JPH023746A - Hydraulic control device for continuously variable speed change gear for vehicle - Google Patents
Hydraulic control device for continuously variable speed change gear for vehicleInfo
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
[産業上の利用分!IIF]
本発明は自動車等の車両に使用されVベルトによって無
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。[Detailed description of the invention] [Industrial use! IIF] 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.
[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
ッ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
式無段変速機によって無段変速されてディファレンシア
ル等の出力価に伝えられるようになっている。その場合
。[Prior art] Continuously variable transmissions equipped with V-belt continuously variable transmission mechanisms used in automobiles and other vehicles are combined with fluid transmission mechanisms such as torque converters and fluid couplings, and planetary gear type forward/reverse switching mechanisms. It is used. That is, the power of the engine transmitted through the fluid transmission mechanism is continuously variable in speed by a V-belt type continuously variable transmission, and is transmitted to an output value such as a differential. In that case.
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って
回転方向が切り換えられる。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.
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っている。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.
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
圧サーボによって軸方向に移動゛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。したがって、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。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 movable flange is moved in the axial direction by a hydraulic servo to change the distance between the two flanges. Therefore, the V-belt is compressed by the pressing force of the hydraulic servo.
[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。[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.
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太き(することが−最内である
。その場合、Vベルトとプーリとの間に生じるスリップ
をできるだけ少なくするようにしなければならない。し
たがって、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
。For example, at low speed rotation, it is necessary to transmit a relatively large torque, that is, to increase the torque ratio. In this case, the slip between the V-belt and the pulley must be minimized. Therefore, it is necessary to increase the pressing force of the hydraulic servo.On the other hand, in high-speed rotation, it is common that a large torque is not transmitted, that is, the torque ratio is small.
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。In this case, the force with which the hydraulic servo presses the V-belt may be small.
したがって、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。Therefore, if the pressing force by the hydraulic servo is kept constant regardless of the rotational speed, it cannot be said that torque is transmitted efficiently.
本発明はこのような事情に鑑みてなされたものであって
、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。The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention 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.
本発明の他の目的は、遠心力のような運転によって生じ
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。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 without being affected by forces such as centrifugal force caused by operation.
[!I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 出カブ−!j (5
20,560)をそれぞれ支持する軸(510,550
)の少なくともいずれか一方(sso)t、= この
軸(550)の中心軸を中心とする軸方向孔(551)
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(530,570)
を制御する流体制御回路の油路(3)に連通せしめ。[! Means for Solving Problem I] In order to solve this problem, the present invention is illustrated with reference to FIGS. 1 and 2, for example. j (5
shafts (510, 550) supporting the shafts (20, 560), respectively;
) (sso)t, = axial hole (551) centered on the central axis of this shaft (550)
This axial hole (551) is inserted into the hydraulic servo (530, 570) of the output pulley (520, 560).
It communicates with the oil passage (3) of the fluid control circuit that controls the.
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。A reduction ratio detection valve (50) for controlling the pressure of the oil passage (3) is disposed within the axial hole (551).
この減速比検出弁(50)は、前記油路(3)内の油圧
によっ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(5
4)の作動圧をその弾力の大きさによって設定するスプ
リング(53)とを少なくとも有し、前記スプリング(
53)の弾力FL前前記入出出力プーリ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。This reduction ratio detection valve (50) is actuated in the axial direction by the oil pressure in the oil passage (3), and includes a valve body (54) that controls the drain amount of hydraulic oil in the oil passage (3), and this valve. Body (5
4), the spring (53) sets the operating pressure of the spring (53) according to the magnitude of its elasticity;
53) elastic FL front input/output pulleys 520, 560
) is set to change according to the axial movement of the movable flange (560B) of the pulley on the side where the deceleration detection valve (50) is provided, and the axial direction of the movable flange (560B) The hydraulic pressure is applied to the oil passage (3) according to the gear ratio of the V-belt continuously variable transmission, which is changed by movement.
It is characterized by occurring within the
[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)によって、人、出力プーリ(520,560)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。[Operation and Effects of the Invention] According to the present invention configured as described above, the deceleration detection valve (
50) controls the hydraulic pressure in the oil passage (3) that sends hydraulic oil to the hydraulic servo (530, 570) that operates the movable flange (520B, 560B) of the output pulley (520, 560).
その場合、減速度検出弁(50)の弁体(54)トー作
用するスプリング(53)の弾力が可動フランジ(56
0B)の軸方向の移動によって変化するよう番ζなるの
で、油路(3)内の油圧は可動フランジ(560B)の
移動に伴って変化することになる。したがって、可動フ
ランジ(560B)の位昆 すなわち回転速度比に応じ
て油圧サーボ(530,570)が可動フランジ(52
0B。In that case, the elasticity of the spring (53) acting on the valve body (54) of the deceleration detection valve (50) is applied to the movable flange (56).
The oil pressure in the oil passage (3) changes as the movable flange (560B) moves. Therefore, depending on the position of the movable flange (560B), that is, the rotation speed ratio, the hydraulic servo (530, 570)
0B.
560B)を介してVベルト(580)を抑圧する押圧
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。560B), the pressing force that suppresses the V-belt (580) changes. 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.
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
になって、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(5
50)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
がって、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。Furthermore, 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. , the valve body (54) of the reduction ratio detection valve (50) is connected to the shaft (5
Since the valve body (50) is disposed so as to be movable in the axial direction around the axis of the valve body (50), it is not affected by this centrifugal force to a large extent, so that the valve body (54) can be operated stably and reliably. Become. This makes it possible to transmit torque even more efficiently.
なお、カッ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[実施例]
以下、図面を用いて本発明の詳細な説明する。Note that the symbols in parentheses are in contrast to the drawings,
[Examples] The present invention will be described in detail below with reference to the drawings, without limiting the structure of the present invention in any way.
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。FIG. 1 shows an embodiment of a continuously variable transmission for a vehicle according to the present invention.
