アーム１６１の側面に当接するス
トッパピン１６２とが取り付けられている。そして、第
１アーム１６１とベースプレート１７５との間に配設さ
れた第１コイルばね１６３により第８図に示すように第
１アーム１６１がストッパピン１６２に当接するように
付勢される。さらに、第１アーム１６１とケースとの間
に配設された第２コイルばね１６４により第１アーム１
６１は第８図において反時計方向に（矢印Ｚと反対の方
向に）付勢され、この付勢力により第１アーム１６１の
リターン力が得られる。Above the first arm 161, a base member 165 is rotatably attached to the camshaft 155, as shown in FIG. . The base member 165 includes a cam plate 17 whose side surface faces the tip of the adjustment screw 159.
5, and a stopper pin 162 that extends downward and abuts against the side surface of the first arm 161. Then, the first coil spring 163 disposed between the first arm 161 and the base plate 175 urges the first arm 161 to come into contact with the stopper pin 162 as shown in FIG. Furthermore, a second coil spring 164 disposed between the first arm 161 and the case
61 is biased counterclockwise (in the opposite direction to arrow Z) in FIG. 8, and this biasing force provides a return force for the first arm 161.
なお、アクセルペダルの踏み込みがなく、エンジンスロ
ットル開度がほぼ全閉の状態では、上記カムプレート１
７５の側面はアジャストネジ１５９の先端から距離゛°
Ｃ゛だけ離れて位置する。このため、この状態からアク
セルペダルが踏み込まれてカムシャフト１５５が矢印Ｚ
方向に回転されると、第１コイルばね１６３の付勢のた
め、ベース部材１６５およびカムプレート１７５も、カ
ムシャフト１５５およびこれに結合された第１アーム１
６１とともに２方向に回転される。但し、この回転によ
りカムプレート１７５がアジャストネジ１５９の先端に
当接するき、ベース部材１６５のそれ以上の回転は阻止
されるので、この当接以後は、アクセルペダルがさらに
踏み込まれると、カムシャツｌ−１５５および第１アー
ム１６１のみがＺ方向に回転され、ベース部材１６５お
よびカムプレート１７５は回転されない。Note that when the accelerator pedal is not depressed and the engine throttle opening is almost fully closed, the cam plate 1
The side of 75 is at a distance of ゛° from the tip of the adjustment screw 159.
Located at a distance of C. Therefore, from this state, when the accelerator pedal is depressed, the camshaft 155 moves in the direction of arrow Z.
When rotated in the direction, the base member 165 and the cam plate 175 are also rotated toward the camshaft 155 and the first arm 1 coupled thereto due to the biasing of the first coil spring 163.
61 and rotated in two directions. However, due to this rotation, the cam plate 175 comes into contact with the tip of the adjustment screw 159, and further rotation of the base member 165 is prevented, so that after this contact, when the accelerator pedal is further depressed, the cam shirt l- 155 and the first arm 161 are rotated in the Z direction, and the base member 165 and the cam plate 175 are not rotated.
カムシャフト１５５のベース部材１６５の上方には、第
６図（第５図の矢印ＶＩ−ＶＩに沿った断面図）に示す
ように、対角に位置する一対のカム孔１５６．１５６が
形成されている。スプール１５１の上部に結合されると
ともにこのスプール１５１の軸に対して直角に延びるカ
ム当接ピン１７２が、このカム孔１５６，１５Ｅ３を貫
通して配設されている。カムシャフト１５５におけるカ
ム孔１５８．１５６を有する部分の外周には、相対回転
自在に第２アーム１７１が配設されており、この第２ア
ーム１７１と、上記カム孔１５６，１５６を貫通して突
出するカム当接ピン１７２とが結合している。A pair of diagonally located cam holes 156 and 156 are formed above the base member 165 of the camshaft 155, as shown in FIG. 6 (a sectional view taken along the arrow VI-VI in FIG. 5). ing. A cam abutment pin 172 coupled to the upper part of the spool 151 and extending perpendicularly to the axis of the spool 151 is disposed through the cam holes 156, 15E3. A second arm 171 is relatively rotatably disposed on the outer periphery of the portion of the camshaft 155 that has the cam holes 158 and 156, and protrudes through the second arm 171 and the cam holes 156 and 156. A cam abutting pin 172 is connected thereto.
