JPH0289853A - Speed change control device for continuously variable transmission - Google Patents
Speed change control device for continuously variable transmissionInfo
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Abstract
Description
本発明は、車両用のベルト式無段変速機の油圧制御系に
おける変速比制御弁による変速制ｉａｌ装置に関し、詳
しくは、変速比に応じて変速特性を機械的に調整するメ
カニカルモジュレータｆＪＲ４に関する。The present invention relates to a speed change control device using a speed ratio control valve in a hydraulic control system of a belt-type continuously variable transmission for vehicles, and more particularly to a mechanical modulator fJR4 that mechanically adjusts speed change characteristics according to the speed ratio.
この種の無段変速機の変速制御としては変速比制御弁を
有し、この変速比制御弁の一方にアクセル開度に応じた
スプリング力を、その他方にエンジン回転数に応じたビ
１−−圧を作、用させ、両者がバランスするように変速
することが基本になっている。従って、この基本的な技
術思想によると、エンジン回転数が一定の変速特性にな
る。ところでかかる変速特性では、変速開始のエンジン
回転数が高過ぎて騒音が大きいと共に変速性能に欠け、
最高車速が最小変速比でしか得られない等の走行フィー
リングの不都合がある。このため、変速比制御弁にモジ
ュレータ機構を付設して、変速特性を最適化することが
考えられている。
そこで、上記変速制御のモジュレータ機構に関しては、
例えば特開昭６０−１５９４５５号公報の先行技術があ
る。ここで、ライン圧の変速比に応じたＱＪ変制御の特
性を利用するものであり、変速比制御弁のスプールとス
プリングとの間にライン圧により移動するプランジャを
介設する。そしてアクセル開反に応じてスプール側に作
用するスプリング力を、低速段のライン圧の大きい場合
は小さくし、高速段のライン圧の小さい場合は大きくす
るようにＪ、！Ｊ’１し、変速特性をエンジン回転数の
低い状態で変速を開始し、その後、変速比が小さくなる
に従ってエンジン回転数を上昇するように、Ｊ、Ｊ 整
することが示されている。This type of continuously variable transmission has a speed ratio control valve for speed change control, and one side of this speed ratio control valve is applied with a spring force according to the accelerator opening, and the other side is applied with a spring force that corresponds to the engine speed. -The basic principle is to apply pressure and change gears so that both are balanced. Therefore, according to this basic technical idea, the speed change characteristic is such that the engine speed is constant. However, with such a shift characteristic, the engine speed at the start of the shift is too high, causing a lot of noise and lacking in shift performance.
There are disadvantages in the driving feeling, such as the maximum vehicle speed being obtained only at the minimum gear ratio. For this reason, it has been considered to add a modulator mechanism to the speed ratio control valve to optimize the speed change characteristics. Therefore, regarding the modulator mechanism for the above-mentioned speed change control,
For example, there is a prior art disclosed in Japanese Unexamined Patent Publication No. 159455/1983. Here, the characteristics of the QJ variable control according to the gear ratio of the line pressure are utilized, and a plunger that is moved by the line pressure is interposed between the spool and the spring of the gear ratio control valve. Then, the spring force that acts on the spool in response to the opening of the accelerator should be reduced when the line pressure in the low gear is high, and increased when the line pressure in the high gear is low.J,! It is shown that J'1 is set and the shift characteristics are adjusted to J, J so that the shift is started at a low engine speed, and then the engine speed increases as the gear ratio becomes smaller.
ところで、上記先行技術のものにあっては、ライン圧を
利用した油圧式モジュレータ機構であるため、モジュレ
ータ範囲がライン圧制御幅に制限されてしまい、モジュ
レータ範囲を拡大することか難しい。また、ライン圧が
２段に切換制御される場合等ではライン圧レベルが変化
するため、ライン圧をそのまま適用するのは難しい等の
問題がある。
本発明は、かかる点に鑑みてなされたもので、その目的
とするところは、ライン圧制御等に影Ｕされることなく
、変速特性のモジュレータを最適化することが可能な無
段変速機の変速制御装置を提供することにある。By the way, since the prior art described above is a hydraulic modulator mechanism that utilizes line pressure, the modulator range is limited to the line pressure control width, making it difficult to expand the modulator range. Further, in cases where the line pressure is switched and controlled in two stages, the line pressure level changes, so there are problems such as difficulty in applying the line pressure as it is. The present invention has been made in view of these points, and its purpose is to provide a continuously variable transmission capable of optimizing a modulator of speed change characteristics without being affected by line pressure control, etc. An object of the present invention is to provide a speed change control device.