第1図において、100はエンジンとの締結面100A
が開口し、フルードカップリング、 トルクコンバーク
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、ディファ
レンシャルギア700が収納されると共にこのディファ
レンシャルギア700の一方の出力軸を支持するディフ
ァレンシャルルーム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130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ッショ
ンルーム210、前記トルクコンバータケース100の
ディファレンシャルルーム120の開口面を蓋すると共
にディファレンシャルギア700の他の一方の出力軸を
支持するディファレンシャルルーム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1
30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100Bにボルトで締結されたト
ランスミッションケースであり、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とトランスミッショ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ッシ
ョ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100Bにボルトで締結された
センターケースの構成を有する。In FIG. 1, 100 is a fastening surface 100A with the engine.
The fluid transmission mechanism room 110 is opened and the fluid transmission mechanism 400 such as a fluid coupling and torque converter is housed, and the side opposite to the engine is open and the differential gear 700 is housed and one side of this differential gear 700 is opened. A differential room 120. supports the output shaft of the differential room 120. Similarly, the torque converter case 200 has an idler gear room 130 which is open on the side opposite to the engine, houses the idler gear, and supports one of the shafts of the idler gear, and 200 has an open side on the engine side and houses the V-belt continuously variable transmission. A transmission room 210, a differential room 220 that covers the opening surface of the differential room 120 of the torque converter case 100 and supports the other output shaft of the differential gear 700, and an idler gear room 1 of the torque converter case 100.
The torque converter case 100 includes an idler gear room 230 that covers the side opposite to the engine side of the torque converter case 100.
300 is a transmission case bolted to the side 100B opposite to the engine, and together with the torque converter case 100 and an intermediate case to be described later, forms an outer shell (case) of a vehicle automatic transmission. In this embodiment, the center case is housed in the transmission case and fastened to the opposite side surface 100B of the torque converter case from the engine with bolts.
自動変速機は本実施例ではトルクコンパシタケース10
0内に配されエンジンの出力軸に連結される流体伝動機
構のフルードカップリング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ッションからなる
。 トランスミッションは、軸心が中空とさ瓢 この中
空部511が油圧サーボの作動油、潤滑油の給徘油路と
された入力軸510が前記フルードカップリング400
と同軸心を有するように配さ瓢 まだ軸心が中空とされ
、 この中空部551が油圧サーボの作動油などの給徘
油路とされた出力軸550が入力軸510と平行して配
されたVベルト式無段変速機500、このVベルト式無
段変速機500の入力軸510とフルードカップリング
400の出力軸420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5
10および出力軸710が車軸に連結されたディファレ
ンシャル700.およびこのディファレンシャル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
さ瓢 前記出力軸550と平行して一端は前記トルクコ
ンバータケース100に軸支さ瓢 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。In this embodiment, the automatic transmission has a torque comparator case 10.
The torque converter case 200 includes a fluid coupling 400, which is a fluid transmission mechanism, and a transmission provided in the torque converter case 200. The transmission has a hollow shaft center. This hollow part 511 serves as an oil passage for hydraulic oil and lubricating oil for the hydraulic servo.The input shaft 510 is connected to the fluid coupling 400.
The output shaft 550 is arranged parallel to the input shaft 510, and the shaft center is still hollow. A V-belt continuously variable transmission 500, a planetary gear transmission mechanism 600 disposed between the input shaft 510 of the V-belt continuously variable transmission 500 and the output shaft 420 of the fluid coupling 400, Input shaft 5 of step transmission 500
10 and an output shaft 710 connected to the axle. and this differential 700
input large gear 720 and the V-belt continuously variable transmission 500
The output shaft 550 is inserted between the output gear 590 of the V-belt continuously variable transmission 500 provided at the end on the engine side. The other end of the idler gear 800 includes an idler gear shaft 810 that is rotatably supported by a center case 300 serving as an inner case, and an input gear 820 and an output gear 830 that are provided on the idler shaft 810.
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、スロッ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患前迭 後進など所定の制
御がなされる。The V-belt continuously variable transmission 500 and the planetary gear transmission mechanism 600 are controlled in a predetermined manner, such as deceleration, forward movement, and reverse movement, by a hydraulic control device according to vehicle running conditions such as vehicle speed and throttle opening.
900は、センターケースのエンジン側(フルードカッ
プリング側)壁に締結さ瓢 内部には前記フルードカッ
プリング400と一体の中空軸410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。Reference numeral 900 denotes an oil pump cover which is fastened to the engine side (fluid coupling side) wall of the center case and houses therein an oil pump driven by a hollow shaft 410 integrated with the fluid coupling 400.
フルードカップリング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瓢 エ
ンジン側端にはロックアツプクラッチ430のハブ44
0と、フルードカップリングのタービン450のハブ4
60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ft ’)、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。前記フルードカップリン
グの出力軸420および遊星歯車変速機構600の入力
軸601は中空に形成さ瓢 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500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。The output shaft 420 of the fluid coupling 400 is rotatably supported by a sleeve 310 fitted in the center of the center case 300 via a metal bearing 320. At the engine side end is the hub 44 of the lock-up clutch 430.
0 and the hub 4 of the turbine 450 of the fluid coupling.
60 are spline-fitted, and the other end has a step-like enlarged diameter, and this large diameter portion is connected to the input shaft 60 of the planetary gear transmission mechanism 600.
1 and ft'), 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. An oil passage 421 is provided in this hollow part, and a plug 420 is fitted therein.
The engine side end of the sleeve 422 fixed to the input shaft 510 of the belt type continuously variable transmission 500 is rotatably fitted.
遊星歯車変速機構600は、前記フルードカップリング
400の出力軸420と一体の入力軸601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ッチ63
0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に連結されたキャリヤ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610外周に設
けられたサンギア670、前記キャリヤ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!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6
80、前記固定フランジ壁に形成され前記多板クラッチ
630を作動させる油圧サーボ690とからなる。The planetary gear transmission mechanism 600 is connected to an input shaft 601 that is integrated with the output shaft 420 of the fluid coupling 400, and also includes a forward multi-disc clutch 63 that is a frictional engagement element.
