JPH0222262B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】[Detailed description of the invention]

［産業上の利用分野］ 本発明は自動車等の車両に使用されＶベルトに
よつて無断変速を行う車両用無段変速機の油圧制
御装置に関するものである。 ［従来の技術］ 自動車等の車両に用いられるＶベルト式無段変
速機構を備えた無段変速機は、トルクコンバータ
やフルードカツプリング等の流体伝動機構および
遊星歯車式前後進切換機構と組み合わせて使用さ
れている。すなわち、流体伝動機構を介して伝え
られるエンジンの動力はＶベルト式無段変速機に
よつて無段変速されてデイフアレンシアル等の出
力側に伝えられるようになつている。その場合、
Ｖベルト式無段変速機の前または後に前後進切換
歯車機構が配設されていて、この前後進切換歯車
機構によつて回転方向が切り換えられる。 ところで、Ｖベルト式無段変速機は、入力プー
リと出力プーリとこれら両プーリの間に掛けわた
されたＶベルトとを備えていて、これらＶベルト
と各プーリとの係合位置、すなわち回転半径を連
続的に変えることにより無段変速を行うようにな
つている。 Ｖベルトとプーリとの係合位置を変えることが
できるようにするためには、プーリの両側のフラ
ンジの間隔を変化させることが必要となる。そこ
で従来はプーリを固定フランジと可動フランジと
で構成し、可動フランジを油圧サーボによつて軸
方向に移動させることで両フランジ間の間隔を変
えるようにしている。したがつて、油圧サーボの
押圧力でＶベルトが挟圧されるようになる。 ［発明が解決しようとする課題］ ところで、変速機でトルクを伝達する場合、そ
の運転状態で伝達するトルクの大きさが異なる。
例えば、低速回転では比較的大きなトルクを伝達
すること、すなわちトルク比を大きくすることが
一般的である。その場合、Ｖベルトとプーリとの
間に生じるスリツプをできるだけ少なくするよう
にしなければならない。したがつて、油圧サーボ
の押圧力を大きくする必要がある。一方、高速回
転ではそれほど大きなトルクを伝達しない、すな
わちトルク比が小さくなることが一般的である。
この場合には、油圧サーボのＶベルトを押圧する
力は小さくてもよい。 したがつて、油圧サーボによる押圧力を回転速
度に関係なく一定にした場合、トルク伝達が効率
よく行われているとは言えない。 本発明はこのような事情に鑑みてなされたもの
であつて、その目的は、運転状態に応じて効率よ
くトルクを伝達させることのできる車両用無段変
速機の油圧制御装置を提供することである。 本発明の他の目的は、遠心力のような運転によ
つて生じる力にほとんど影響されないで油圧サー
ボの油圧を制御することのできる車両用無段変速
機の油圧制御装置を提供することである。 ［課題を解決するための手段］ この課題を解決するために、本発明は、例えば
第１図および第２図を参照して示すと、入、出力
プーリ５２０，５６０をそれぞれ支持する軸５１
０，５５０の少なくともいずれか一方５５０に、
この軸５５０の中心軸を中心とする軸方向孔５５
１を穿設し、この軸方向孔５５１を前記入、出力
プーリ５２０，５６０の油圧サーボ５３０，５７
０を制御する流体制御回路の油路３に連通せし
め、 前記軸方向孔５５１内に前記油路３の圧力を制
御する減速比検出弁５０を配設し、この減速比検
出弁５０は、前記油路３内の油圧によつて軸方向
に作動されかつその油路３内の作動油のドレイン
量を制御する弁体５４とこの弁体５４の作動圧を
その弾力の大きさによつて設定するスプリング５
３とを少なくとも有し、前記スプリング５３の弾
力は、前記入、出力プーリ５２０，５６０のうち
前記減速度検出弁５０が設けられている側のプー
リの可動フランジ５６０Ｂの軸方向移動に応じて
変化するように設定されていて、 前記可動フランジ５６０Ｂの軸方向移動により
変更される前記Ｖベルト式無段変速機の変速比に
応じた油圧を前記油路３内に発生することを特徴
としている。 ［作用および発明の効果］ このような構成をした本発明によれば、減速度
検出弁５０によつて、入、出力プーリ５２０，５
６０の可動フランジ５２０Ｂ，５６０Ｂを作動す
る油圧サーボ５３０，５７０に作動油を送る油路
３内の油圧が制御される。その場合、減速度検出
弁５０の弁体５４に作用するスプリング５３の弾
力が可動フランジ５６０Ｂの軸方向の移動によつ
て変化するようになるので、油路３内の油圧は可
動フランジ５６０Ｂの移動に伴つて変化すること
になる。したがつて、可動フランジ５６０Ｂの位
置、すなわち回転速度比に応じて油圧サーボ５３
０，５７０が可動フランジ５２０Ｂ，５６０Ｂを
介してＶベルト５８０を押圧する押圧力が変化す
るようになる。これにより、低速回転時には比較
的大きなトルク比を得、高速回転時には比較的小
さなトルク比を得ることができるようになり、無
段変速機は効率よくトルクを伝達することができ
るようになる。 また減速比検出弁５０が設けられる軸５５０が
回転したときこの減速比検出弁５０も回転するよ
うになつて、減速比検出弁には遠心力が加えられ
るようになるが、減速比検出弁５０の弁体５４は
軸５５０の軸心で軸方向に移動可能に配設されて
いるので、この遠心力の影響をそれほど受けるこ
とはない。したがつて、弁体５４を安定かつ確実
に作動させることができるようになる。これによ
り、更に一層トルク伝達を効率よく行うことが可
能となる。 なお、カツコ内の符号は図面と対照するもので
あるが、本発明の構成を何等限定するものではな
い。 ［実施例］ 以下、図面を用いて本発明の実施例を説明す
る。 第１図は本発明に係る車両用無段変速機の一実
施例を示す。 第１図において、１００はエンジンとの締結面
１００Ａが開口し、フルードカツプリング、トル
クコンバータなどの流体伝動機構４００が収納さ
れる流体伝動機構ルーム１１０と、エンジンと反
対側面が開口し、デイフアレンシヤルギア７００
が収納されると共にこのデイフアレンシヤルギア
７００の一方の出力軸を支持するデイフアレンシ
ヤルルーム１２０、同様にエンジンと反対側が開
口し、アイドラギアが収納されると共にアイドラ
ギアの軸の一方を支持するアイドラギアルーム１
３０を有するトルクコンバータケース、２００は
エンジン側が開口しＶベルト式無段変速機が収納
されるトランスミツシヨンルーム２１０、前記ト
ルクコンバータケース１００のデイフアレンシヤ
ルルーム１２０の開口面を蓋すると共にデイフア
レンシヤルギア７００の他の一方の出力軸を支持
するデイフアレンシヤルルーム２２０、および前
記トルクコンバータケース１００のアイドラギア
ルーム１３０のエンジン側と反対側部を蓋するア
イドラギアルーム２３０からなり、前記トルクコ
ンバータケース１００のエンジンと反対側面１０
０Ｂにボルトで締結されたトランスミツシヨンケ
ースであり、前記トルクコンバータケース１００
および後記する中間ケースと共に車両用自動変速
機の外殻（ケース）をなす。３００は流体伝動機
構４００とトランスミツシヨンとの間の伝動軸を
軸支するセンターケースであり、本実施例ではト
ランスミツシヨンケース内に収納された状態でト
ルクコンバータケースのエンジンと反対側面１０
０Ｂにボルトで締結されたセンターケースの構成
を有する。 自動変速機は本実施例ではトルクコンバータケ
ース１００内に配されエンジンの出力軸に連結さ
れる流体伝動機構のフルードカツプリング４００
とトルクコンバータケース２００内に設けられた
トランスミツシヨンからなる。トランスミツシヨ
ンは、軸心が中空とされ、この中空部５１１が油
圧サーボの作動油、潤滑油の給排油路とされた入
力軸５１０が前記フルードカツプリング４００と
同軸心を有するように配され、また軸心が中空と
され、この中空部５５１が油圧サーボの作動油な
どの給排油路とされた出力軸５５０が入力軸５１
０と平行して配されたＶベルト式無段変速機５０
０、このＶベルト式無段変速機５００の入力軸５
１０とフルードカツプリング４００の出力軸４２
０との間に配された遊星歯車変速機構６００、前
記Ｖベルト式無段変速機５００の入力軸５１０お
よび出力軸７１０が車軸に連結されたデイフアレ
ンシヤル７００、およびこのデイフアレンシヤル
７００の入力大歯車７２０と前記Ｖベルト式無段
変速機５００の前記出力軸５５０のエンジン側端
部に備えられたＶベルト式無段変速機５００の出
力ギア５９０との間に挿入され、前記出力軸５５
０と平行して一端は前記トルクコンバータケース
１００に軸支され、他端はインナケースとされた
センターケース３００に軸支されて設けられたア
イドラギア軸８１０と、このアイドラ軸８１０に
設けられた入力歯車８２０および出力歯車８３０
とからなるアイドラギア８００からなる。 Ｖベルト式無段変速機５００および遊星歯車歯
車変速機構６００は車速、スロツトル開度など車
両走行条件に応じて油圧制御装置により減速比、
前進、後進など所定の制御がなされる。 ９００は、センターケースのエンジン側（フル
ードカツプリング側）壁に締結され、内部には前
記フルードカツプリング４００と一体の中空軸４
１０で駆動されるオイルポンプが収納されている
オイルポンプカバーである。 フルードカツプリング４００の出力軸４２０
は、センターケース３００の中心に嵌着されたス
リーブ３１０にメタルベアリング３２０を介して
回転自在に支持され、エンジン側端にはロツクア
ツプクラツチ４３０のハブ４４０と、フルードカ
ツプリングのタービン４５０のハブ４６０とがス
プライン嵌合され、他端は段状に大径化されてこ
の大径部は遊星歯車変速機構６００の入力軸６０
１となり、ベアリング３３０を介してセンターケ
ース３００に支持されている。前記フルードカツ
プリングの出力軸４２０および遊星歯車変速機構
６００の入力軸６０１は中空に形成され、この中
空部は油路４２１が設けられると共に栓４２０が
嵌着され、さらに前記Ｖベルト式無段変速機５０
０の入力軸５１０に固着れたスリーブ４２２のエ
ンジン側端部が回動自在にはめ込まれている。 遊星歯車変速機構６００は、前記フルードカツ
プリング４００の出力軸４２０と一体の入力軸６
０１に連結されると共に、摩擦係合要素である前
進用多板クラツチ６３０を介して後記するＶベル