カム当接ピン１７２の一端はさらに外方に突出し、」１
方に延びたカムプレー１・１７５の側端と当接可能にな
っている。この部分を第５図の矢印■−■に沿って見た
のが第９Ａ図である。この図から分かるように、カムプ
レー１−１７２はビス１７５ａによりベース部材１６５
に固定されており、このビス１７５ａによる固定部から
上方に突出した部分の側端１７６にカム当接ピン１７２
の一端が当接し得るようになっている。なお、カム当接
ピン１７２が接合される第２アーム１７１は第６図ニ示
すように、シフトコントロールバルフ２５０のスプール
２５３と当接しており、ばね２５２により押されて第２
アーム１７１は矢印Ｚ方向と反対方向に押されるので、
カム当接ピン１７２は、第９Ａ図に示すように側端１７
６に当接する。このカムプレート１７５の側端１７６は
斜めに傾いて第１カム面を形成する。One end of the cam contact pin 172 further protrudes outward,
It can come into contact with the side end of the cam play 1/175 extending in the direction. FIG. 9A shows this part viewed along arrows ■--■ in FIG. 5. As can be seen from this figure, the cam play 1-172 is connected to the base member 165 by the screw 175a.
A cam abutting pin 172 is attached to the side end 176 of the part that protrudes upward from the fixing part by the screw 175a.
One end of the two can come into contact with each other. The second arm 171 to which the cam contact pin 172 is connected is in contact with the spool 253 of the shift control valve 250, as shown in FIG.
Since the arm 171 is pushed in the direction opposite to the arrow Z direction,
The cam abutment pin 172 is attached to the side end 17 as shown in FIG. 9A.
6. A side end 176 of this cam plate 175 is obliquely inclined to form a first cam surface.
また、上記カム孔１５６の形状を矢印ＩＸ−ＩＸ方向か
ら見て示すのが、第９Ｂ図であり、この図かられかるよ
うに、このカム孔１５６はカム当接ピン１７２より大き
く、その側端１５７は傾斜しており、第２カム面を形成
する。Further, FIG. 9B shows the shape of the cam hole 156 when viewed from the direction of arrow IX-IX, and as can be seen from this figure, the cam hole 156 is larger than the cam abutting pin 172, and its side End 157 is sloped and forms a second cam surface.
アクセルペダルの踏み込みに応じてカムシャフト１５５
が回転されると、この回転が第１カム而１７６もしくは
第２カム面１５７と、これに当接するカム当接ピン１７
２とを介して第２アーム１７１に伝達され、シフトコン
トロールバルブ２５０のスプール２５３の押圧力（第１
押圧力）の設定がなされる。但し、変速比が変化してス
プール１５１が上下動されるとカム当接ピン１７２もこ
れに伴って上下動されるので、第１カム面１７６もしく
は第２カム面１５７に対するカム当接ピン１７２の位置
関係が変化する。これについて、第１０図に基づいて説
明する。Camshaft 155 according to the depression of the accelerator pedal
When the cam is rotated, this rotation causes the first cam 176 or the second cam surface 157 and the cam abutting pin 17 that comes into contact with the first cam 176 or the second cam surface 157.
2 to the second arm 171, and the pressing force of the spool 253 (the first
(pressing force) is set. However, when the gear ratio changes and the spool 151 is moved up and down, the cam contact pin 172 is also moved up and down accordingly, so the cam contact pin 172 is moved up and down with respect to the first cam surface 176 or the second cam surface 157. The positional relationship changes. This will be explained based on FIG. 10.
第１０図は、カム当接ピン１７２に対するカム孔１５６
およびカムプレート１７５の相対位置関係を、第５図の
矢印ＩＸ−ＩＸ方向から見て示す側面図であり、（Ａ）
がアクセルペダルの踏み込みがなくスロットルはぼ全閉
のときの位置関係、（Ｂ）はアクセルペダルが少し踏み
込まれてカムプレート１７５がアジャストネジ１５９の
先端に当接したときでの位置関係、（Ｃ）はアクセルペ
ダルの踏み込みが中程度の場合での位置関係、（Ｄ）は
アクセルペダルが大きく踏み込まれた場合での位置関係
をそれぞれ示している。FIG. 10 shows the cam hole 156 for the cam abutment pin 172.
5 is a side view showing the relative positional relationship of the cam plate 175 and the cam plate 175 when viewed from the direction of arrow IX-IX in FIG.