0, a carrier 620 is connected to a fixed flange 520A of a V-belt continuously variable transmission 500, which will be described later. 660. A sun gear 670 is provided on the outer periphery of the output shaft 610 of the planetary gear transmission mechanism 600, which is integrally formed with the input shaft 510 of the V-belt continuously variable transmission 500, and the sun gear 670 and the ring gear 66 are pivotally supported by the carrier 620. The planetary gear 640 meshed with the center case 300! A hydraulic servo 6 is formed to actuate the multi-plate brake 650.
80, a hydraulic servo 690 formed on the fixed flange wall and operating the multi-plate clutch 630;
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。This planetary gear transmission mechanism 600 constitutes a forward/reverse switching mechanism.
Vベルト式無段変速機500は、遊星歯車変速機構゛6
00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52Aからなる入力プーリ52
0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。The V-belt continuously variable transmission 500 has a planetary gear transmission mechanism 6.
A fixed flange 520A integrally formed on the input shaft 510 that is integral with the output shaft 610 of 00, and the hydraulic servo 530.
The input pulley 52 consisting of the fixed flange 52A
0, a fixed flange 560A formed integrally with the output shaft 550 of the V-belt type continuously variable transmission, and a movable flange 560B driven in the direction of the fixed flange 560A by the hydraulic servo 57; 520 and a V-belt 580 that transmits power between the output pulley 560 and the output pulley 560.
Vベルト式無段変速機500の入力軸510は、遊星歯
車変速tet構600の出力軸610となっているエン
ジン側端510Aがベアリング340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3
50を介してトランスミッションケースのエンジンと反
対側壁250に支持さ丸 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。The input shaft 510 of the V-belt type continuously variable transmission 500 has an engine side end 510A, which is the output shaft 610 of the planetary gear transmission mechanism 600, supported by the input shaft 601 of the planetary gear transmission mechanism via a bearing 340. , 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 bearing 340.
50 is supported on the side wall 250 of the transmission case opposite to the engine.Furthermore, its tip end surface 510C is in contact with a lid 260 fastened to the side wall 250 via a needle (roller) bearing 270.
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が嵌着さ瓢 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520AOJ&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
する油路とさ江 その反対側部511Bは、先端が前記
トランスミッションケースの側壁250の入力軸510
との対応部に形成された穴25OAを1ぐよう蓋着され
たfi260のパイプ状突出部261と嵌合さ瓢 この
fi260を含むトランスミッションケース200に形
成さ瓢 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530へ供給されるための油路として作用
している。The sleeve 422 is fitted into the hollow part 511 formed at the center of the input shaft 510 of the V-belt continuously variable transmission 500 on the engine side. The oil passage 511B supplies oil pressure from the oil passage 421 to the hydraulic servo 690 through the oil passage 513 formed in the fixed flange 520AOJ. The input shaft 510 of the side wall 250 of
The fi 260 is fitted with the pipe-like protrusion 261 of the fi 260, which is covered so as to fit into the hole 25OA formed in the corresponding part of the fi 260.The entire space communicates with the hydraulic control device. The oil passage 514 functions as an oil passage through which pressure oil is supplied through the protrusion 261 of the lid 260 to the hydraulic servo 530.
出力ギア5901戴 中空の支軸591と一体に形成
さ瓢 この支軸591はエンジン側端591Aが一方の
支点を形成するローラベアリング592を介してトルク
コンバータケースの側壁に支持さ瓢 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
支持さね さらに出力ギア590のエンジン側側面59
0A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の側面に当接さ瓢 さらに
支軸591のトランスミッション側にはインナスプライ
ン596が形成されている。The output gear 5901 is formed integrally with a hollow support shaft 591. The engine side end 591A of this support shaft 591 is supported on the side wall of the torque converter case via a roller bearing 592 forming one support point, and the other end 591B is supported by the side wall of the torque converter case. It is supported by the center case 300 via a roller bearing 593. Furthermore, the engine side side surface 59 of the output gear 590
0A contacts the side surface of the center case 300 via a needle bearing 595 forming an intermediate fulcrum. Furthermore, an inner spline 596 is formed on the transmission side of the support shaft 591.
Vベルト式無段変速機の出力軸5501−L 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550
Aが形成さ瓢 スプライン嵌合により出力ギアの支軸5
91によりセンタケース300に支持さ瓢 他端550
Bは他方の支点を形成するボールベアリング920を介
してトランスミッションケースの側壁250に支持され
ている。Output shaft 5501-L of V-belt type continuously variable transmission At the engine side end, there is an outer spline 550 that fits into the inner spline 596 formed on the support shaft 591 of the output gear.
A is formed by spline fitting to support shaft 5 of the output gear.
The other end 550 is supported by the center case 300 by 91.
B is supported by the side wall 250 of the transmission case via a ball bearing 920 that forms the other fulcrum.
Vベルト式無段変速機500の出力軸550に同軸に形
成さね 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ィ552が嵌着さ瓢 この
バルブボディ552のエンジン側部552Aはトランス
ミッショ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、 バルブボディ552のエンジンと
反対側部552Bは、先端が前記トランスミッションケ
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ッションケースおよびこ
のトランスミッションに締結された締結されたti55
3に形成された油圧制御装置から可動フランジ560B
の変位−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となっている。減速比検出弁50It−検
出棒1の図示右端に取り付けられた保合ピン51Aが可
動フランジ560Bの内周に形成された段部561に係
合さ瓢 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。A sensing valve body 552 is fitted in the middle of the oil passage 551 forming the axial hole of the present invention, which is formed coaxially with the output shaft 550 of the V-belt continuously variable transmission 500. The side portion 552A is an oil path through which the hydraulic pressure supplied from the oil path 140 communicating with the hydraulic control device formed in the transmission case is guided to the hydraulic servo 570, and the side portion 552B of the valve body 552 opposite to the engine has a tip end. A fastened tube is fitted into a tubular protrusion 554 of a cover 553 to close a hole 250B formed in a portion of the side wall 250 of the transmission case corresponding to the output shaft 550, and is fastened to the transmission case and the transmission. ti55
3 to the movable flange 560B from the hydraulic control device formed in
This is an oil passage 3 in which oil pressure is adjusted by a reduction ratio detection valve 50 that detects the displacement of -. Reduction ratio detection valve 50It - The retaining pin 51A attached to the right end of the detection rod 1 in the figure engages with the step 561 formed on the inner circumference of the movable flange 560B. Adjust the oil pressure of oil path 3.