ト式無段変速機５００の固定フランジ５２０Ａに
連結されたキヤリヤ６２０、摩擦係合要素である
後進用多板ブレーキ６５０を介してセンターケー
ス３００に係合されたリングギア６６０、Ｖベル
ト式無段変速機５００の入力軸５１０と一体に形
成されている遊星歯車変速機構６００の出力軸６
１０外周に設けられたサンギア６７０、前記キヤ
リヤ６２０に軸支され、サンギヤ６７０とリング
ギア６６とに噛合したプラネタリギア６４０、前
記センタケース３００壁に形成され前記多板ブレ
ーキ６５０を作動させる油圧サーボ６８０、前記
固定フランジ壁に形成され前記多板クラツチ６３
０を作動させる油圧サーボ６９０とからなる。 この遊星歯車変速機構６００は前後進切換機構
を構成している。 Ｖベルト式無段変速機５００は、遊星歯車変速
機構６００の出力軸６１０と一体の入力軸５１０
に一体に形成された固定フランジ５２０Ａ、およ
び油圧サーボ５３０により前記固定フランジ５２
Ａからなる入力プーリ５２０と、前記Ｖベルト式
無段変速機の出力軸５５０と一体に形成された固
定フランジ５６０Ａ、および油圧サーボ５７によ
り固定フランジ５６０Ａ方向に駆動される可動フ
ランジ５６０Ｂからなる出力プーリ５６０と、入
力プーリ５２０と出力プーリ５６０との間を伝動
するＶベルト５８０とからなる。 Ｖベルト式無段変速機５００の入力軸５１０
は、遊星歯車変速機構６００の出力軸６１０とな
つているエンジン側端５１０Ａがベアリング３４
０を介して前記遊星歯車変速機構の入力軸６０１
に支持され、この入力軸６０１およびベアリング
３４０を介してセンターケース３００に支持され
ており、他端５１０Ｂはベアリング３５０を介し
てトランスミツシヨンケースのエンジンと反対側
壁２５０に支持され、さらにその先端面５１０Ｃ
は前記側壁２５０に締結された蓋２６０にニード
ル（ローラ）ベアリング２７０を介して当接され
ている。 Ｖベルト式無段変速機５００の入力軸５１０の
軸心に形成された中空部５１１には、エンジン側
部に前記スリーブ４２２が嵌着され、エンジン側
部５１１Ａはセンターケース３００、油路３０１
を介し前記油路４２１から供給された油圧を固定
フランジ５２０Ａの基部に形成された油路５１３
を介して油圧サーボ６９０に油圧を供給する油路
とされ、その反対側部５１１Ｂは、先端が前記ト
ランスミツシヨンケースの側壁２５０の入力軸５
１０との対応部に形成された穴２５０Ａを塞ぐよ
う蓋着された蓋２６０のパイプ状突出部２６１と
嵌合され、この蓋２６０を含むトランスミツシヨ
ンケース２００に形成され、全空間が油圧制御装
置と連絡する油路５１４から前記蓋２６０の突出
部２６１を介して供給された圧油が油圧サーボ５
３０へ供給されるための油路として作用してい
る。 出力ギア５９０は、中空の支軸５９１と一体に
形成され、この支軸５９１はエンジン側端５９１
Ａが一方の支点を形成するローラベアリング５９
２を介してトルクコンバータケースの側壁に支持
され、他端５９１Ｂはローラベアリング５９３を
介してセンターケース３００に支持され、さらに
出力ギア５９０のエンジン側側面５９０Ａは中間
支点を形成するニードルベアリング５９５を介し
てセンターケース３００の側面に当接され、さら
に支軸５９１のトランスミツシヨン側にはインナ
スプライン５９６が形成されている。 Ｖベルト式無段変速機の出力軸５５０は、エン
ジン側端には前記出力ギアの支軸５９１に形成さ
れたインナスプライン５９６に嵌合するアウタス
プライン５５０Ａが形成され、スプライン嵌合に
より出力ギアの支軸５９１によりセンタケース３
００に支持され、他端５５０Ｂは他方の支点を形
成するボールベアリング９２０を介してトランス
ミツシヨンケースの側壁２５０に支持されてい
る。 Ｖベルト式無段変速機５００の出力軸５５０に
同軸に形成され、本発明の軸方向孔を構成する油
路５５１には中間部にセンシングバルブボデイ５
５２が嵌着され、このバルブボデイ５５２のエン
ジン側部５５２Ａはトランスミツシヨンケースに
形成された油圧制御装置と連絡する油路１４０か
ら供給された油圧が油圧サーボ５７０に導かれる
油路とされ、バルブボデイ５５２のエンジンと反
対側部５５２Ｂは、先端が前記トランスミツシヨ
ンケースの側壁２５０の出力軸５５０との対応部
に形成される穴２５０Ｂを塞ぐよう蓋着された蓋
５５３の管状突出部５５４と嵌合されトランスミ
ツシヨンケースおよびこのトランスミツシヨンに
締結された締結された蓋５５３に形成された油圧
制御装置から可動フランジ５６０Ｂの変位一を検
出する減速比検出弁５０により油圧が調整される
油路３となつている。減速比検出弁５０は、検出
棒１の図示右端に取り付けられた係合ピン５１Ａ
が可動フランジ５６０Ｂの内周に形成された段部
５６１に係合され、可動フランジ５６０Ｂの変位
に伴うスプールの変位により油路３の油圧を調整
する。 第２図は第１図に示した車両用無段自動変速機
を制御する油圧制御装置を示す。２０はエンジン
により駆動され、油溜め２１から吸入した作動油
を油路１に吐出するオイルポンプ、３０は入力油
圧に応じて油路１の油圧を調整し、ライン圧とす
る調圧弁、４０は油路１から供給されたライン圧
をスロツトル開度に応じて調圧し、油路２から第
１スロツトル圧として出力し、油路３からオリフ
イス２２を介して供給された前記減速比検出弁の
出力する減速比圧をスロツトル開度が設定値01以
上のとき油路３ａから第２スロツトル圧として出
力するスロツトル弁、５０は油路１とオリフイス
２３を介して連絡する油路３の油圧をＶベルト式
無段変速機の出力側プーリの可動フランジ５６０
Ｂの変位量に応じて調圧する前記減速比検出弁、
６０は油路１とオリフイス２４を介して連絡する
とともに調圧弁３０からの余剰油が排出される油
路４の油圧を調圧するとともに余剰油路を油路５
から潤滑油として無段自動変速機の潤滑必要部へ
供給する第２調圧弁、６５は運転席に設けられた
シフトレバーにより作動され、油路１のライン圧
を運転者の操作に応じて分配するマニユアルシフ
ト弁、７０は入力に応じて油路４の油圧を流体伝
動機構４００に供給しロツクアツプクラツチ４３
０の係合および解放を制御するロツクアツプ制御
機構、８０は入力に応じて油路１と大径のオリフ
イス８６を介して連絡する油路１ａの油圧を油路
１ｂから入力側プーリの油圧サーボ５３０へ出力
するＶベルト式無段変速機５００の減速比（トル
ク比）制御機構、１０はマニユアル弁６５がＬレ
ンジにシフトされたとき油路１に連絡する油路１
ｃに設けられ、ライン圧を調圧してローモジユレ
ータ圧として油路２に供給するローモジユレータ
弁、１２はオイルクーラー油路１１に設けられた
リリーフ弁、２５は油路１に設けられたリリーフ
弁、２６は遊星歯車変速機構３００の多板ブレー
キの油圧サーボ６８０へのライン圧供給油路６に
設けられたチエツク弁付流量調整弁、２７は遊星
歯車変速機構３００の多板クラツチの油圧サーボ
６９０へのライン圧供給油路７に設けられたチエ
ツク弁付流量調整弁である。 減速比検出弁５０は、一端にＶベルト式無段変
速機の出力側プーリの可動フランジ５６０Ｂと係
合する係合ピン５１Ａが固着され、他端にスプリ
ング５２が配接された検出棒５１、この検出棒５
１とスプリング５３を介して直例に配されたラン
ド５４Ａおよび５４Ｂを有し、本発明の弁体を構
成するスプール５４、油路３と連絡するポート５
５、ドレインポート５６、スプール５５に設けら
れポート５５とランド５４Ａおよび５４Ｂとの間
の油室５４ａとを連絡する油路５７とを有し、可
動フランジ５６０Ｂの変位に応じて第３図に示す
ように油圧P_iを油路３に発生させる。 スロツトル弁４０は、運転席のアクセルペダル
にリンクされたスロツトルカム４１に接触して変
位されるスロツトルプランジヤ４２、このスロツ
トルプランジヤ４２とスプリング４３を介して直
列に配設されたスプール４４を備え、スロツトル
開度θの増大に応じてプランジヤ４２およびスプ
ール４４は図示左方に変位する。プランジヤ４２
はスロツトルカム４１の回転角およびランド４２
ａにフイードバツクされた油路２の油圧スロツト
ル開度θが設定値θ₁以上（θ＞θ₁）となつたと
き、油路３と油路３ａとを連絡して油路３ａに前
記減速比圧に等しい第２スロツトル圧を生ぜし
め、θ＜θ₁のとき、プランジヤ４２に設けられた
油路４２Ｂを介してドレインポート４０ａから油
路３ａの油圧を排圧させ、油路３ａに第４図に示
すように第２スロツトル圧P_jを発生させる。 スプール４４はスプリング４３を介してスロツ
トルカム４１の動きが伝えられ、このスロツトル
開度とオリフイス４５とを介してランド４４ａに
フイードバツクされた油路２の油圧により変位さ
れた油路１と油路２との連通面積を変化させて油
路２に生じるスロツトル圧P_thを第５図および第
６図に示すように調圧する。 調圧弁３０は、一方（図示左方）にスプリング
３１が配設され、ランド３２Ａ，３２Ｂ，３２Ｃ
を備えたスプール３２、前記スプール３２に直列
して配設され、小径のランド３３Ａと大径のラン
ド３３Ｂとを備えた第１のレギユレータプランジ
ヤ３３、このプランジヤ３３に当接して直列的に
配設された第２のレギユレータプランジヤ３４え
お有し、油路１と連絡するポート３４ａ、オリフ
イス３５を介してライン圧がフイードバツクされ
るポート３４ｂ、ドレインポート３４ｃ、余剰油
を油路４に排出させるポート３４ｄ、ランドと弁
壁との間からの漏れ油を排出するドレインポート
３４ｅ、油路３から減速比圧が入力される入力ポ
ート３４ｆ、油路２から第１スロツトル圧が入力
される入力ポート３４ｇ、油路３から第２スロツ
トル圧が入力される入力ポート３４ｈとからな
る。 ローモジユレータ弁１０はマニユアル弁７０が
Ｌレンジに設定されたときスロツトル開度に依存
しない第７図に示すローモジユレータ圧P_lpwを出
力する。ここでローモジユレータ弁１０およびス
ロツトル弁４０はいずれも調圧のための排圧油路
を持たず、スロツトル圧P_thが減速比制御機構８
０から常時排圧されていることを利用して調圧す
る構成としており、また、これらの両弁は並列的
に配置されていて、Ｌレンジでは油路２に、第８
図に示すようにP_lpwおよびP_thのうち大きい方の油
圧が発生するようになつている。したがつて、第