(B) is the positional relationship when the accelerator pedal is not depressed and the throttle is fully closed, (B) is the positional relationship when the accelerator pedal is depressed slightly and the cam plate 175 comes into contact with the tip of the adjustment screw 159, (C) ) shows the positional relationship when the accelerator pedal is pressed down to a medium degree, and (D) shows the positional relationship when the accelerator pedal is pressed down to a large extent.
まず、（Ａ）の場合について説明する。この場合には、
カム当接ピン１７２はカムプレート１７５の側端面であ
る第１カム面１７２に当接し、カム孔１５６の中間部に
位置する。変速比がＬＯＷ（最大）の場合には、図にお
いてＬＯＷで示す第１カム面１７６の下部に当接して位
置している。First, case (A) will be explained. In this case,
The cam contact pin 172 contacts a first cam surface 172 that is a side end surface of the cam plate 175 and is located in the middle of the cam hole 156 . When the gear ratio is LOW (maximum), it is located in contact with the lower part of the first cam surface 176, which is indicated by LOW in the figure.
この状態から変速比がＴＯＰ側に変化する（小さくなる
）と、スプール１５１とともにカム当接ピン１７２が上
動される。カム当接ピン１７２はこのとき同時に、２点
鎖線で示すように、第１カム面１７６に沿って図におい
て左方（矢印Ｚ方向）に移動する。When the gear ratio changes to the TOP side (becomes smaller) from this state, the cam contact pin 172 is moved upward together with the spool 151. At this time, the cam contact pin 172 simultaneously moves to the left (in the direction of arrow Z) in the figure along the first cam surface 176, as shown by the two-dot chain line.
ここで、カム当接ピン１７２は第２アーム１７１に結合
されているので、上記左方（Ｚ方向）への移動は、第２
アーム１７１を第６図において時計回り（Ｚ方向）に回
動させる。このため、第２アーム１７１によるシフトコ
ントロールバルブ２５０のスプール２５３の押圧力が増
加し、目標エンジン回転数は変速比がＬＯＷからＴＯＰ
に変化するのに応じて高くなる。但し、図示のように、
第１カム面１７６の左方向への傾斜はゆるやかであり、
」１記目標エンジン回転数は緩やかに増加される。Here, since the cam contact pin 172 is coupled to the second arm 171, the movement to the left (Z direction) is caused by the second arm 171.
The arm 171 is rotated clockwise (Z direction) in FIG. Therefore, the pressing force of the spool 253 of the shift control valve 250 by the second arm 171 increases, and the target engine speed changes from LOW to TOP.
The value increases as the value changes. However, as shown,
The first cam surface 176 has a gentle inclination to the left,
” 1. The target engine speed is gradually increased.
（Ａ、 ）の場合での走行特性は、第１１図における線
ａ、１）で示す特性となる。第１１図は縦軸にエンジン
回転数、横軸に車速を示したグラフであり、（Ａ）の場
合には、スロットルはぼ全閉に対応する低いエンジン回
転でクラッチの接続がなされ（線ａ）、次いで、スロッ
トルはぼ全閉に対応する低い目標エンジン回転数になる
ように変速比制御がなされる。但し、上記のように変速
比がＴＯＰ側に変化するのに応じて目標エンジン回転数
は緩やかに増加するので、線すで示すように緩やかな右
上がり変速特性となる。The running characteristics in the case of (A, ) are the characteristics shown by line a, 1) in FIG. Fig. 11 is a graph in which the vertical axis shows the engine speed and the horizontal axis shows the vehicle speed. In the case of (A), the clutch is engaged at a low engine speed corresponding to almost fully closed throttle (line a). ), then the gear ratio is controlled so that the throttle reaches a low target engine speed corresponding to approximately fully closed throttle. However, as described above, as the gear ratio changes to the TOP side, the target engine speed increases gradually, so as shown by the line, the shift characteristic gradually rises to the right.