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瓢
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ッ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
ィス22を介して供給された前記減速比検出弁の出力す
る減速比圧をスロットル開度が設定値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ットル
弁、50は油路1とオリフィス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560B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とオリフィス24を介して連絡
するとともに調圧弁30かも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−により作
動さ瓢 油路1のライン圧を述転者の操作に応じて分配
するマニュアルシフト弁、70は入力に応じて油路4の
油圧を流体伝動機41I400に供給しロックアツプク
ラッチ430の保合および解放を制御するロックアツプ
制御機4’l!、80は入力に応じて油路1と大径のオ
リフィス86を介して連絡する油路1aの油圧を油路1
b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)制御機橡
10はマニュアル弁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ICに設けら札 ライン圧を調
圧してローモジュレ−タ圧として油路2に供給するロー
モジュレータ弁、 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の多板クラッチの油圧サーボ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
。FIG. 2 shows a hydraulic control device for controlling the continuously variable automatic transmission for a vehicle shown in FIG. , 30 is a pressure regulating valve that adjusts the oil pressure of oil passage 1 according to the input oil pressure and sets it as line pressure; 40 is a pressure regulating valve that adjusts the line pressure supplied from oil passage 1 according to the throttle opening degree, and sets oil passage 2.
The reduction ratio pressure output from the reduction ratio detection valve, which is supplied from the oil passage 3 through the orifice 22, is output as the first throttle pressure from the oil passage 3a to the second throttle pressure when the throttle opening is greater than or equal to the set value 01. The throttle valve 50 outputs pressure as described above, and adjusts the hydraulic pressure in the oil passage 3 communicating with the oil passage 1 via the orifice 23 in accordance with the amount of displacement of the movable flange 560B of the output pulley of the V-belt continuously variable transmission. The reduction ratio detection valve 60 communicates with the oil passage 1 via the orifice 24, and the pressure regulating valve 30 regulates the oil pressure of the oil passage 4 from which excess oil is discharged, and uses the surplus oil passage as lubricating oil from the oil passage 5. The second pressure regulating valve 65, which supplies lubrication to the parts of the continuously variable automatic transmission, is operated by a shift lever installed in the driver's seat.A manual shift system that distributes the line pressure of oil passage 1 according to the operator's operation. The valve 70 is a lock-up controller 4'l! which supplies the hydraulic pressure of the oil passage 4 to the fluid transmission 41I400 according to an input and controls engagement and release of the lock-up clutch 430. , 80 controls the oil pressure of the oil passage 1a communicating with the oil passage 1 via the large diameter orifice 86 according to the input.
Reduction ratio (torque ratio) control mechanism of the V-belt continuously variable transmission 500 outputted from b to the hydraulic servo 530 of the input pulley; 10 is oil connected to the oil path 1 when the manual valve 65 is shifted to the L range; A low modulator valve that regulates the line pressure and supplies it to the oil line 2 as a low modulator pressure; 12 is a relief valve provided in the oil cooler oil line 11; 25 is a relief valve provided in the oil line 1. A relief valve 26 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, and 27 is a hydraulic pressure of the multi-disc clutch 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 to the servo 690.
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が固着さね 他端にスプリング52が配接された
検出棒51、この検出棒51とスプリング53を介して
直列に配されたランド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と連絡するボ
ート55、 ドレインボート56.スプール55に設け
られボート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PIを
油路3に発生させる。The reduction ratio detection valve 50 has an engagement pin 51A fixed to one end that engages with a movable flange 560B of the output pulley of the V-belt continuously variable transmission, and a detection rod 51 having a spring 52 arranged at the other end. A spool 54, which has lands 54A and 54B arranged in series via the detection rod 51 and a spring 53 and constitutes the valve body of the present invention, a boat 55 communicating with the oil passage 3, and a drain boat 56. It has an oil passage 57 provided in the spool 55 and communicating with the oil chamber 54a between the boat 55 and the lands 54A and 54B, and changes the hydraulic pressure PI as shown in FIG. 3.
スロットル弁40は、運転席のアクセルペダルにリンク
されたスロットルカム41に接触して変位されるスロッ
トルプランジャ42.このスロットルプランジャ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、スロットル開度0の増大に応じてプランジャ4
2およびスプール44は図示左方に変位する。プランジ
ャ42はスロットルカム41の回転角およびランド42
aにフィードバックされた油路2の油圧スロットル開度
0が設定値02以上(0>DI)となったとき、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。The throttle valve 40 includes a throttle plunger 42. which is displaced by contacting a throttle cam 41 linked to an accelerator pedal at the driver's seat. A spool 44 is arranged in series with the throttle plunger 42 via a spring 43.
The plunger 4 is
2 and the spool 44 are displaced to the left in the drawing. The plunger 42 is connected to the rotation angle of the throttle cam 41 and the land 42.
When the hydraulic throttle opening degree 0 of the oil passage 2 fed back to a becomes equal to or higher than the set value 02 (0>DI), the oil passage 3
and the oil passage 3a to generate a second throttle pressure equal to the reduction ratio pressure in the oil passage 3a.
0〈0.のとき、プランジャ42に設けられた油路42
Bを介してドレインボート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スロット
ル圧P、を発生させる。0〈0. When the oil passage 42 provided in the plunger 42
The hydraulic pressure in the oil passage 3a is discharged from the drain boat 40a via the drain boat 40a through the drain boat 40a, and a second throttle pressure P is generated in the oil passage 3a as shown in FIG.