９図に示すように、Ｌレンジ低スロツトル開度に
おけるライン圧P_lがＤレンジの場合より上昇す
る。 この調圧弁３０は、ポート３４ｆから入力され
第２プランジヤ３４に印加される減速比圧、ポー
ト３４ｇから入力され第１プランジヤ３３のラン
ド３３Ｂに印加される第１スロツトル圧、ポート
３４ｈから入力され第１プランジヤ３３のランド
３３Ａに印加される第２スロツトル圧スプリング
３１およびオリフイス３５を介して油路１と連絡
されたポート３４ｂからスプールのランド３２ｃ
にフイードバツクされるライン圧とによりスプー
ル４２が変位し油路１に連絡するポート３４ａ、
油路４に連絡するポート３４ｂおよびドレインポ
ート３４ｃの開口面積を調整して油路１の圧油の
漏れ量を増減させ第９図、第１０図、および第１
１図に示すライン圧P_lを生じさせる。Ｌレンジで
は強力なエンジンブレーキを得るためにダウンシ
フトさせる必要がある。Ｖベルト式無段変速機で
はダウンシフトさせたときには入力側プーリの油
圧サーボ５３０への油路を排圧油路と連絡刷るこ
とにより、サーボ油室内の油を排油して、ダウン
シフトを実現させる。しかし、強力なエンジンブ
レーキを得るためにはプライマリシーブを高回転
で回すことになるが、その回転により発生する遠
心力による油圧で排油が妨げられる場合がある。
したがつて、迅速なダウンシフトが必要な場合に
は出力側プーリの油圧サーボ５７０に加える油圧
を通常より高くする必要があり、特にスロツトル
開度が低い場合には重要である。そのためにＬレ
ンジではローモジユレータ弁によつてスロツトル
開度θが小さいときのスロツトル圧P_thを増加さ
せ、ライン圧P_l（ライン圧＝出力側プーリの油圧
サーボ供給圧）を増加させている。 マニユアル弁６５は、運転席に設けられたシフ
トレバーで動かされ、Ｐ（パーク）、Ｒ（リバー
ス）、Ｎ（ニユートラル）、Ｄ（ドライブ）、Ｌ（ロ
ー）の各シフト位置に設定されるスプール６６を
有し、各シフト位置に設定されたとき油路１、ま
たは油路２と、油路１ｃ、油路６、油路７とを表
１に示すように連絡する。 [Industrial Application Field] The present invention relates to a hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle, which is used in a vehicle such as an automobile and performs continuous speed change using a V-belt. [Prior Art] A continuously variable transmission equipped with a V-belt type continuously variable transmission mechanism used in vehicles such as automobiles is combined with a fluid transmission mechanism such as a torque converter or a fluid coupling, and a planetary gear type forward/reverse switching mechanism. It is used. That is, the engine power transmitted through the fluid transmission mechanism is continuously variable in speed by a V-belt type continuously variable transmission and transmitted to the output side of a differential or the like. In that case,
A forward/reverse switching gear mechanism is disposed before or after the V-belt type continuously variable transmission, and the rotation direction is switched by this forward/reverse switching gear mechanism. By the way, a V-belt type continuously variable transmission is equipped with an input pulley, an output pulley, and a V-belt stretched between these two pulleys, and the engagement position of these V-belts and each pulley, that is, the rotation radius By continuously changing the speed, continuously variable speed is achieved. In order to be able to change the engagement position between the V-belt and the pulley, it is necessary to change the spacing between the flanges on both sides of the pulley. Conventionally, a pulley is constructed with a fixed flange and a movable flange, and the distance between the two flanges is changed by moving the movable flange in the axial direction using a hydraulic servo. Therefore, the V-belt is compressed by the pressing force of the hydraulic servo. [Problems to be Solved by the Invention] When transmitting torque with a transmission, the magnitude of the transmitted torque varies depending on the operating state.
For example, at low speed rotation, it is common to transmit a relatively large torque, that is, to increase the torque ratio. In that case, it is necessary to minimize slips occurring between the V-belt and the pulley. Therefore, it is necessary to increase the pressing force of the hydraulic servo. On the other hand, at high speed rotation, generally not so much torque is transmitted, that is, the torque ratio is small.
In this case, the force with which the hydraulic servo presses the V-belt may be small. Therefore, if the pressing force by the hydraulic servo is kept constant regardless of the rotational speed, it cannot be said that torque transmission is performed efficiently. The present invention has been made in view of the above circumstances, and its purpose is to provide a hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle that can efficiently transmit torque depending on the driving condition. be. Another object of the present invention is to provide a hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle that can control the hydraulic pressure of a hydraulic servo almost unaffected by forces generated by driving such as centrifugal force. . [Means for Solving the Problem] In order to solve this problem, the present invention provides a shaft 51 that supports input and output pulleys 520 and 560, respectively, as shown in FIGS. 1 and 2, for example.
at least one of 0,550 to 550,
Axial hole 55 centered on the central axis of this shaft 550
1, and this axial hole 551 is inserted into the hydraulic servo 530, 57 of the output pulley 520, 560.