次に、（Ａ）の状態からアクセルペダルが踏み込まれる
と、カムシャツｌ−１５５およびカムプレート１７５は
一緒になって左方（Ｚ方向）に回転される。左方にＺ工
だけ回転されるとカムプレート１７５の側面かアジャス
トネジ１５９に当接し、この時（Ｂ）の位置関係となる
。（Ｂ）の状態では、カム当接ピン１７２も左方にＺ、
だけ移動され、この分だけ目標エンジン回転数が高くな
る。但し、変速比がＬＯＷからＴＯＰに変化する場合、
カム当接ピン１７２は第１カム面１７６に沿って上動さ
れるとともに左方に移動されるため、この場合での目標
エンジン回転数の増加率は（Ａ）の場合とほぼ同じであ
る。このため、この場合での走行特性は、線ｃ＋ｄ＋ｅ
て示す特性となり、アクセルペダルの踏み込み分だけク
ラッチ接続回転および変速時での目標エンジン回転が高
くなるが、変速時での目標エンジン回転の右上がり特性
は（Ａ）とほぼ同じであり、線すにほぼ平行な右上がり
変速特性となる。Next, when the accelerator pedal is depressed from state (A), the cam shirt l-155 and the cam plate 175 are rotated to the left (Z direction) together. When the Z-shape is rotated to the left, the side surface of the cam plate 175 comes into contact with the adjustment screw 159, resulting in the positional relationship shown in (B). In the state of (B), the cam abutting pin 172 also moves to the left by Z,
, and the target engine speed increases by this amount. However, when the gear ratio changes from LOW to TOP,
Since the cam contact pin 172 is moved upward and leftward along the first cam surface 176, the rate of increase in the target engine speed in this case is almost the same as in the case (A). Therefore, the running characteristic in this case is the line c+d+e
The clutch engagement rotation and the target engine rotation during gear shifting increase by the amount that the accelerator pedal is depressed, but the upward-sloping characteristic of the target engine rotation during gear shifting is almost the same as in (A), and the line The shifting characteristic is almost parallel to the upward slope to the right.
次に、（Ｂ）の状態からさらにアクセルペダルが踏み込
まれると、カムプレー１−１７５はそのまま静止保持さ
れるが、カムシャフト１５５はアクセルペダルの踏み込
みに対応して回転される。これにより、カム孔１５６が
、（Ｂ）の位置からさらに左方（Ｚ方向）に距離Ｚ２だ
け移動されて（Ｃ）の状態となった場合について説明す
る。Next, when the accelerator pedal is further depressed from the state (B), the cam play 1-175 remains stationary, but the camshaft 155 is rotated in response to the depression of the accelerator pedal. As a result, the case where the cam hole 156 is further moved to the left (in the Z direction) by a distance Z2 from the position of (B) and becomes the state of (C) will be described.
この場合には、変速比がＬＯＷのときでのカム当接ピン
１７２の位置は（Ｂ）の場合と同じである。ところが、
変速比がＴＯＰ側に変化してカム当接ピン１７２が上動
されると、途中まではカムプレート１７５の第１カム面
１７６に沿ってピン１７２は左動されるが、途中からカ
ム孔１５６の第２カム面１５７に沿って左動される。図
から明らかなように、第２カム面１５７は第１カム面１
７６より左方への傾斜がきつく、このため、途中から変
速比のＴＯＰ側への変化に伴う目標エンジン回転数の増
加率が大きくなる。In this case, the position of the cam contact pin 172 when the gear ratio is LOW is the same as in the case (B). However,
When the gear ratio changes to the TOP side and the cam abutting pin 172 is moved upward, the pin 172 is moved to the left along the first cam surface 176 of the cam plate 175 until halfway, but from the halfway point it moves toward the cam hole 156. is moved to the left along the second cam surface 157. As is clear from the figure, the second cam surface 157 is the first cam surface 1.
The slope to the left is steeper than 76, and therefore the rate of increase in the target engine speed increases as the gear ratio changes toward the TOP side midway through.
この場合には、第１１図の線ｆ、ｄ、ｇで示すように特
性が変化する。すなわち、アクセルペダルの踏み込みが
大きくなった分だけ高いエンジン回転数でクラッチ接続
がなされ（線ｆ）るのであるが、変速比がＬＯＷからあ
る程度小さくなるまでは（Ｂ）の場合とおなし目標エン
ジン回転数の設定がなされて変速制御がなされ（線ｄ）
、変速比がある程度小さくなると目標エンジン回転数の
増加率が大きくなって比較的急速に目標エンジン回転数
が増加するような変速制御がなされる（線ｇ）。In this case, the characteristics change as shown by lines f, d, and g in FIG. In other words, the clutch is engaged (line f) at a higher engine speed corresponding to the increased depression of the accelerator pedal, but until the gear ratio decreases from LOW to a certain degree, the target engine speed remains the same as in case (B). The number is set and the gear change control is performed (line d).
