JPH023746A - Hydraulic control device for continuously variable speed change gear for vehicle - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To perform high-efficient transmission of torque by a method wherein an oil pressure responding to the change gear ratio of a V-belt type continuously variable speed change gear, varied through axial movement of a moving flange, is fed to a fluid control circuit to control the hydraulic servo of an output pulley. CONSTITUTION:An oil pressure in an oil pass 3 through which working oil is fed to hydraulic servo 530 and 570 to actuate moving flanges 520B and 560B of output pulleys 520 and 560 is controlled by a change gear ratio detecting valve 50. In this case, since the resilient force of a spring 53 exerted on a valve body 54 of the change gear ratio detecting valve 50 is changed through axial movement of the moving flange 560B, an oil pressure in the oil pass 3 is also changed, and a press force on a V-belt 580 is also changed. With a shaft 550 of the output pulley 560 rotated, the change gear ratio detecting valve 50 is also rotated, but since the valve body 54 is axially movably situated on the axis of a shaft 550, no influence is exercised by a centrifugal force. This constitution enables high-efficient transmission of torque according to a running state.

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.

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

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)

【特許請求の範囲】[Claims] （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
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.