A reduction ratio detection valve 50 is provided in the axial hole 551 to communicate with the oil passage 3 of the fluid control circuit that controls the oil pressure. A valve body 54 is actuated in the axial direction by the oil pressure in the oil passage 3 and controls the drain amount of the hydraulic oil in the oil passage 3, and the operating pressure of this valve body 54 is set by the magnitude of its elasticity. spring 5
3, and the elasticity of the spring 53 changes according to the axial movement of the movable flange 560B of the pulley on the side where the deceleration detection valve 50 is provided among the input and output pulleys 520 and 560. It is characterized in that hydraulic pressure is generated in the oil passage 3 according to the gear ratio of the V-belt type continuously variable transmission, which is changed by the axial movement of the movable flange 560B. [Operation and Effects of the Invention] According to the present invention having such a configuration, the deceleration detection valve 50 allows the input and output pulleys 520, 5
The hydraulic pressure in the oil passage 3 that sends hydraulic oil to hydraulic servos 530 and 570 that operate the movable flanges 520B and 560B of 60 is controlled. In that case, the elasticity of the spring 53 acting on the valve body 54 of the deceleration detection valve 50 changes as the movable flange 560B moves in the axial direction, so the hydraulic pressure in the oil passage 3 changes due to the movement of the movable flange 560B. It will change accordingly. Therefore, depending on the position of the movable flange 560B, that is, the rotation speed ratio, the hydraulic servo 53
0,570 changes the pressing force with which it presses the V-belt 580 via the movable flanges 520B and 560B. This makes it possible to obtain a relatively large torque ratio during low-speed rotation and a relatively small torque ratio during high-speed rotation, allowing the continuously variable transmission to efficiently transmit torque. Further, when the shaft 550 on which the reduction ratio detection valve 50 is provided rotates, this reduction ratio detection valve 50 also rotates, and centrifugal force is applied to the reduction ratio detection valve. Since the valve body 54 is disposed so as to be movable in the axial direction about the axis of the shaft 550, it is not affected by this centrifugal force to a large extent. Therefore, the valve body 54 can be operated stably and reliably. This makes it possible to transmit torque even more efficiently. It should be noted that although the symbols in brackets are in contrast to the drawings, they do not limit the structure of the present invention in any way. [Example] Hereinafter, an example of the present invention will be described using the drawings. FIG. 1 shows an embodiment of a continuously variable transmission for a vehicle according to the present invention. In FIG. 1, reference numeral 100 has a fastening surface 100A with the engine open, a fluid transmission mechanism room 110 in which a fluid transmission mechanism 400 such as a fluid coupling and a torque converter is housed, and a side opposite to the engine open and a differential. allencial gear 700
The differential room 120 houses the differential gear 700 and supports one output shaft of the differential gear 700. Similarly, the side opposite to the engine is open and houses the idler gear and supports one of the shafts of the idler gear. Idragia room 1
A torque converter case 200 has a transmission room 210 which opens on the engine side and houses a V-belt continuously variable transmission, and a torque converter case 200 that covers the opening surface of the differential room 120 of the torque converter case 100 and a transmission room 210 that opens on the engine side and houses the V-belt continuously variable transmission. It consists of a differential room 220 that supports the other output shaft of the differential gear 700, and an idler gear room 230 that covers the side opposite to the engine side of the idler gear room 130 of the torque converter case 100, Side surface 10 of the torque converter case 100 opposite to the engine
0B is a transmission case bolted to the torque converter case 100.
It forms the outer shell (case) of a vehicle automatic transmission together with an intermediate case to be described later. Reference numeral 300 denotes a center case that pivotally supports the transmission shaft between the fluid transmission mechanism 400 and the transmission, and in this embodiment, when housed in the transmission case, the side surface 10 of the torque converter case opposite to the engine
It has a center case structure that is bolted to 0B. In this embodiment, the automatic transmission includes a fluid coupling 400 of a fluid transmission mechanism disposed within the torque converter case 100 and connected to the output shaft of the engine.
and a transmission provided within the torque converter case 200. The transmission has a hollow shaft center, and the input shaft 510, in which the hollow portion 511 serves as an oil supply and discharge path for hydraulic oil and lubricating oil of the hydraulic servo, is arranged so that it has the same axis as the fluid coupling 400. The output shaft 550, which has a hollow shaft center and the hollow portion 551 serves as an oil supply and drainage path for hydraulic oil of a hydraulic servo, is connected to the input shaft 51.
V-belt continuously variable transmission 50 arranged in parallel with 0
0. Input shaft 5 of this V-belt type continuously variable transmission 500
10 and the output shaft 42 of the fluid coupling 400
0, a differential 700 in which the input shaft 510 and output shaft 710 of the V-belt continuously variable transmission 500 are connected to an axle, and the differential 700 is inserted between the input large gear 720 of the V-belt continuously variable transmission 500 and the output gear 590 of the V-belt continuously variable transmission 500 provided at the engine side end of the output shaft 550 of the V-belt continuously variable transmission 500. axis 55
0, an idler gear shaft 810 is provided with one end being pivotally supported by the torque converter case 100 and the other end being pivotally supported by the center case 300 which is an inner case, and an input provided on this idler gear shaft 810. Gear 820 and output gear 830
It consists of an idler gear 800 consisting of. The V-belt continuously variable transmission 500 and the planetary gear transmission mechanism 600 control the reduction ratio,
Predetermined controls such as forward movement and reverse movement are performed. 900 is fastened to the engine side (fluid coupling side) wall of the center case, and has a hollow shaft 4 integrated with the fluid coupling 400 inside.
This is an oil pump cover in which an oil pump driven by a motor 10 is housed. Output shaft 420 of fluid coupling 400
is rotatably supported by a sleeve 310 fitted in the center of the center case 300 via a metal bearing 320, and has a hub 440 of a lock-up clutch 430 and a hub 460 of a fluid coupling turbine 450 at the end on the engine side. are spline-fitted, and the other end has a stepped larger diameter, and this larger diameter portion is connected to the input shaft 60 of the planetary gear transmission mechanism 600.
1 and is supported by the center case 300 via a bearing 330. The output shaft 420 of the fluid coupling and the input shaft 601 of the planetary gear transmission mechanism 600 are formed hollow, and this hollow part is provided with an oil passage 421 and fitted with a plug 420. machine 50
The engine side end of the sleeve 422, which is fixed to the input shaft 510 of the engine 0, is rotatably fitted. The planetary gear transmission mechanism 600 includes an input shaft 6 that is integrated with the output shaft 420 of the fluid coupling 400.
01, and a carrier 620 which is connected to a fixed flange 520A of a V-belt continuously variable transmission 500 (to be described later) via a forward multi-plate clutch 630 which is a frictional engagement element, and a reverse gear which is a frictional engagement element. The ring gear 660 is engaged with the center case 300 via the multi-disc brake 650, and the output shaft 6 of the planetary gear transmission mechanism 600 is integrally formed with the input shaft 510 of the V-belt continuously variable transmission 500.
10, a sun gear 670 provided on the outer periphery, a planetary gear 640 pivotally supported by the carrier 620 and meshed with the sun gear 670 and the ring gear 66, and a hydraulic servo 680 formed on the wall of the center case 300 and actuating the multi-disc brake 650. , the multi-plate clutch 63 is formed on the fixed flange wall.
and a hydraulic servo 690 that operates 0. This planetary gear transmission mechanism 600 constitutes a forward/reverse switching mechanism. The V-belt continuously variable transmission 500 has an input shaft 510 that is integrated with an output shaft 610 of the planetary gear transmission mechanism 600.
A fixed flange 520A integrally formed with the fixed flange 520A and a hydraulic servo 530
an input pulley 520 consisting of A, a fixed flange 560A formed integrally with the output shaft 550 of the V-belt type continuously variable transmission, and an output pulley consisting of a movable flange 560B driven in the direction of the fixed flange 560A by a hydraulic servo 57. 560, and a V-belt 580 that transmits power between the input pulley 520 and the output pulley 560. Input shaft 510 of V-belt continuously variable transmission 500
In this case, the engine side end 510A, which is the output shaft 610 of the planetary gear transmission mechanism 600, is connected to the bearing 34.
0 to the input shaft 601 of the planetary gear transmission mechanism.
The other end 510B is supported by the center case 300 via the input shaft 601 and the bearing 340, and the other end 510B is supported by the side wall 250 of the transmission case opposite to the engine via the bearing 350. 510C
is in contact with a lid 260 fastened to the side wall 250 via a needle (roller) bearing 270. The sleeve 422 is fitted to the engine side in a hollow part 511 formed at the axis of the input shaft 510 of the V-belt continuously variable transmission 500, and the engine side 511A is connected to the center case 300 and the oil passage 301.
The oil pressure supplied from the oil passage 421 is transferred to an oil passage 513 formed at the base of the fixed flange 520A.
The opposite side portion 511B is an oil path for supplying hydraulic pressure to the hydraulic servo 690 through the input shaft 5 of the side wall 250 of the transmission case.
The transmission case 200 is fitted with a pipe-shaped protrusion 261 of a lid 260 that is fitted with a lid so as to close a hole 250A formed in a corresponding part with the lid 260, and the entire space is hydraulically controlled. Pressure oil is supplied from the oil passage 514 communicating with the device through the protrusion 261 of the lid 260 to the hydraulic servo 5.
It acts as an oil passage for supplying oil to 30. The output gear 590 is formed integrally with a hollow support shaft 591, and this support shaft 591 is connected to the engine side end 591.
Roller bearing 59 with A forming one fulcrum
2, the other end 591B is supported by the center case 300 via a roller bearing 593, and the engine side side surface 590A of the output gear 590 is supported via a needle bearing 595 forming an intermediate fulcrum. An inner spline 596 is formed on the transmission side of the support shaft 591 and is in contact with the side surface of the center case 300 . The output shaft 550 of the V-belt type continuously variable transmission has an outer spline 550A formed at the end on the engine side that fits into the inner spline 596 formed on the support shaft 591 of the output gear. Center case 3 by support shaft 591
00, and the other end 550B is supported by the side wall 250 of the transmission case via a ball bearing 920 forming the other fulcrum. A sensing valve body 5 is provided in the middle of an oil passage 551 that is formed coaxially with the output shaft 550 of the V-belt continuously variable transmission 500 and constitutes the axial hole of the present invention.