When the gear ratio decreases to a certain extent, the rate of increase in the target engine speed increases, and speed change control is performed such that the target engine speed increases relatively rapidly (line g).
（Ｃ）の状態からさらにアクセルペダルが踏み込まれ、
カムシャフト１５５がさらに左方に距離Ｚ３だけ移動さ
れて（Ｄ）で示す状態となった場合について説明する。From state (C), the accelerator pedal is further depressed,
A case will be described in which the camshaft 155 is further moved to the left by a distance Z3, resulting in the state shown in (D).
この場合には、カムシャフト１５５の回動（図における
左方への移動）により、カム孔１５６の第２カム面１５
７がカムプレート１７５の第１カム而１７６より左側に
位置する。このため図示のように、カム当接ピン１７２
は変速比がＬＯＷのときから第２カム面１５７に当接し
、変速比がＬＯＷからＴＯＰ側に変化すると、第２カム
面１５７に沿って移動する。この第２カム面１５７の左
傾斜は第１カム而１７６のそれより急であり、変速比の
ＴＯＰ側への変化に伴う目標エンジン回転数の増加率が
大きい。In this case, the rotation of the camshaft 155 (movement to the left in the figure) causes the second cam surface 15 of the cam hole 156 to
7 is located on the left side of the first cam 176 of the cam plate 175. For this reason, as shown in the figure, the cam abutment pin 172
comes into contact with the second cam surface 157 when the gear ratio is LOW, and moves along the second cam surface 157 when the gear ratio changes from LOW to TOP. The leftward inclination of the second cam surface 157 is steeper than that of the first cam surface 176, and the rate of increase in the target engine speed as the gear ratio changes toward the TOP side is large.
このため、（Ｄ）の場合には、第１１図において線ｈ＋
ｘで示すような特性変化となる。すなわち、大きなアク
セルペダルの踏み込み（大きなスロットル開度）に対応
する比較的高いエンジン回転数でクラッチの接続がなさ
れ（線ｈ）、次いで変速比がＬＯＷからＴＯＰに変化す
るのに応じて比較的急速に目標エンジン回転数が変化す
るような変速制御がなされる（線ｉ）。このように目標
エンジン回転数の増加率を大きく設定すれば、ＬＯＷ変
速比での目標エンジン回転数を低くすることができ、ク
ラッチの接続完了後、図示のように、直ぐに変速比制御
に移行するので変速ショックの無いスムーズな変速制御
が行われる。Therefore, in the case of (D), the line h+ in FIG.
The characteristic changes as shown by x. That is, the clutch is engaged (line h) at a relatively high engine speed corresponding to a large depression of the accelerator pedal (large throttle opening), and then relatively rapidly as the gear ratio changes from LOW to TOP. Shift control is performed such that the target engine speed changes as indicated by line i (line i). If the increase rate of the target engine speed is set high in this way, the target engine speed at the LOW gear ratio can be lowered, and after the clutch engagement is completed, the gear ratio control is immediately started as shown in the figure. Therefore, smooth shift control is performed without shift shock.
以上においては、油圧式無段変速機の場合について説明
したが、本発明はこのような無段変速機に限定されるも
のではなく、他の形式の無段変速機に用いるこ七ができ
るのは無論である。Although the case of a hydraulic continuously variable transmission has been described above, the present invention is not limited to such a continuously variable transmission, and can be applied to other types of continuously variable transmissions. Of course.
ハ０発明の詳細
な説明したように、本発明によれば、変速制御用のシフ
トコントロールバルブにおける目標エンジン回転数の設
定を行う第１押圧力を、第１および第２カムを用いて、
運転者の加速意志を示す指標（アクセルペダル踏み込み
、スロットル開度等）と変速比とに応じて可変制御する
ようにしている。さらに、第１および第２カムはともに
変速比が小さくなるのに応じて第１押圧力を増加させる
形状をしており、変速比の最大値近傍における第１およ
び第２カムによる第１押圧力の増加率は、第２カムの方
が第１カムより大きくなるような形状になっている。そ
して、第１カムは、上記指標が小さい範囲もしくは上記
指標が中程度で変速比が大きい範囲において使用し、第
２カムは、上記指標が中程度で変速比が小さい範囲もし
くは上記指標が大きい範囲において使用する。As described in detail, according to the present invention, the first pressing force for setting the target engine speed in the shift control valve for speed change control is applied by using the first and second cams.