スプール44はスプリング43を介してスロットルカム
41の動きが伝えら瓢 このスロットル開度とオリフィ
ス45とを介してランド44aにフィードバックされた
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に生じるスロットル圧Pthを
第5図および第6図に示すように調圧する。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 fed back to the land 44a via the orifice 45. The throttle pressure Pth generated in the oil passage 2 is regulated as shown in FIGS. 5 and 6 by changing the area of communication with the oil passage 2.
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
のレギュレータプランジャ33、このプランジャ33に
当接して直列的に配設された第2のレギュレータプラン
ジャ34えお有し、油路1と連絡するボート34a、オ
リフィス35を介してライン圧がフィードバックされる
ボート34b、 ドレインボート34 c、 余剰油
を油路4に排出させるボート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ボート34e、油路
3から減速比圧が入力される入力ボート34f、油路2
から第1スロツトル圧が入力される入力ボート34g、
油路3から第2スロツトル圧が入力される入力ボート3
4hとからなる。The pressure regulating valve 30 has a spring 31 disposed on one side (left side in the figure), a spool 32 having lands 32A, 32B, and 32C, and a spool 32 disposed in series with the spool 32, a small diameter land 33A and a large diameter land 33A. The first land 33B has land 33B.
It has a regulator plunger 33, a second regulator plunger 34 arranged in series in contact with this plunger 33, and the line pressure is fed back through a boat 34a communicating with the oil passage 1 and an orifice 35. Boat 34b, drain boat 34c, boat 34d for discharging surplus oil into oil passage 4, drain boat 34e for discharging leaked oil from between the land and the valve wall, input for inputting the reduction specific pressure from oil passage 3. Boat 34f, oil line 2
an input boat 34g to which the first throttle pressure is input from;
Input boat 3 to which the second throttle pressure is input from oil line 3
It consists of 4 hours.
ローモジュレータ弁10はマニュアル弁70がLレンジ
に設定されたときスロットル開度に依存しない第7図に
示すローモジュレータ圧P1゜工を出力する。ここでロ
ーモジュレータ弁10およびスロットル弁40はいずれ
も調圧のための排圧油路を持たず、スロットル圧Pt1
kが減速比制御機構80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シζ
第8図に示すようにP 1611およびptbのうち大
きい方の油圧が発生するようになっている。したがって
、第9図に示すように、Lレンジ低スロットル開度にお
けるライン圧PlがDレンジの場合より上昇する。When the manual valve 70 is set to the L range, the low modulator valve 10 outputs a low modulator pressure P1° 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 Pt1
The pressure is regulated by utilizing the fact that k is constantly discharged from the reduction ratio control mechanism 80, and both of these valves are arranged in parallel, and in the L range, two oil passages ζ
As shown in FIG. 8, the larger hydraulic pressure of P1611 and ptb is generated. Therefore, as shown in FIG. 9, the line pressure Pl in the L range low throttle opening is higher than in the D range.
この調圧弁30は、ボート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 ボート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スロツトル風 ボート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スロットル
圧スプリング31およびオリフィス35を介して油路1
と連絡されたボート34bからスプールのランド32c
にフィードバックされるライン圧とによりスプール42
が変位し油路1に連絡するボート34 a。This pressure regulating valve 30 is configured to control: the reduction specific pressure input from the boat 34f and applied to the second plunger 34; the first throttle wind input from the boat 34g and applied to the land 33B of the first plunger 33; the first throttle wind input from the boat 34h and applied to the first plunger 34; 33 through the second throttle pressure spring 31 and orifice 35 applied to the land 33A of the oil passage 1
The spool land 32c from the boat 34b that was contacted
The line pressure fed back to the spool 42
The boat 34a is displaced and connects to the oilway 1.
油路4に連絡するボート34bおよびドレインボート3
4C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@ および第11図に示すライン圧
P、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。■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。Boat 34b and drain boat 3 connected to oil channel 4
The opening area of 4C is adjusted to increase or decrease the amount of pressure oil leaking from the oil passage 1, thereby producing the line pressure P shown in FIGS. 9, 10@, and 11. In L range, it is necessary to downshift to obtain strong engine braking. ■When a belt-type continuously variable transmission is downshifted, the oil passage to the hydraulic servo 530 on the input side pulley is connected to the drainage oil passage, thereby draining the oil in the servo oil chamber and realizing downshifting. 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.
したがって、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、特にスロッ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ュレー
タ弁によってスロットル開度0が小さいときのスロット
ル圧Pthを増加させ、ライン圧P+(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。Therefore, when a quick downshift is required, it is necessary to make the oil in the output pulley and the hydraulic pressure applied to the pressure 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 Pth when the throttle opening degree is small is increased by the low modulator valve, and the line pressure P+ (line pressure=hydraulic servo supply pressure of the output pulley) is increased.
マニュアル弁65は、運転席に設けられたシフトレバ−
で動かさL P(パーク)、 R(リバース)、Nに
ュートラル)、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1 c
、 油路6、油路7とを表1に示すように連絡する。The manual valve 65 is a shift lever installed in the driver's seat.
It has a spool 66 that is set to each shift position of P (park), R (reverse), neutral (N), D (drive), and L (low), and when set to each shift position, the oil path 1° or oil path 2, and oil path 1c
, oil passage 6, and oil passage 7 as shown in Table 1.
表1
RNDL
油路 7 × × × Δ Δ
油路 6 × ○ ×××
油路1c −−Δ Δ 0
表1において0は油路1との連絡、Δは油路2との連絡
、−は油路の閉λ X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6
50の油圧サーボ680にライン圧が供給さ瓢 Dレン
ジおよびLレンジでは前進用クラッチ630の油圧サー
ボ690に油路2のスロットル圧(またはローモジュレ
ータ圧)が供給され前後進の切り換えがなされる。Table 1 RNDL Oilway 7 × × × Δ Δ Oilway 6 × ○ ××× Oilway 1c −−Δ Δ 0 In Table 1, 0 indicates connection with oilway 1, Δ indicates communication with oilway 2, and − indicates connection with oilway 2. Closing of the oil passage λ
In the D and L ranges, the throttle pressure (or low modulator pressure) of the oil passage 2 is supplied to the hydraulic servo 690 of the forward clutch 630 to switch between forward and backward movement.