52 is fitted, and the engine side portion 552A of the valve body 552 serves as an oil passage through which hydraulic pressure supplied from an oil passage 140 communicating with a hydraulic control device formed in the transmission case is guided to a hydraulic servo 570. The end portion 552B of the side portion 552 opposite to the engine is fitted with a tubular protrusion portion 554 of a lid 553, which is fitted with a lid so as to close a hole 250B formed in a portion of the side wall 250 of the transmission case corresponding to the output shaft 550. An oil passage whose hydraulic pressure is adjusted by a reduction ratio detection valve 50 that detects the displacement of the movable flange 560B from a hydraulic control device formed on the transmission case and the lid 553 fastened to the transmission. It has become 3. The reduction ratio detection valve 50 is connected to an engagement pin 51A attached to the right end of the detection rod 1 in the figure.
is engaged with a stepped portion 561 formed on the inner periphery of the movable flange 560B, and adjusts the oil pressure of the oil passage 3 by displacement of the spool accompanying displacement of the movable flange 560B. FIG. 2 shows a hydraulic control device for controlling the continuously variable automatic transmission for a vehicle shown in FIG. 20 is an oil pump that is driven by the engine and discharges the hydraulic oil sucked from the oil reservoir 21 into the oil passage 1; 30 is a pressure regulating valve that adjusts the oil pressure of the oil passage 1 according to the input oil pressure and makes it line pressure; 40 is a pressure regulating valve; The line pressure supplied from the oil passage 1 is regulated according to the throttle opening degree, and is output from the oil passage 2 as a first throttle pressure, and the output of the reduction ratio detection valve is supplied from the oil passage 3 via the orifice 22. A throttle valve outputs the reduction ratio pressure from the oil passage 3a as the second throttle pressure when the throttle opening is equal to or higher than the set value 01.The V-belt 50 outputs the oil pressure of the oil passage 3 which communicates with the oil passage 1 via the orifice 23. Movable flange 560 of the output pulley of the continuously variable transmission
the reduction ratio detection valve that adjusts pressure according to the amount of displacement of B;
60 communicates with the oil passage 1 via the orifice 24, regulates the oil pressure of the oil passage 4 through which excess oil from the pressure regulating valve 30 is discharged, and connects the excess oil passage to the oil passage 5.
A second pressure regulating valve 65, which supplies lubricating oil to the parts that require lubrication of the continuously variable automatic transmission, is operated by a shift lever installed in the driver's seat, and distributes the line pressure of oil path 1 according to the driver's operation. A manual shift valve 70 supplies hydraulic pressure in the oil passage 4 to the fluid transmission mechanism 400 according to an input, and operates the lock-up clutch 43.
A lock-up control mechanism 80 controls the engagement and release of the oil passage 1, and a lock-up control mechanism 80 transfers the oil pressure of the oil passage 1a, which communicates with the oil passage 1 via a large-diameter orifice 86, from the oil passage 1b to the oil pressure servo 530 of the input side pulley according to the input. The reduction ratio (torque ratio) control mechanism of the V-belt continuously variable transmission 500 outputs the output to the oil passage 1, which is connected to the oil passage 1 when the manual valve 65 is shifted to the L range.
12 is a relief valve provided in the oil cooler oil path 11; 25 is a relief valve provided in the oil path 1; 26 is a relief valve provided in the oil cooler oil path 11; 27 is a flow regulating valve with a check valve provided in the line pressure supply oil passage 6 to the hydraulic servo 680 of the multi-disc brake of the planetary gear transmission mechanism 300; This is a flow rate adjustment valve with a check valve provided in the line pressure supply oil path 7. The reduction ratio detection valve 50 includes a detection rod 51 having an engagement pin 51A fixed to one end that engages with a movable flange 560B of an output pulley of a V-belt type continuously variable transmission, and a spring 52 arranged at the other end; This detection rod 5
1 and lands 54A and 54B arranged directly through a spring 53, a spool 54 constituting the valve body of the present invention, and a port 5 communicating with the oil passage 3.
5. It has a drain port 56 and an oil passage 57 provided in the spool 55 and communicating between the port 55 and the oil chamber 54a between the lands 54A and 54B, as shown in FIG. 3 according to the displacement of the movable flange 560B. A hydraulic pressure P _i is generated in the oil passage 3 as shown in FIG. The throttle valve 40 includes a throttle plunger 42 that is displaced in contact with a throttle cam 41 linked to an accelerator pedal on the driver's seat, and a spool 44 that is arranged in series with the throttle plunger 42 via a spring 43. As the throttle opening degree θ increases, the plunger 42 and the spool 44 are displaced to the left in the drawing. Plunger 42
are the rotation angle of the throttle cam 41 and the land 42
When the hydraulic throttle opening θ of the oil passage 2 fed back to a becomes equal to or higher than the set value θ ₁ (θ>θ ₁ ), the oil passage 3 and the oil passage 3a are connected and the oil passage 3a is set to the reduction ratio. When θ<θ ₁ , the hydraulic pressure in the oil passage 3a is discharged from the drain port 40a via the oil passage 42B provided in the plunger 42, and a fourth throttle pressure is generated in the oil passage 3a. A second throttle pressure _Pj is generated as shown in the figure. The movement of the throttle cam 41 is transmitted to the spool 44 via the spring 43, and the oil passages 1 and 2 are displaced by the throttle opening and the hydraulic pressure of the oil passage 2 which is fed back to the land 44a via the orifice 45. The throttle pressure P _th generated in the oil passage 2 is regulated as shown in FIGS. 5 and 6 by changing the communication area of the oil passage 2. The pressure regulating valve 30 has a spring 31 disposed on one side (left side in the drawing) and lands 32A, 32B, 32C.
a first regulator plunger 33 disposed in series with the spool 32 and having a small-diameter land 33A and a large-diameter land 33B; It has a second regulator plunger 34 arranged therein, a port 34a communicating with the oil passage 1, a port 34b to which the line pressure is fed back via the orifice 35, a drain port 34c, and excess oil flowing into the oil passage 4. a drain port 34e that drains leaked oil from between the land and the valve wall; an input port 34f that receives the reduction ratio pressure from the oil path 3; and an input port 34f that receives the first throttle pressure from the oil path 2. and an input port 34h to which the second throttle pressure is input from the oil passage 3. When the manual valve 70 is set to the L range, the low modulator valve 10 outputs a low modulator pressure P _lpw shown in FIG. 7 that is independent of the throttle opening. Here, neither the low modulator valve 10 nor the throttle valve 40 has a discharge pressure oil passage for pressure regulation, and the throttle pressure P _th is the same as that of the reduction ratio control mechanism 8.
The pressure is regulated by taking advantage of the fact that the pressure is constantly exhausted from 0, and both of these valves are arranged in parallel.
As shown in the figure, the larger hydraulic pressure of P _lpw and P _th is generated. Therefore, as shown in FIG. 9, the line pressure P _l in the L range low throttle opening is higher than in the D range. This pressure regulating valve 30 is configured to control a reduction ratio pressure input from a port 34f and applied to the second plunger 34, a first throttle pressure input from a port 34g and applied to the land 33B of the first plunger 33, and a first throttle pressure input from a port 34h and applied to the land 33B of the first plunger 33. The second throttle pressure spring 31 applied to the land 33A of the first plunger 33 and the port 34b connected to the oil passage 1 via the orifice 35 are connected to the land 32c of the spool.
The spool 42 is displaced by the line pressure fed back to the port 34a, which communicates with the oil path 1.
The opening areas of the port 34b and drain port 34c communicating with the oil passage 4 are adjusted to increase or decrease the amount of pressure oil leaking from the oil passage 1, as shown in FIGS. 9, 10, and 1.
A line pressure P _l shown in Fig. 1 is generated. In L range, it is necessary to downshift to obtain strong engine braking. In a V-belt type continuously variable transmission, when a downshift is performed, the oil path to the hydraulic servo 530 of the input pulley is connected to the discharge pressure oil path, thereby draining the oil in the servo oil chamber and realizing a downshift. let However, in order to obtain strong engine braking, the primary sheave must be rotated at high rotation speeds, but the hydraulic pressure caused by the centrifugal force generated by this rotation may prevent oil drainage.
Therefore, when a quick downshift is required, it is necessary to make the hydraulic pressure applied to the output pulley's hydraulic servo 570 higher than usual, and this is especially important when the throttle opening is low. To this end, in the L range, the throttle pressure P _th is increased by the low modulator valve when the throttle opening θ is small, and the line pressure P _l (line pressure = hydraulic servo supply pressure of the output pulley) is increased. The manual valve 65 is a spool that is moved by a shift lever provided on the driver's seat and is set to each shift position of P (park), R (reverse), N (neutral), D (drive), and L (low). 66, and when set at each shift position, oil passage 1 or oil passage 2 communicates with oil passage 1c, oil passage 6, and oil passage 7 as shown in Table 1.