上記目的を達成するため、本発明の変速制１１１１１装
置は、無段変速機の油圧制御系の変速比制御弁が、スプ
ールとシフトカム側のプランジャとの間に常に荷重を付
与するスプリングと、人力軸回転数が高い時にのみ作用
するスプリングとを有するものにおいて、変速比に応じ
て機械的に上記スプリングの荷重を変化させるモジュレ
ータ機構を付設するものである。In order to achieve the above object, the speed change control 11111 device of the present invention has a speed change ratio control valve of a hydraulic control system of a continuously variable transmission that uses a spring that constantly applies a load between a spool and a plunger on the shift cam side, and a manual force control valve. The motor has a spring that acts only when the shaft rotation speed is high, and is equipped with a modulator mechanism that mechanically changes the load of the spring according to the gear ratio.
上記構成に基づき、無段変速機で変速制御する変速比制
御弁は、機械的モジュレータ機構によりライン圧等に影
口されることなく、変速比に応じてスプリングの荷重が
変化され、高速段へのシフ１、に応じてエンジン回転数
を上昇した最適な変速ラインの特性を得るように制御す
る。Based on the above configuration, the gear ratio control valve that controls the gear change in the continuously variable transmission changes the spring load according to the gear ratio without being affected by line pressure etc. by a mechanical modulator mechanism, and shifts to the high speed gear. According to shift 1, the engine speed is increased to obtain the optimum transmission line characteristics.
以ド、本発明の実施例を図面に基づいて具体的に説明す
る。
第】図において、フロントエンジン・フロントドライブ
（ＦＦ）ベースの横置きトランスアクスルル！で電磁粉
式クラッチを組合わせたベルト式無段変速機について説
明する。
符号１は電磁粉式クラッチ、２は前後進切換装置、３は
無段変速機、４はフロントデフ装置である。そしてクラ
ッチハウジングＢの一方に電磁粉式クラッチ１が収容さ
れ、そのクラッチハウジング６の他方と、そこに接合さ
れるメインケース７゜史にメインケース７のクラッチハ
ウジング６と反対側に接合されるサイドケース８の内部
に、前後進切換装置２．無段変速機３．フロントデフ装
置４が収容される。
電磁粉式クラッチ１は、エンジンのクランク軸ｌＯにド
ライブプレート１１を介して一体結合するリング状のド