その場合、前進用クラッチ630を作動する作動油の圧
力である第2のスロッ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ュアル弁65を
DレンジまたはLレンジにしたとき、クラッチ630は
緩やかに摩擦係合するようになる。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, Clutch 630 is brought into gentle frictional engagement.
したがって、シフトレンジ切り換えの際のショックは小
さ(、ドライブフィーリングは良好なものとなる。Therefore, the shock when changing the shift range is small (and the drive feeling is good).
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ィ
ス63を介してランド62Aに印加される油圧により変
位して油路4と油路5とおよびドレインボート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った作動油はドレインボー
ト60Aからドレインさせる。The second pressure regulating valve 60 has a spool 62 with a spring 61 disposed on one side and lands 62A, 62B, and 62C. The flow resistance of the oil passages 4, 5, and the drain boat 60A is changed to regulate the oil pressure of the oil passage 4, and the excess hydraulic oil that has been supplied from the oil passage 5 to the parts requiring lubrication is removed from the drain boat 60A. Let it drain.
減速比制御機lIr1a o ti 減速比制御弁8
1、オリフィス82と83% アッ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812
Aど第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、それぞれオリフィス82および
83を介して油路2からスロットル圧またはローモジュ
レータ圧が供給される両側端の側端油室815および8
16、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2
A、 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
力ボート817およびVベルト式無段変速機500の入
カブ−!7520の油圧サーボ530に油路1bを介し
て連絡する出力ボート818が設けられた調圧油室81
9、スプール812の移動に応じて油室819を排圧す
るドレインボート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ボ
ート813を備える。アッ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815と油室816とに取
り付けら札 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。Reduction ratio controller lIr1a o ti Reduction ratio control valve 8
1. Orifice 82 and 83% Consists of an upshift electromagnetic solenoid valve 84 and a downshift electromagnetic solenoid valve 85. The reduction ratio control valve 81 is connected to the first land 812
A spool 812 has a second land 812B and a third land 812C, and a spring 811 is disposed on one land 812C, and a throttle pressure or low modulator is supplied from the oil passage 2 through orifices 82 and 83, respectively. Side end oil chambers 815 and 8 at both ends to which pressure is supplied
16. Intermediate oil chamber 810 between land 812B and land 812C. Oil passage 2 connecting oil chamber 815 and oil chamber 816
A. The input boat 817 and the input port of the V-belt continuously variable transmission 500 communicate with the oil passage 1 to which line pressure is supplied and whose opening area increases or decreases according to the movement of the spool 812. A pressure regulating oil chamber 81 provided with an output boat 818 that communicates with the hydraulic servo 530 of 7520 via an oil passage 1b.
9, a drain boat 814 that evacuates the oil chamber 819 as the spool 812 moves, and a drain boat 813 that evacuates the oil chambers 810 and 815 as the spool 812 moves. The upshift electromagnetic solenoid valve 84 and the downshift electromagnetic solenoid valve 85 are attached to the oil chamber 815 and oil chamber 816 of the reduction ratio control valve 81, respectively. The oil chamber 815 and the oil chamber 816 are evacuated.
ロックアツプ制御機構70は、第2図および第12図に
示すように、ロックアツプ制御弁71と。The lock-up control mechanism 70 includes a lock-up control valve 71, as shown in FIGS. 2 and 12.
オリフィス77と、このオリフィス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。ロックアツプ制御71は、一方(
図示右方)にスプリング72が配設さ瓢 同一径のラン
ド73A、73B、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。It consists of 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. On the other hand, the lock-up control 71 (
A spring 72 is disposed on the spool 73 having lands 73A, 73B, and 73C of the same diameter, and the other spring 72 is disposed in series with the spool 73 (on the left side in the figure).
A spring 74 is disposed at the spool 73, and a sleeve 75 has a diameter larger than the land of the spool 73.
第12図において、一方から油路4に連絡した入力ポー
ドア1A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F0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Psまたはボート41Bを
介してランド73Aに印加されるロックアツプクラッチ
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Fs2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またはロックアツプクラッ
チ430の係合側油路9との連絡を制御する。In FIG. 12, the oil pressure P4 of the oil passage 4 applied to the land 73C through the input port door 1A connected to the oil passage 4 and the spring load F0 of the spring 72 are received from one side, and the solenoid is applied to the sleeve 75 from the other side. The solenoid pressure Ps of the oil passage 4a controlled by the valve 76 or the oil pressure P2 of the release side oil passage 8 of the lock-up clutch 430 applied to the land 73A via the boat 41B and the spring 74
The spool 73 is displaced in response to the spring load Fs2, thereby controlling the communication between the oil passage 4 and the release side oil passage 8 or the engagement side oil passage 9 of the lock-up clutch 430.
ソレノイド弁76が通電されてONとなっているとき、
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〜ドレインボ
ート71Cの順で流れロックアツプクラッチ430は保
合状態にある。When the solenoid valve 76 is energized and turned on,
The hydraulic pressure in the oil passage 4a is discharged and the spool 73 is fixed to the left side in the figure, and the oil passage 4 and oil passage 9 are in communication, and the hydraulic oil is distributed from oil passage 9 to lock-up clutch 430 to oil passage 8 to drain boat. 71C, the lock-up clutch 430 is in the engaged state.
ソレノイド弁76が非通電され弁口が閉じている(OF
F)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〜ロツタアツプクラツチ430〜油路9〜オ
イルクーラへの連絡油路10の順で流江 ロックアツプ
クラッチ430は解放されている。The solenoid valve 76 is de-energized and the valve port is closed (OF
In case F), the oil pressure in the oil passage 4a is maintained and the spool 73 is fixed to the right side in the figure, the oil passage 4 is connected to the oil passage 8, and the hydraulic oil is distributed from oil passage 8 to rotary up clutch 430 to oil passage 9. The lock-up clutch 430 is released in the order of the connecting oil passage 10 to the oil cooler.