【表】 表１において〇は油路１との連絡、△は油路２
との連絡、−は油路の閉塞、×は排圧を示す。この
表１に示すようにＲレンジでは遊星歯車変速機構
の後進用ブレーキ６５０の油圧サーボ６８０にラ
イン圧が供給され、ＤレンジおよびＬレンジでは
前進用クラツチ６３０の油圧サーボ６９０に油路
２のスロツトル圧（またはローモジユレータ圧）
が供給され前後進の切り換えがなされる。 その場合、前進用クラツチ６３０を作動する作
動油の圧力である第２のスロツトル圧はライン圧
に比べると低いので、車両を前進走行させるため
にマニユアル弁６５をＤレンジまたはＬレンジに
したとき、クラツチ６３０は緩やかに摩擦係合す
るようになる。 したがつて、シフトレンジ切り換えの際のシヨ
ツクは小さく、ドライブフイーリングは良好なも
のとなる。 第２調圧弁６０は一方にスプリング６１が配設
されランド６２Ａ，６２Ｂ，６２Ｃを備えたスプ
ール６２を有し、スプール６２はスプリング６１
のばね荷重とオリフイス６３を介してランド６２
Ａに印加される油圧により変位して油路４と油路
５とおよびドレインポート６０Ａの流通抵抗を変
化させ油路４の油圧を調圧すると共に油路５から
潤滑必要部へ供給し余つた作動油はドレインポー
ト６０Ａからドレインさせる。 減速比制御機構８０は、減速比制御弁８１、オ
リフイス８２と８３、アツプシフト用電磁ソレノ
イド弁８４、およびダウンシフト用電磁ソレノイ
ド弁８５からなる。減速比制御弁８１は第１のラ
ンド８１２Ａと第２のランド８１２Ｂと第３のラ
ンド８１２Ｃとを有し、一方のランド８１２Ｃに
スプリング８１１が配設されたスプール８１２、
それぞれオリフイス８２および８３を介して油路
２からスロツトル圧またはローモジユレータ圧が
供給される両側端の側端油室８１５および８１
６、ランド８１２Ｂとランド８１２Ｃとの間の中
間油室８１０、油室８１５と油室８１６を連絡す
る油路２Ａ、ライン圧が供給される油路１と連絡
すると共に、スプール８１２の移動に応じて開口
面積が増減する入力ポート８１７およびＶベルト
式無段変速機５００の入力プーリ５２０の油圧サ
ーボ５３０に油路１ｂを介して連絡する出力ポー
ト８１８が設けられ調圧油室８１９、スプール８
１２の移動に応じて油室８１９を排圧するドレイ
ンポート８１４、およびスプール８１２の移動に
応じて油室８１０および８１５を排圧するドレイ
ンポート８１３を備える。アツプシフト用電磁ソ
レノイド弁８４とダウンシフト用電磁ソレノイド
弁８５とは、それぞれ減速比制御弁８１の油室８
１５と油室８１６とに取り付けられ、双方とも後
記する電気制御回路の出力で作動されそれぞれ油
室８１５および油室８１６とを排圧する。 ロツクアツプ制御機構７０は、第２図および第
１２図に示すように、ロツクアツプ制御弁７１
と、オリフイス７７と、このオリフイス７７を介
して前記油路４に連絡する油路４ａの油圧を制御
する電磁ソレノイド弁７６とからなる。ロツクア
ツプ制御７１は、一方（図示右方）にスプリング
７２が配設され、同一径のランド７３Ａ，７３
Ｂ，７３Ｃを備えたスプール７３およびこのスプ
ール７３に直列して設けられ他方（図示左方）に
スプリング７４が配設され前記スプール７３のラ
ンドより大径のスリーブ７５とを有する構成とさ
れている。 第１２図において、一方から油路４に連絡した
入力ポート７１Ａを介してランド７３Ｃに印加さ
れる油路４の油圧P₄と、スプリング７２のばね
荷重F_s1とを受け、他方からはスリーブ７５にソ
レノイド弁７６により制御される油路４ａのソレ
ノイド圧P_sまたはポート４１Ｂを介してランド７
３Ａに印加されるロツクアツプクラツチ４３０の
解放側油路８の油圧P₂と前記スプリング７４に
よるばね荷重F_s2とを受けてスプール７３が変位
し、油路４と前記解放側油路８またはロツクアツ
プクラツチ４３０の係合側油路９との連絡を制御
する。ソレノイド弁７６が通電されてONとなつ
ているとき、油路４ａの油圧は排圧されてスプー
ル７３は図示左方に固定され、油路４と油路９と
が連絡し、作動油は油路９〜ロツクアツプクラツ
チ４３０〜油路８〜ドレインポート７１Ｃの順で
流れ、ロツクアツプクラツチ４３０は係合状態に
ある。ソレノイド弁７６が非通電され弁口が閉じ
ている（OFF）ときは、油路４ａの油圧は保持
されスプール７３は図示右方に固定され、油路４
は油路８と連絡し、作動油は油路８〜ロツクアツ
プクラツチ４３０〜油路９〜オイルクーラへの連
絡油路１０の順で流れ、ロツクアツプクラツチ４
３０は解放されている。 次に、減速比制御機構８０および減速比検出弁
５０の作用について説明する。 減速比制御機構８０の制御は、第１３図に示す
最良燃費入力プーリ回転数と実際の入力プーリ回
転数とを比較することにより、入出力プーリ間の
変速比の増減を減速比制御機構８０に設けた２個
の電磁ソレノイド弁８４および８５の作用により
行い、実際の入力プーリ回転数を最良燃費入力プ
ーリ回転数に一致させるようになされる。 車両の定速走行時には、第１４図Ａに示すよう
に、電磁ソレノイド弁８４および８５はともに
OFFにされる。これにより、油室８１６の油圧
Pdはライン圧となり、油室８１５の油圧Puもス
プール８１２が図示右側にあるときはライン圧と
なつている。スプール８１２はスプリング８１１
のばね荷重によるPs3があるので図示左方へ移動
し、油室８１５は油路２Ａ及び油室８１０を介し
てドレインポート８１３と連通する。このため、
油室８１５の油圧Puは排圧されるので、スプー
ル８１２は油室８１６の油圧Pdにより図示右方
へ動かされる。スプール８１２が右方へ移動する
と、ドレインポート８１３は閉じる。その場合、
スプール８１２のランド８１２Ｂのドレインポー
ト側８１３エツジにフラツトな平面（テーパー
面）８１２ｂを設けることにより、より安定した
状態でスプール８１２を第１４図Ａに示すように
中間位置の平衡点に保持することが可能となる。 第１４図Ａのスプール８１２が中間位置の平衡
点に保持された状態では、油路１ｂが閉じてお
り、入力プーリ５２０の油圧サーボ５３０の油圧
は、出力側プーリ５６０の油圧サーボ５７０に加
わつているライン圧によりＶベルト１１２を介し
て圧縮される状態になり、結果的に油圧サーボ５
７０の油圧と平衡する。実際には、油路１ｂにお
いても油漏れがあるため、入力側プーリ５２０は
徐々に拡げられてトルク比Ｔが増加する方向に変
化していく。したがつて、第１４図Ａに示すよう
に、スプール８１２が平衡する位置においては、
ドレインポート８１４が閉じ、油路１ａはやや開
いた状態となるようスプール８１２のアランド８
１２Ｂのポート８１７側エツジにフラツトな面
（テーパ面）８１２Ｃを設けることで油路１ｂの
油圧変化の立ち上がりなどの変移をスムーズにで
きる。この場合において、ライン圧の漏れはオリ
フイス８２を介してドレインポート８１３から排
出される圧油のみであり、漏れ箇所は１箇所のみ
である。 アツプシフト時には、第１４図Ｂに示すよう
に、アツプシフト電磁ソレノイド弁８４がONさ
れる。これにより、油室８１５が排圧されるた
め、スプール８１２はスプリング８１１を圧縮し
て図示右方へ動いて図示右端位置に設定される。 この状態では、油路１ａのライン圧がポート８
１０を介して油路１ｂに供給されるため、油圧サ
ーボ５３０の油圧が上昇し、入力プーリ５２０は
その可動フランジ５２０Ｂが固定フランジ５２０
Ａに接近するように作動する。この結果、トルク
比は減少する。したがつて、電磁ソレノイド弁８
４のON時間を適宜制御することにより、所望の
トルク比だけ減少させるようにしたアツプシフト
作動が行われる。 そして、Ｖベルト５８０が入力プーリ５２０に
係合する位置の半径が次第に大きくなると共に出
力プーリ５６０に係合する位置の半径が小さくな
つて出力軸５５０の回転速度が大きくなつていく
と、入、出力プーリ５２０，５６０におけるＶベ
ルト５８０を挟圧するための油圧サーボ５３０，
５７０の押圧力は大きなものである必要がなくな
る。そこで、Ｖベルト５８０が出力プーリ５６０
と係合する位置の半径が小さくなるにしたがい、
すなわち出力プーリ５６０の可動フランジ５６０
Ｂが固定フランジ５６０Ａから離間するにしたが
つて、減速比検出弁５０の検出棒５１が可動フラ
ンジ５６０Ｂと連動して減速比検出弁５０のスプ
ール５４から離れる方向へ移動する。これによ
り、スプリング５３のスプール５４を付勢する力
が小さくなつて、油路３内の油圧Piが低下する。
この結果、油圧サーボ５３０，５７０によるＶベ
ルト５８０の押圧力は小さくなる。 ダウンシフト時には、第１４図Ｃに示すよう
に、電磁ソレノイド弁８５がONされ、油室８１
６が排圧される。このため、スプール８１２はス
プリング８１１によるばね荷重と油室８１５のラ
イン圧とにより急速に図示右方へ動かされ、油路
１ｂはドレインポート８１３と連通して排圧され
る。この結果、入力プーリ５２０は迅速に拡がる
方向に作動してトルク比は増大し、出力軸５５０
の回転は低下する。このように、電磁ソレノイド
弁８５のON時間を適宜制御することにより、ト
ルク比を増大させるとともに回転速度を低下させ
るダウンシフトを行うことができるようになる。 その場合、出力プーリ５６０の可動フランジ５
６０Ｂが固定フランジ５６０Ａの方へ移動するよ
うになるが、この移動に伴つて減速比検出弁５０
の検出棒５１を介してスプリング５３が圧縮され
るので、スプール５４は作動圧が高くなり、油路
３内は高い圧力に保持される。このため、各プー
リのＶベルト５８０の保持力が大きくなり、Ｖベ
ルト５８０はプーリに対してスリツプすることな
く大きなトルクを入力側から出力側へ伝えること
ができるようになる。 このように入力プーリ（ドライブ側）プーリ５
２０の油圧サーボ５３０は、減速比制御弁８０の
出力油圧が供給され、出力（ドリブン側）プーリ
５６０の油圧サーボ５７０にはライン圧が導かれ
ており、入力プーリ５２０の油圧サーボ５３０の
油圧Pi、出力プーリ５６０の油圧サーボ５７０の
油圧Poとすると、Po／Piはトルク比比Ｔに対し
て第１５図に示すような特性を有し、例えばスロ
ツトル開度θ＝50％、トルク比Ｔ＝1.5（図中ａ
点）で走行している状態からアクセルをゆるめて
θ＝30％とした場合、Po／Piがそのまま維持さ
れるときは、トルク比Ｔ＝0.87の図中ｂ点に示す
運転状態に移行し、逆にトルク比Ｔ＝1.5の状態
を保持する場合には、入力プーリ５２０を制御す
る減速比制御機構８０の出力によりPo／Piの値
を増大させ、図中ｃ点の値に変更する。 このように、Po／Piの値を適宜制御すること
により、あらゆる負荷状態に対応して所望のトル
ク比に設定することができる。 ところで、減速比検出弁５０のスプール５４は
出力軸５５０の軸心に位置して配設されているの
で、スプール５４は出力軸５５０の回転による遠
心力の影響をほとんど受けることがなく、スプー
ル５４の作動は安定確実なものとなる。 以上の説明から明らかなように、本実施例によ
れば、減速比制御機構８０および減速比検出弁５
０によつて、変速比に応じて出力軸５５０にトル
クを伝えることができるようになる。 特に、減速比検出弁５０の検出棒５１、スプリ
ング５３、スプール５４等の構成要素を出力軸５
５０の軸方向に配設するようにしているので、回
転に伴う遠心力の影響が極めて少なく、減速比検
出弁５０が確実にかつ安定して作動することがで
きるようになる。[Table] In Table 1, 〇 indicates the connection with oil passage 1, and △ indicates the connection with oil passage 2.