Variable control is performed according to indicators indicating the driver's intention to accelerate (accelerator pedal depression, throttle opening, etc.) and the gear ratio. Furthermore, both the first and second cams have a shape that increases the first pressing force as the gear ratio becomes smaller, and the first pressing force by the first and second cams near the maximum value of the gear ratio. The rate of increase in the second cam is larger than that in the first cam. The first cam is used in a range where the index is small or the index is medium and the gear ratio is large, and the second cam is used in a range where the index is medium and the gear ratio is small or the index is large. used in
このため、このような本発明に係る変速制御装置を用い
て変速制御を行うと、運転者の加速意志を示す指標が小
さい場合、すなわち、アクセルペダルの踏み込みがあま
りなされていない場合等においては、第１カムが使用さ
れ、アクセルペダルが大きく踏み込まれる等して」１記
指標が大きい場合には、第２カムが使用される。ここで
、変速比が最大値近傍である場合に、第１押圧力の増加
率は第２カムの方が第１カムより大きく、第１押圧力に
基づいて設定される目標エンジン回転数の増加率も第２
カムが使用される方が太き（なる。このため、上記指標
が大きい場合には、目標エンジン回転数は第２カムによ
り第１２Ａ図の破線Ｌ４で示すように設定され、上記指
標が小さい場合には、第１カムにより第１３Ａ図の破線
Ｌ８で示すように設定され、いずれの場合にもスムーズ
な発進制御を行わせることができる。Therefore, when the speed change control device according to the present invention is used to perform speed change control, when the index indicating the driver's intention to accelerate is small, that is, when the accelerator pedal is not depressed much, etc. The first cam is used, and if the index 1 is large due to, for example, the accelerator pedal being depressed greatly, the second cam is used. Here, when the gear ratio is near the maximum value, the rate of increase in the first pressing force is greater in the second cam than in the first cam, and the target engine speed increases based on the first pressing force. The rate is also second
The cam used is thicker (becomes thicker). Therefore, when the above index is large, the target engine speed is set by the second cam as shown by the broken line L4 in Fig. 12A, and when the above index is small, the target engine speed is set as shown by the broken line L4 in Fig. 12A. In this case, the first cam is set as shown by the broken line L8 in FIG. 13A, and smooth start control can be performed in either case.
第１図は本発明を適用した油圧式無段変速機の油圧回路
図、
第２図は上記無段変速機の断面図、
第３図および第４図は上記無段変速機の制御油圧回路図
、
第５図はスロットルカム機構を示す断面図、第６図から
第８図は第５図の矢印Ｖｌ−ＶＩ、■−７、■−■に沿
ったスロットルカム機構の断面図、
第９Ａ図および第９Ｂ図は第１および第２カム面を第５
図の矢印ＩＸ−ＩＸから見た側面図、第１０図は第１お
よび第２カム面に沿ったカム当接ピンの移動を、アクセ
ルペダルの踏み込み変化に対応して示す側面展開図、
第１１図は本発明に係る変速制御装置を搭載した車両の
走行特性を示すグラフ、
第１２Ａ図および第１３Ａ図は従来での変速制御による
特性を示すグラフ、
第１２Ｂ図および第１３Ｂ図はこの従来での変速制御の
場合での車両発進時の加速度変化を示すグラフである。
３０．５０・・・変速用サーボユニット９５・・・クラ
ッチ弁体 １００−・・コントローラ１３０・・・ク
ラッチサーボユニット
１４０・・・前後進用サーボユニット
１５０・・・スロットルカム機構
１５５・・・カムシャフト １５６・・・カム孔１５７
・・・第２カム面 １６１・・・第１アーム１７１・
・・第２アーム １７２・・・カム当接ピン１７５・
・・カムプレート １７６・・・第１カム面２１０・・
・マニュアルバルブ
２２０・・・タラッヂコントロールバルブ２５０・・・
シフトコントロールバルブＣＬ・・・メインクラッチ弁Fig. 1 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic continuously variable transmission to which the present invention is applied, Fig. 2 is a sectional view of the above continuously variable transmission, and Figs. 3 and 4 are control hydraulic circuits of the above continuously variable transmission. Figure 5 is a sectional view showing the throttle cam mechanism, Figures 6 to 8 are sectional views of the throttle cam mechanism along arrows Vl-VI, ■-7, and ■-■ in Figure 5; Figures 9B and 9B show that the first and second cam surfaces are
FIG. 10 is a side view as seen from arrow IX-IX in the figure; FIG. 12A and 13A are graphs showing the characteristics of a vehicle equipped with a shift control device according to the present invention, FIGS. 12A and 13A are graphs showing characteristics of a conventional shift control system, and FIGS. 3 is a graph showing changes in acceleration when the vehicle starts in the case of speed change control. 30.50... Servo unit for speed change 95... Clutch valve body 100-... Controller 130... Clutch servo unit 140... Servo unit for forward and backward movement 150... Throttle cam mechanism 155... Cam Shaft 156...Cam hole 157
...Second cam surface 161...First arm 171.