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。Next, the functions of the reduction ratio control mechanism 80 and the reduction ratio detection valve 50 will be explained.
減速比制御機構80の制御は、第13図に示す最良燃費
人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、人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
良燃費人力プーリ回転数に一致させるようになされる。The reduction ratio control mechanism 80 controls the reduction ratio control mechanism 80 to increase or decrease the gear ratio between the human output pulleys by comparing the rotation speed of the human input pulley with the best fuel efficiency shown in FIG. 13 and the actual input pulley rotation speed. This is done by the action of the two provided electromagnetic solenoid valves 84 and 85, and the actual input pulley rotation speed is made to match the best fuel efficiency manual pulley rotation speed.
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っている。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
を介してドレインボート813と連通ずる。このため、
油室815の油圧Puは排圧されるので、スプール81
2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、 ドレインボー
ト813は閉じる。その場合、スプール812のランド
812Bのドレインボート側813エツジにフラットな
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。When the vehicle is running at a constant speed, as shown in Figure 14 (A),
Both electromagnetic solenoid valves 84 and 85 are turned off. As a result, the oil pressure Pd in the oil chamber 816 becomes the line pressure, and the oil pressure Pu in the oil chamber 815 also becomes the line pressure when the spool 812 is on the right side in the figure. The spool 812 moves to the left in the figure due to the spring load Ps3 of the spring 811, and the oil chamber 815 is connected to the oil passage 2A and the oil chamber 812.
It communicates with the drain boat 813 via. For this reason,
Since the hydraulic pressure Pu in the oil chamber 815 is exhausted, the spool 81
2 is moved to the right in the figure by the oil pressure Pd in the oil chamber 816. When the spool 812 moves to the right, the drain boat 813 closes. In that case, by providing a flat plane (tapered surface) 812b on the edge of the drain boat side 813 of the land 812B of the spool 812, the spool 812 can be balanced in the intermediate position as shown in FIG. 14(A) in a more stable state. It becomes possible to hold it at a certain point.
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5
60の油圧サーボ570に加わっ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570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<、シたがって、第14図(A)に示すよう&へ
スプール812が平衡する位置においては、 ドレイ
ンボート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812Bのボート81
7側エツジにフラットな而(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
はオリフィス82を介してドレインボート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
。When the spool 812 in FIG. 14(A) is held at the intermediate equilibrium point, the oil passage 1b is closed, and the oil pressure of the hydraulic servo 530 of the input pulley 520 is applied to the output pulley 5.
The line pressure applied to the hydraulic servo 570 of 60 causes it to be compressed via the V-belt 112, and as a result, it is balanced with the hydraulic pressure of the hydraulic servo 570. In reality, there is oil leakage in the oil path 1b as well, so the input pulley 520
is gradually expanding and changing in the direction of increasing the torque ratio T. Therefore, as shown in Fig. 14 (A),
At the position where the spool 812 is balanced, the drain boat 814 is closed and the boat 81 of the alland 812B of the spool 812 is moved so that the oil passage 1a is in a slightly open state.
By providing a flat (tapered surface) 812C on the 7th edge, it is possible to smooth the transition of the oil pressure change in the oil passage 1b. In this case, the line pressure leak is only from the pressure oil discharged from the drain boat 813 via the orifice 82, and there is only one leak location.
アップシフト時には、第14図(B)に示すよう1 ア
ッ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。During an upshift, the 1 upshift electromagnetic solenoid valve 84 is turned on as shown in FIG. 14(B). 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.
この状態では、油路1aのライン圧がボート810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52
0Bが固定フランジ520Aに接近するように作動する
。この結策 トルク比は減少する。したがって、電磁ソ
レノイド弁84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ップシフト
作動が行われる。In this state, the line pressure of the oil passage 1a is supplied to the oil passage 1b via the boat 810, so the oil pressure of the hydraulic servo 530 increases, and the input pulley 520 moves from its movable flange 52.
0B is operated to approach the fixed flange 520A. The result of this is that the torque ratio decreases. Therefore, by appropriately controlling the ON time of the electromagnetic solenoid valve 84,
An upshift operation is performed to reduce the desired torque ratio.
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って出力軸550の回
転速度が大きくなっていくと1人、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560Bが固定フラ
ンジ560Aから離間するにしたがって、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
する力が小さくなって、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。Then, as the radius of the position where the V-belt 580 engages with the input pulley 520 gradually increases, the output pulley 560
As the radius of the engagement position becomes smaller and the rotational speed of the output shaft 550 increases, one person, the output pulley 520,
The pressing force of the hydraulic servo 530° 570 for pinching the V-belt 580 at 560 does not need 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, as the movable flange 560B of the output pulley 560 moves away from the fixed flange 560A, the detection rod 51 of the reduction ratio detection valve 50 moves in conjunction with the movable flange 560B to adjust the reduction ratio. The detection valve 50 moves in a direction away from the spool 54. 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.
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さ瓢 油室816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
右方へ動かさ瓢 油路1bはドレインボート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55
0の回転は低下する。このように、電磁ソレノイド弁8
5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。During a downshift, as shown in FIG. 14(C), the electromagnetic solenoid valve 85 is turned on and the oil chamber 816 is evacuated. Therefore, the spool 812 is rapidly moved to the right in the figure by the spring load of the spring 811 and the line pressure of the oil chamber 815, and the oil passage 1b is communicated with the drain boat 813 and the pressure is discharged. As a result, the input pulley 520 operates in a rapidly expanding direction, the torque ratio increases, and the output shaft 520
0 rotation decreases. In this way, the electromagnetic solenoid valve 8
By appropriately controlling the ON time of 5, it becomes possible to perform a downshift that increases the torque ratio and decreases the rotational speed.