- indicates blockage of oil passage, × indicates exhaust pressure. As shown in Table 1, line pressure is supplied to the hydraulic servo 680 of the reverse brake 650 of the planetary gear transmission mechanism in the R range, and line pressure is supplied to the hydraulic servo 690 of the forward clutch 630 in the D and L ranges. pressure (or low modulator pressure)
is supplied to switch between forward and backward movement. In that case, the second throttle pressure, which is the pressure of the hydraulic fluid that operates the forward clutch 630, is lower than the line pressure, so when the manual valve 65 is set to the D or L range to move the vehicle forward, The clutch 630 becomes a gentle frictional engagement. Therefore, the shock when changing the shift range is small and the drive feeling is good. The second pressure regulating valve 60 has a spool 62 with a spring 61 disposed on one side and lands 62A, 62B, and 62C.
land 62 through the spring load and orifice 63
A is displaced by the oil pressure applied to A to change the flow resistance of the oil passages 4 and 5 and the drain port 60A, thereby regulating the oil pressure of the oil passage 4, and supplying excess lubrication from the oil passage 5 to parts that require lubrication. Drain the oil from drain port 60A. The reduction ratio control mechanism 80 includes a reduction ratio control valve 81, orifices 82 and 83, an upshift electromagnetic solenoid valve 84, and a downshift electromagnetic solenoid valve 85. The reduction ratio control valve 81 has a first land 812A, a second land 812B, and a third land 812C, and a spool 812 with a spring 811 disposed on one land 812C;
Side end oil chambers 815 and 81 at both ends to which throttle pressure or low modulator pressure is supplied from oil passage 2 via orifices 82 and 83, respectively.
6. Intermediate oil chamber 810 between land 812B and land 812C, oil passage 2A connecting oil chamber 815 and oil chamber 816, communicating with oil passage 1 to which line pressure is supplied, and responding to movement of spool 812. An input port 817 whose opening area increases/decreases, and an output port 818 that communicates with the hydraulic servo 530 of the input pulley 520 of the V-belt continuously variable transmission 500 via the oil passage 1b are provided.
A drain port 814 that evacuates the oil chamber 819 according to the movement of the spool 812, and a drain port 813 that evacuates the oil chamber 810 and 815 according to the movement of the spool 812 are provided. The upshift electromagnetic solenoid valve 84 and the downshift electromagnetic solenoid valve 85 are the oil chamber 8 of the reduction ratio control valve 81, respectively.
15 and an oil chamber 816, both of which are operated by the output of an electric control circuit to be described later to evacuate the pressure of the oil chamber 815 and the oil chamber 816, respectively. As shown in FIGS. 2 and 12, the lock-up control mechanism 70 includes a lock-up control valve 71.
, an orifice 77, and an electromagnetic solenoid valve 76 that controls the oil pressure of the oil passage 4a that communicates with the oil passage 4 via the orifice 77. The lock-up control 71 has a spring 72 disposed on one side (right side in the figure), and lands 73A, 73 having the same diameter.
The spool 73 includes a spool 73 provided with spools B and 73C, and a sleeve 75 which is provided in series with the spool 73, has a spring 74 disposed on the other side (left side in the figure), and has a diameter larger than the land of the spool 73. . In FIG. 12, the oil pressure P ₄ of the oil passage 4 applied to the land 73C and the spring load F s1 of the spring 72 are received from one side through the input port 71A connected to the oil passage 4, and the sleeve 75 receives the spring load F _s1 of the spring 72 from the other side. The solenoid pressure P _s of the oil passage 4a controlled by the solenoid valve 76 or the land 7 via the port 41B
The spool 73 is displaced in response to the hydraulic pressure P ₂ of the release side oil passage 8 of the lock up clutch 430 applied to the lock up clutch 430 and the spring load F _s2 by the spring 74, and the spool 73 is displaced between the oil passage 4 and the release side oil passage 8 or the lock up clutch 430. Controls the communication of the up clutch 430 with the engagement side oil passage 9. When the solenoid valve 76 is energized and turned on, the hydraulic pressure in the oil passage 4a is discharged, the spool 73 is fixed to the left in the figure, the oil passage 4 and the oil passage 9 are in communication, and the hydraulic oil is The fluid flows in the order of passage 9 - lockup clutch 430 - oil passage 8 - drain port 71C, and lockup clutch 430 is in an engaged state. When the solenoid valve 76 is de-energized and the valve port is closed (OFF), the oil pressure in the oil passage 4a is maintained, the spool 73 is fixed to the right in the figure, and the oil passage 4
is in communication with oil passage 8, and the hydraulic oil flows in the order of oil passage 8, lock up clutch 430, oil passage 9, and communication oil passage 10 to the oil cooler.
30 are released. Next, the functions of the reduction ratio control mechanism 80 and the reduction ratio detection valve 50 will be explained. The reduction ratio control mechanism 80 controls the reduction ratio control mechanism 80 to increase or decrease the speed ratio between the input and output pulleys by comparing the best fuel efficiency input pulley rotation speed shown in FIG. 13 with the actual input pulley rotation speed. This is done by the action of two provided electromagnetic solenoid valves 84 and 85, and the actual input pulley rotation speed is made to match the input pulley rotation speed for the best fuel efficiency. When the vehicle is running at a constant speed, both electromagnetic solenoid valves 84 and 85 are closed, as shown in FIG. 14A.
It is turned off. As a result, the oil pressure in the oil chamber 816
Pd is the line pressure, and the oil pressure Pu in the oil chamber 815 is also the line pressure when the spool 812 is on the right side in the figure. Spool 812 is spring 811
Since there is Ps3 due to the spring load, the oil chamber 815 moves to the left in the figure, and the oil chamber 815 communicates with the drain port 813 via the oil passage 2A and the oil chamber 810. For this reason,
Since the oil pressure Pu in the oil chamber 815 is exhausted, the spool 812 is moved to the right in the figure by the oil pressure Pd in the oil chamber 816. When spool 812 moves to the right, drain port 813 closes. In that case,
By providing a flat plane (tapered surface) 812b on the drain port side 813 edge of the land 812B of the spool 812, the spool 812 can be held in a more stable state at an equilibrium point at an intermediate position as shown in FIG. 14A. becomes possible. When the spool 812 in FIG. 14A is held at the intermediate equilibrium point, the oil passage 1b is closed, and the hydraulic pressure of the hydraulic servo 530 of the input pulley 520 is applied to the hydraulic servo 570 of the output pulley 560. The line pressure is compressed through the V-belt 112, and as a result, the hydraulic servo 5
Balanced with 70 oil pressure. Actually, since oil leaks also in the oil passage 1b, the input pulley 520 gradually expands and the torque ratio T changes in the direction of increasing. Therefore, as shown in FIG. 14A, in the position where the spool 812 is balanced,
Alland 8 of the spool 812 is closed so that the drain port 814 is closed and the oil passage 1a is slightly open.