ライブメンバ１２．変速機入力軸１３に回転方向に一体
的にスプライン結合するディスク状のドリブンメンバ１
４を有する。そしてドリブンメンバＩ４の外周部側にコ
イルＩ５が内蔵されて、両メンバ１２．１４の間にド］
周に沿いギャップ１６が形成され、このギャップ１６に
電磁粉を有する。またコイル１５を具備するドリブンメ
ンバ■４のハブ部のスリップリング１８には、給電用ブ
ラシ１９がＪｉ’ｊ接し、スリップリングＩ８から更に
ドリブンメンバ１４内部を通りコイル１５に結線されて
クラッチ電流回路が構成されている。
こうして、コイル１５にクラッチ電流を流すと、ギャッ
プ１（ｉを介してドライブおよびドリブンメンバ１２１
４の間に生じる磁力線により、そのギャップ１Ｇに電磁
粉が鎖状に結合して集積し、これによる結合力でドライ
ブメンバＩ２に対しドリブンメンバ１４が滑りながら一
体結合して、クラッチ接続状態になる。一方、クラッチ
電流をカットすると、電磁粉によるドライブおよびドリ
ブンメンバ１２゜１４の結合力が消失してクラッチ切断
状態になる。
そしてこの場合のクラッチ電流の制御を、前後進切換装
置２の操作に連動して行うようにすれば、Ｐ（パーキン
グ）またはＮにュートラル）レンジから前進のＤ（ドラ
イブ）、Ｄｓ（スポーティドライブ）または後退のＲ（
リバース）レンジへの切換え時に自動的にクラッチ１が
接断して、クラッチペダル操作が不要になる。
次いで前後進切換装置２は、上記クラッチｌからの入力
軸１３と、これに同軸上に配置されたプライマリ軸２０
との間に設けられる。即ち、入力軸１３に前進被係合側
を兼ねた後進用ドライブギヤ２１が形成され、プライマ
リ軸２０には後進用被係合側のギヤ２２が回転自在に嵌
合してあり、これらのギヤ２１、２２が、軸２３で支持
されたカウンタギヤ２４．軸２５で支持されたアイドラ
ギヤ２６を介して噛合い構成される。そしてプライマリ
軸２０とギヤ２１および２２との間に、切換機構２７が
設けられる。ここで常時噛合っている上記ギヤ２１．２
４．２８．２２は、クラッチｌのコイル１５を有するド
リブンメンバ１４に連結しており、クラッチ切断時のこ
の部分の慣性マスが比較的大きい点に対応して切換機構
２７は、プライマリ軸２０のハブ２８にスプライン嵌合
するスリーブ２９が、シンクロ機構３０．３１を介して
各ギヤ２１゜２２に噛合い結合するように構成されてい
る。
これによりＰまたはＮレンジの中立位置では、切換機構
２７のスリーブ２９がｌＸブ２８とのみ嵌合して、プラ
イマリ軸２０が入力軸１３から切離される。次いでスリ
ーブ２９を、シンクロ機構３０を介してギヤ２１側に噛
合わすと、入力軸１８に対しプライマリ軸２０が直結し
てＤまたはＤｓレンジの前進状態になる。
一方、スリーブ２９を、逆にシンクロ機構３１を介して
ギヤ２２側に噛合わせると、入力軸１３はギヤ２１゜２
４、２８．２２を介してプライマリ軸２０に連結され、
エンジン動力が逆転してＲレンジの後進状態になる。
無段変速機３は、上記プライマリ軸２０に対しセカンダ
リ軸３５が平行配置され、これらの両輪２０゜３５にそ
れぞれプライマリプーリ３Ｂ、セカンダリプーリ３７が
設けられ、かつ両プーリ３Ｂ、 ３７の間にエンドレス
の駆動ベルト３４が掛は渡しである。プライマリプーリ
３６．セカンダリプーリ３７はいずれも２分割に構成さ
れ、一方の固定プーリ３６ａ、３７ａに対し、他方の可
動プーリ３８ｂ、３７ｂがブーり間隔を可変にすべく移
動可能にされ、可動プーリ３６ｂ、３７ｂには、それ自
体ピストンを兼ねた油圧サーボ装置３８．３９が付設さ
れ、更にセカンダリプーリ３７の可動プーリ３７ｂには
、ブーり間隔を狭くする方向にスプリング４０が付勢さ
れている。