その場合、出力プーリ560の可動フランジ560Bが
固定フランジ560Aの方へ移動するようになるが、こ
の移動に伴って減速比検出弁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ップすることな
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。In that case, the movable flange 560B of the output pulley 560 moves toward the fixed flange 560A, but as the spring 53 is compressed via the detection rod 51 of the reduction ratio detection valve 50, the spool 54 has a high operating pressure, 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 with respect to the pulley.
このように入力プーリ (ドライブ側)プーリ520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52
0の油圧サーボ530の油圧P t、 出力プーリ5
60の油圧サーボ570の油圧F’oとすると、P o
/ P iはトルク比Tに対して第15図に示すよう
な特性を有し、例えばスロットル開度0=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0=30%とした場合、P o /
P iがそのまま維持されるときは、 トルク比T=
0.87の図中す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、入カブ−
!、1520を制御する減速比制御機構80の出力によ
りP o / P iの値を増大させ1図中C点の値に
変更する。In this way, the hydraulic servo 530 of the input pulley (drive side) pulley 520 is supplied with the output hydraulic pressure of the reduction ratio control valve 80, and the line pressure is guided to the hydraulic servo 570 of the output (driven side) pulley 560. Input pulley 52
0 hydraulic pressure Pt of hydraulic servo 530, output pulley 5
If the hydraulic pressure F'o of the hydraulic servo 570 is P o
/ P i has the characteristics as shown in Fig. 15 with respect to the torque ratio T, for example, when the vehicle is running at a throttle opening of 0 = 50% and a torque ratio T = 1.5 (point a in the figure). If you release the accelerator from 0 to 30%, P o /
When P i is maintained as it is, torque ratio T=
0.87 in the figure, and conversely, the state of torque ratio T=1.5 is maintained. In case, enter turnip-
! , 1520, the value of P o /P i is increased and changed to the value at point C in Figure 1.
このように、P o / P i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。In this way, by appropriately controlling the value of P o /P i, it is possible to set a desired torque ratio corresponding to any load condition.
ところで、減速比検出弁50のスプール54は出力軸5
50の軸心に位置して配設されているので、スプール5
4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。By the way, the spool 54 of the reduction ratio detection valve 50 is connected to the output shaft 5.
Since it is located at the axis of spool 5,
4 is hardly affected by the centrifugal force caused by the rotation of the output shaft 550, and the operation of the spool 54 becomes stable and reliable.
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50によって、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。As is clear from the above description, according to this embodiment, the reduction ratio control mechanism 80 and the reduction ratio detection valve 50 can transmit torque to the output shaft 550 according to the speed ratio.
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550の軸方向に
配設するようにしているので1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。In particular, the detection rod 51 of the reduction ratio detection valve 50. Spring 53
.. Since the components such as the spool 54 are arranged in the axial direction of the output shaft 550, the influence of centrifugal force accompanying one rotation is extremely small, and the reduction ratio detection valve 50 can operate reliably and stably. become able to.
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図はスロッ
トル弁が出力する第2のスロットル圧特性を示す図、第
5図および第6図はスロットル弁が出力する第1のスロ
ットル圧特性を示す図、第7図はローモジュレータ弁が
出力するローモジュ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1
2図A、 B、 C,Dはロッ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。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.
The figure shows the output characteristics of the reduction ratio control valve, Figure 4 shows the characteristics of the second throttle pressure output by the throttle valve, and Figures 5 and 6 show the first throttle pressure output by the throttle valve. Figure 7 is a diagram showing the low modulator pressure characteristics output by the low modulator valve, Figure 8 is a diagram showing the hydraulic characteristics occurring in the oil passage 2, Figures 9, 10, and 11 are diagrams showing the characteristics. Diagram showing the line pressure characteristics output by the pressure regulating valve, 1st
Figures 2A, B, C, and D are explanatory diagrams of the operation of the lock-up control mechanism, Figure 13 is an illustration of the best fuel consumption input pulley rotation speed, Figure 14 is an explanatory diagram of the operation of the reduction ratio control mechanism, and Figure 15 is an illustration of the operation of the reduction ratio control mechanism.
The figure is a diagram for explaining the operation of this reduction ratio control mechanism.
Claims (1)
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
っ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
大きさによっ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。(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, at least one of the shafts supporting the input and output pulleys, respectively. An axial hole centered on the central axis of the shaft is bored on one side, and the axial hole is communicated with the oil passage of the 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 within the oil passage, and the reduction ratio detection valve is actuated in the axial direction by the hydraulic pressure in the oil passage, and detects the drain amount of the hydraulic oil in the oil passage. It has at least a valve body to control 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 determined by the deceleration detection valve of the input and output pulleys. The V is set to change according to the axial movement of the movable flange of the side pulley, and the V 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 a hydraulic pressure is generated in the oil passage according to a gear ratio of the belt type continuously variable transmission mechanism.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP30560288A JPH023746A (en) | 1988-11-30 | 1988-11-30 | Hydraulic control device for continuously variable speed change gear for vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP30560288A JPH023746A (en) | 1988-11-30 | 1988-11-30 | Hydraulic control device for continuously variable speed change gear for vehicle |
Related Parent Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP19322881A Division JPS5894667A (en) | 1981-11-30 | 1981-11-30 | Control mechanism for direct-coupled clutch of automatic transmission |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
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JPH023746A true JPH023746A (en) | 1990-01-09 |
JPH0222262B2 JPH0222262B2 (en) | 1990-05-17 |
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Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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JP (1) | JPH023746A (en) |
Families Citing this family (2)
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KR102204744B1 (en) * | 2019-10-16 | 2021-01-19 | 한국항공우주산업 주식회사 | Rubber matrix composites for impedance matching and application method thereof |
JP2022095055A (en) | 2020-12-16 | 2022-06-28 | 廣瀬製紙株式会社 | Electromagnetic wave absorber |
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1988
- 1988-11-30 JP JP30560288A patent/JPH023746A/en active Granted
Also Published As
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