By providing a flat surface (tapered surface) 812C on the edge of the port 817 side of the oil passage 12B, changes such as a rise in oil pressure change in the oil passage 1b can be made smooth. In this case, the only line pressure leak is the pressure oil discharged from the drain port 813 via the orifice 82, and there is only one leak location. During an upshift, the upshift electromagnetic solenoid valve 84 is turned on, as shown in FIG. 14B. As a result, the pressure in the oil chamber 815 is exhausted, so that the spool 812 compresses the spring 811 and moves to the right in the figure, and is set at the right end position in the figure. In this state, the line pressure of oil passage 1a is
10 to the oil path 1b, the oil pressure of the hydraulic servo 530 increases, and the input pulley 520 changes its movable flange 520B to the fixed flange 520.
It operates to approach A. As a result, the torque ratio decreases. Therefore, the electromagnetic solenoid valve 8
By appropriately controlling the ON time of 4, an upshift operation is performed in which the torque ratio is reduced by a desired amount. Then, as the radius of the position where the V-belt 580 engages with the input pulley 520 gradually increases, the radius of the position where the V-belt 580 engages with the output pulley 560 decreases, and the rotational speed of the output shaft 550 increases. a hydraulic servo 530 for pinching the V-belt 580 in the output pulleys 520, 560;
The pressing force of 570 no longer needs to be large. Therefore, the V-belt 580 is connected to the output pulley 560.
As the radius of the engagement position becomes smaller,
That is, the movable flange 560 of the output pulley 560
As B moves away from the fixed flange 560A, the detection rod 51 of the reduction ratio detection valve 50 moves in a direction away from the spool 54 of the reduction ratio detection valve 50 in conjunction with the movable flange 560B. As a result, the force of the spring 53 urging the spool 54 becomes smaller, and the oil pressure Pi in the oil passage 3 decreases.
As a result, the pressing force of the V-belt 580 by the hydraulic servos 530, 570 becomes smaller. During a downshift, the electromagnetic solenoid valve 85 is turned on and the oil chamber 81 is turned on, as shown in FIG.
6 is depressurized. Therefore, the spool 812 is rapidly moved to the right in the drawing by the spring load of the spring 811 and the line pressure of the oil chamber 815, and the oil passage 1b communicates with the drain port 813 and is evacuated. As a result, the input pulley 520 operates in a rapidly expanding direction, the torque ratio increases, and the output shaft 550
The rotation of will decrease. In this manner, by appropriately controlling the ON time of the electromagnetic solenoid valve 85, it becomes possible to perform a downshift that increases the torque ratio and decreases the rotational speed. In that case, the movable flange 5 of the output pulley 560
60B begins to move toward the fixed flange 560A, but with this movement, the reduction ratio detection valve 50
Since the spring 53 is compressed via the detection rod 51, the operating pressure of the spool 54 becomes high, and the inside of the oil passage 3 is maintained at a high pressure. Therefore, the holding force of the V-belt 580 of each pulley becomes large, and the V-belt 580 can transmit a large torque from the input side to the output side without slipping against the pulley. Input pulley (drive side) pulley 5 like this
The hydraulic servo 530 of No. 20 is supplied with the output hydraulic pressure of the reduction ratio control valve 80, line pressure is led to the hydraulic servo 570 of the output (driven side) pulley 560, and the hydraulic pressure Pi of the hydraulic servo 530 of the input pulley 520 is , the hydraulic pressure Po of the hydraulic servo 570 of the output pulley 560, Po/Pi has characteristics as shown in FIG. (a in the figure
If you release the accelerator to set θ = 30% from the state where the vehicle is running at point ), if Po/Pi is maintained as it is, it will shift to the operating state shown at point b in the figure where the torque ratio T = 0.87, Conversely, when maintaining the torque ratio T=1.5, the value of Po/Pi is increased by the output of the reduction ratio control mechanism 80 that controls the input pulley 520, and changed to the value at point c in the figure. In this way, by appropriately controlling the value of Po/Pi, it is possible to set a desired torque ratio corresponding to all load conditions. By the way, since the spool 54 of the reduction ratio detection valve 50 is located at the axial center of the output shaft 550, the spool 54 is hardly affected by the centrifugal force caused by the rotation of the output shaft 550, and the spool 54 The operation will be stable and reliable. As is clear from the above description, according to this embodiment, the reduction ratio control mechanism 80 and the reduction ratio detection valve 5
0 allows torque to be transmitted to the output shaft 550 according to the gear ratio. In particular, components such as the detection rod 51, spring 53, and spool 54 of the reduction ratio detection valve 50 are connected to the output shaft 5.
Since the valve 50 is disposed in the axial direction of the valve 50, the influence of centrifugal force due to rotation is extremely small, and the reduction ratio detection valve 50 can operate reliably and stably.

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

第１図は本発明に係る車両用無段変速機の制御
装置の一実施例の断面図、第２図はその制御装置
の回路図、第３図は減速比制御弁の出力特性を示
す図、第４図はスロツトル弁が出力する第２のス
ロツトル圧特性を示す図、第５図および第６図は
スロツトル弁が出力する第１のスロツトル圧特性
を示す図、第７図はローモジユレータ弁が出力す
るローモジユレータ圧特性を示す図、第８図は油
路２に生じる油圧特性を示す図、第９図、第１０
図、第１１図は調圧弁が出力するライン圧特性を
示す図、第１２図Ａ，Ｂ，Ｃ，Ｄはロツクアツプ
制御機構の作動説明図、第１３図は最良燃費入力
プーリ回転数を示すず、第１４図は減速比制御機
構の作動説明図、第１５図はこの減速比制御機構
の作動説明のための図である。 ３……油路、５０……減速比検出弁、５３……
スプリング、５４……スプール（弁体）、５１０
……軸、５２０……入力プーリ、５２０Ａ……固
定フランジ、５２０Ｂ……可動フランジ、５３０
……油圧サーボ、５５０……軸、５５１……軸方
向孔、５６０……出力プーリ、５６０Ａ……固定
フランジ、５６０Ｂ……可動フランジ、５７０…
…油圧サーボ、５８０……Ｖベルト。 Fig. 1 is a sectional view of an embodiment of a control device for a continuously variable transmission for vehicles according to the present invention, Fig. 2 is a circuit diagram of the control device, and Fig. 3 is a diagram showing the output characteristics of the reduction ratio control valve. , FIG. 4 is a diagram showing the second throttle pressure characteristics output by the throttle valve, FIGS. 5 and 6 are diagrams showing the first throttle pressure characteristics output by the throttle valve, and FIG. A diagram showing the output low modulator pressure characteristics, FIG. 8 is a diagram showing the hydraulic characteristics occurring in the oil passage 2, FIGS. 9 and 10.
Figure 11 is a diagram showing the line pressure characteristics output by the pressure regulating valve, Figure 12 A, B, C, and D are explanatory diagrams of the operation of the lock-up control mechanism, and Figure 13 is a diagram showing the input pulley rotation speed for the best fuel economy. , FIG. 14 is a diagram for explaining the operation of the reduction ratio control mechanism, and FIG. 15 is a diagram for explaining the operation of this reduction ratio control mechanism. 3... Oil path, 50... Reduction ratio detection valve, 53...
Spring, 54...Spool (valve body), 510
...Shaft, 520...Input pulley, 520A...Fixed flange, 520B...Movable flange, 530
... Hydraulic servo, 550 ... Shaft, 551 ... Axial hole, 560 ... Output pulley, 560A ... Fixed flange, 560B ... Movable flange, 570 ...
...Hydraulic servo, 580...V belt.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １ 入力プーリおよび出力プーリの間にＶベルト
が掛けわたされたＶベルト式無段変速機構を備え
た車両用無段変速機において、 前記入、出力プーリをそれぞれ支持する軸の少
なくともいずれか一方に、この軸の中心軸を中心
とする軸方向孔を穿設し、この軸方向孔を前記
入、出力プーリの油圧サーボを制御する流体制御
回路の油路に連通せしめ、 前記軸方向孔内に前記油路の圧力を制御する減
速比検出弁を配設し、この減速比検出弁は前記油
路内の油圧によつて軸方向に作動され、かつその
油路内の作動油のドレイン量を制御する弁体とこ
の弁体の作動圧をその弾力の大きさによつて設定
するスプリングとを少なくとも有し、前記スプリ
ングの弾力は、前記入、出力プーリのうち前記減
速度検出弁が設けられている側のプーリの可動フ
ランジの軸方向移動に応じて変化するように設定
されていて、 前記可動フランジの軸方向移動により変更され
る前記Ｖベルト式無段変速機構の変速比に応じた
油圧を前記油路内に発生することを特徴とする車
両用無段変速機の油圧制御装置。[Claims] 1. In a continuously variable transmission for a vehicle equipped with a V-belt type continuously variable transmission mechanism in which a V-belt is stretched between an input pulley and an output pulley, a shaft supporting the input and output pulleys, respectively; An axial hole centered around the central axis of the shaft is bored in at least one of the shafts, and this axial hole is communicated with an oil passage of a fluid control circuit that controls the hydraulic servo of the input and output pulley; A reduction ratio detection valve for controlling the pressure in the oil passage is disposed in the axial hole, and the reduction ratio detection valve is actuated in the axial direction by the hydraulic pressure in the oil passage. It has at least a valve body that controls the drain amount of hydraulic oil and a spring that sets the operating pressure of the valve body according to the magnitude of its elasticity, and the elasticity of the spring is the same as the one of the input and output pulleys. The V-belt type continuously variable transmission mechanism is set to change according to the axial movement of the movable flange of the pulley on the side where the speed detection valve is provided, and is changed by the axial movement of the movable flange. A hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle, characterized in that hydraulic pressure is generated in the oil passage in accordance with a gear ratio.