また油圧制御系として、作動源のオイルポンプ４１がプ
ライマリプーリ３６の隣りに設置される。このオイルポ
ンプ４１は、高圧用のギヤポンプであり、ポンプ駆動軸
４２が、プライマリプーリ３Ｂ、プライマリ軸２０およ
び入力軸１３の内部を貫通してクランク軸ｌＯに直結し
、エンジン運転中、常に油圧を生じるようになっている
。そしてこのオイルポンプ４１の油圧を制御して、各油
圧サーボ装置３８．３９に給排油し、プライマリプーリ
３６とセカンダリプーリ３７のブーり間隔を逆の関係に
変化して、駆動ベルト３４のプーリ３Ｂ、 ３７におけ
るブーり比を無段階に変換し、無段変速した動力をセカ
ンダリ軸３５に出力する。
フロントデフ装置４は、上記無段変速機３の高速段側最
小ブーり比が、例えば０．５と非常に小さく、このため
セカンダリ軸３５の回転数が大きい点に迄み、セカンダ
リ軸３５に対し１組の中間減速ギヤ４３ａ、４３ｂを介
して出力軸４４が連結される。そしてこの出力軸４４の
ドライブギヤ４５に、ファイナルギヤ４Ｂが噛合い、フ
ァイナルギヤ４Ｇから差動機構４７を介して左右の前輪
の車軸４８ａ、４８ｂに伝動構成される。
第２図において、無段変速機３の油圧制御系について説
明すると、プライマリ油圧サーボ装置３８において、プ
ライマリ軸２０と一体的なシリンダ３８ａに可動プーリ
３６ｂが嵌合し、シリンダ３８ａ内に給、排油すること
によるプライマリ圧を生じる。
またセカンダリ油圧サーボ装置３９においても、セカン
ダリ軸３５と一体的なシリンダ３９ａに可動プーリ３７
ｂが嵌合し、シリンダ３９ａ内にライン圧が導入される
。ここで可動プーリ３７ｂに比べて可動プーリ３８ｂの
方が、受圧面積が大きくなっており、プライマリ圧のみ
による変速制御をＩり能にしている。
そして油溜７０からオイルポンプ４１により汲み上げら
れたオイルは、油路７１ａを介してライン圧調整弁９０
に等かれ、油路７１ａから分岐するライン圧の油路７１
ｂが、セカンダリシリンダ３９ａに常にライン圧を４人
すべく連通ずる。油路７１ａから分岐する油路７１ｃは
変速比制御弁１００に連通し、この変速比制御弁１００
とプライマシリンダ３８ａとの間に油路７２が連通ずる
。またプライマリシリンダ３８ａの個所には、クラッチ
係合後の変速制御において、エンジン回転数に応じた制
御圧としてのピト−圧を取出すピトー圧センサ７３が設
置され、このピト−圧センサ７３からのピトー圧が、油
路７４を介してライン圧、凋整弁９０．変速比制御弁１
００に等かれる。
更に、エンジン回転数の低い状態を含む広範囲で変速制
御を行うＤレンジに対し、エンジン回転数の高い範囲に
限定して変速制御を行い、アクセル開放の場合にエンジ
ンブレーキ作用するＤｓレンジを得る油圧系として、ラ
イン圧調整弁９０からのドレン油路７５ａにリリーフ弁
７６が設けられ、このリリーフ弁７Ｂの上流側から分岐
する潤滑油圧回路の油路７５ｂか、セレクト位置検出弁
１３０に連通し、油路７５ｂから更に分岐する油路７５
ｃが、変速比制御弁１００のエンジンブレーキ用アクチ
ュエータ１４０に連通している。
上記潤ｌｎ油圧回路の油路７５ａから分岐する油路７５
ｄはベルト３４の内周上に配置されるベルト潤滑ノズル
７７に、油路７５ｃはピトー圧センサ７３のオイル供給
ロア８に連通し、油路７５ｃはチエツク弁７９゜オイル
クーラ８０を介して油溜７０側に連通ずる。セカンダリ
シリンダ３９ａの油圧室３９ｂと反Ｚ・Ｉ側にはバラン
サ室３９ｃが設けられ、オイルクーラ８０の出口側油路
８１がバランサ室３９ｃに連通してオイルを満たし、油
圧室３９ｂの遠心油圧をバランサ至３９ｃで相殺するよ
うになっている。また、変速比制御弁１００のドレン油
路８２の途中にはチエツク弁８３を具備したシフトロッ