...Second arm 172...Cam contact pin 175.
...Cam plate 176...First cam surface 210...
・Manual valve 220...Tallage control valve 250...
Shift control valve CL...Main clutch valve
Claims (1)
力軸に伝達する無段変速機の変速比を可変制御する変速
制御装置であって、 前記無段変速機の変速比の設定を行う油圧サーボユニッ
トと、 運転者の加速意志を示す指標に対応する第１押圧力と実
エンジン回転数に対応する第２押圧力との差に基づいて
前記油圧サーボユニットへの作動油の給排制御を行い、
前記実エンジン回転数を前記指標に基づいて設定された
目標エンジン回転数に一致させるように変速比の可変制
御を行わせるシフトコントロールバルブと、 前記指標を前記第１押圧力に変換するカム機構とからな
り、 このカム機構は、前記変速比の変化に応じて前記第１押
圧力を変化させる第１および第２カムを備え、これら第
１および第２カムはともに前記変速比が小さくなるのに
応じて前記第１押圧力を増加させ、前記変速比の最大値
近傍における前記第１および第２カムによる前記第１押
圧力の増加率は、前記第２カムの方が前記第１カムより
大きく、 前記第１カムは、前記指標が小さい範囲もしくは前記指
標が中程度で前記変速比が大きい範囲において使用され
、 前記第２カムは、前記指標が中程度で前記変速比が小さ
い範囲もしくは前記指標が大きい範囲において使用され
るように構成したことを特徴とする無段変速機の変速制
御装置。[Scope of Claims] 1) A speed change control device that variably controls the gear ratio of a continuously variable transmission that continuously changes input rotation input to an input shaft and transmits the same to an output shaft, the continuously variable transmission comprising: a hydraulic servo unit that sets the gear ratio of the machine; and a hydraulic servo unit that controls the hydraulic servo unit based on the difference between a first pressing force corresponding to an index indicating the driver's intention to accelerate and a second pressing force corresponding to the actual engine speed. Controls the supply and discharge of hydraulic oil to
a shift control valve that performs variable control of a gear ratio so that the actual engine speed matches a target engine speed that is set based on the index; and a cam mechanism that converts the index into the first pressing force. The cam mechanism includes first and second cams that change the first pressing force in accordance with changes in the speed ratio, and both the first and second cams change the first pressing force as the speed ratio becomes smaller. The first pressing force is increased accordingly, and the rate of increase in the first pressing force by the first and second cams near the maximum value of the gear ratio is larger for the second cam than for the first cam. , the first cam is used in a range where the index is small or the index is medium and the gear ratio is large, and the second cam is used in a range where the index is medium and the gear ratio is small or the index is medium. 1. A speed change control device for a continuously variable transmission, characterized in that it is configured to be used over a large range.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3172089A JPH02212673A (en) | 1989-02-10 | 1989-02-10 | Speed change control device for continuously variable speed change gear |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3172089A JPH02212673A (en) | 1989-02-10 | 1989-02-10 | Speed change control device for continuously variable speed change gear |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH02212673A true JPH02212673A (en) | 1990-08-23 |
Family
ID=12338885
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP3172089A Pending JPH02212673A (en) | 1989-02-10 | 1989-02-10 | Speed change control device for continuously variable speed change gear |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH02212673A (en) |
-
1989
- 1989-02-10 JP JP3172089A patent/JPH02212673A/en active Pending
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