ク弁８４が設けられ、チエツク弁８３の上流の油路８２
と上記油路７５ｂとの間にはブリフィーリング用油路８
５が連通する。なお、各油路の途中、大気開口部にはオ
リフィス８６が設けられている。
ライン圧調整弁９０は、弁本体９１．スプール９２゜ス
プール９２の一方のブツシュ９３との間に付シ）される
スプリング９４を存し、プライマリ可動プーリ３６ｂに
係合して実際の変速比を検出するセンサシュー９５が、
潤ｍ通路を兼ねた軸管９６で移動可能に支持されてブツ
シュ９３に連結する。弁本体９１において、スプール９
２のスプリング９４と反対側のポート９１ａには油路７
４のピトー圧が作用し、このポート９１ａにドレンポー
ト９１ｂを介して隣接するポート９１ｃに油路７１ａの
ライン圧が作用する。また、ポート９１ｃの隣りにライ
ン圧が導かれるポート９１ｄとドレンボート９１ａとを
有し、スプール９２のランドチャンファ部９２ａにより
ドレンヱを変化して、凋圧するようになっており、ドレ
ンポーｌ−９ｉｏの隣りのスプリング９４側にライン圧
２段切換用ポート９１Ｆが設けられる。
一方、ライン圧の油路７ＬＣ，にはライン圧２段切換用
ソレノイド弁９７が設けられる。このライン圧２段切換
用ソレノイド弁９７は三方弁であり、上記ライン圧２段
切換用ポー１−９１１’に接続する油路９８を油路７１
ｃ側とドレン側に選択的に連通ずるもので、通電により
油路７１．ｃと９８とを接続してライン圧２段切換用ボ
ート９１ｒにライン圧を導き、非通電により油路９８を
ドレンする構成である。
こうして、スプール９２のスプリング９４は変速比が大
きい程スプリング力が大きくなり、このスプリング力が
ライン圧上昇側に作用する。また、ポート９１ｃとライ
ン圧２段切換用ポーｈ ９１ｒのライン圧はライン圧低
下側に作用し、これら両者のバランスでライン圧制御さ
れる。スプール９２の端部のピトー圧は、エンジン回転
数と共にポンプ吐出口が変化した場合にスプール９２の
バランス点を１周整するように作用する。
そこで、スプリング９４のバランス点のスプリングカＦ
、ライン圧ＰＬ、ポート９１ｃとライン圧２段切換用ポ
ート９１ｆの受圧１Ｉｉｌｉｆｄ差をＡＬ、Ａｃとする
と、ライン圧２段切換用ソレノイド弁９７が非通電の場
合は、
ＡＬ−ＰＬ−Ｆ
が成立して、ライン圧はＰＬ−Ｆ／ＡＬにより高圧制御
される。
また、ソレノイド弁９７が通電すると、（ＡＩ、 ＋Ａ
ｃ）・ＰＬ −Ｆ
が成立して、ライン圧はＰＬ −Ｆ／（ＡＬ ＋Ａｃ）
により低圧制御される。こうしてライン圧は、変速比に
応じて変化するスプリング力で無段階に制御され、更に
ライン圧２段切換用ソレノイド弁９７によりライン圧の
レベルが低、高２段階に制御されて、プーリ押付力を生
じるようになる。
変速比制御弁■００は、弁本体１０１の一方にスプール
１０２を有し、スプール１０２の一端のポート１０１ａ
にはピトー圧がチエツク弁１０３またはオリフィス１０
４を介して作用し、その他端にはロースピードスプリン
グ１０５．ハイスピードスプリング１０６が付勢する。
またスプール１０２の中央のポートＩ。
■ｂは油路７２に、その左右のポート１０１ｃ、 ｔｏ
ｌｄはドレン油路８２．ライン圧油路７１ｃに連通し、
スプール１０２の溝部１０２ａによりプライマリシリン
ダ３８ａに給、排油してプライマリ圧を生じるようにな
っている。
弁本体１０１の他方にはプランジャＩ（１７を有し、こ
のプランジャ１０７にロッド１０８の一端がスプリング
１０９を介して挿入され、ロッド１０８の他端のローラ
ｔｏｇａにアクセル開度に応じて回動するシフトカム１
１０が（Ｕ接する。プランジャ１０７にはガイド１１１
が取付けられてスプリング１０５を受けており、こうし
てシフトカム１１０の回動に応じてスプリング１０５の
力を変化している。ここで、プランジャ１０７には油路
７４のピトー圧が導かれており、プランジャ１０７に作
用するスプリング反力をピトー圧で受けて、シフトカム
１１１の操作力の軽減を図るようになっている。
更に、プランジャ１０７とスプリング１０Ｂとの間には
機械式モジュレータｍ構１２０が設けられる。
このモジュレータｍｊＡＩＬ２０は、プランジャ１０７
とガイド１１１内部のスプリング受け１１２との間に可
変機構１２１を有し、この可変機構１２１がリンク１２
２を介してセンサシュー９５に連結して成る。そして変
速比が小さい高速段に移行するに従って可変＄１ 横１
２１により、スプリング１０６の力を漸増するようにモ
ジュレータ作用する。
こうして、スプール１０２にはピトー圧とシフトカム１
１０によるアクセル開度に応じたスプリング１０５の力
が作用する。そして両者のバランスで所定のプライマリ
圧を生じて変速比を定め、車速の増大でピトー圧が上昇
するのに応じて高速段にアップシフトすべく変速比制御
する。このとき、スプール１０２にはそシュレータ機構
１２０により更に変速比に応じたスプリング１０Ｂの力
が付与することで、高速段へのアップシフトに応じてエ
ンジン回転数を順次上昇するようになる。
セレクト位置検出弁１３０は、弁本体１３１にドレン孔
１３２を有する弁体１３３が挿入され、弁体１３３には
セレクトレバー１３６の操作に応じて回動するカム１３
５が当接しである。ここでカム１３５において、Ｄ、Ｎ
、Ｈのレンジ位置は凸部１３５ａであり、両端のＰ、Ｄ
ｓのレンジ位置は凹部１３５ｂになっており、上記り、
Ｎ、Ｒの各レンジでドレン孔１３２を閉じて操作／１１
１圧を生じる。また、Ｐ、Ｄｓシリンダドレン孔１３２
が開く際は、オリフィス８６により上流側の油路７５ａ
の油圧の低下を防ぐようになっている。
エンジンブレーキ用アクチュエータ１４０は、シリンダ
１４１にビス！・ン１４２が挿入され、このピストン１
４２の一方にリターン用スプリング１４３が付勢され、
その他方のピストン室１４４に油路７５ｂの操作油圧が
油路７５ｃを介して導かれる。またピストン１４２の先
端のフック１４２ａ、変速比制御弁１００のロッド１０
８のローラピン１０８ｂおよびセンサシュー９５の間に
、押込みレバーを兼ねたＤｓレンジ特特性正正用のモデ
ィファイｉ？Ｍ１４５のレバー１４８が係合可能に設け
られる。
こうして、Ｐ、Ｄｓシリンダ操作油圧が無い場合は、ピ
ストン１４２のフック１４２ａによりレバー１４Ｇを揺
動してロッド１０８を強制的に所定のストロ−り押込み
、変速領域をエンジン回転数の高い側に制限し、これに
よりＤｓレンジでエンジンブレーキ作用する。そしてこ
の状態で所定の変速比に達すると、レバー１４Ｇにセン
サンニー９５が係合し、これ以降は変速比の増大に応じ
てセンサシュー９５によりし／＜ −１４６が逆方向に
揺動し、ピストン１４２、ロッド１０８を順次光の位置
に引き戻すようになる。
第３図（ａ）ないしくＣ）において、変速比制御弁ｌＯ
Ｏの機械式モジュレータ機ＩＭ１２０について詳細に述
べる。
図において、符号１５０はバルブブロックであり、この
バルブブロック１５Ｇの内部に、変速比制御弁１００が
途中のスプリング１０５．モジュレータ川スプリング１
０６．ガイド１１１．スプリング受け１１２等を露出し
て設けられる。そしてバルブブロック１５０の実際の取
付は時には、変速比制御弁１００が第３図の（Ｃ）の状
態になり、可変機構１２１はガイドｌ １． ｌの部分
の直下に配置されている。
可変機構＋２１は、ガイドＩｌｌの部分の直下にそれと
直交するＭ＋［（が、両端をブロック側軸受部１５１で
固定されて水平に架設され、この軸１１３上の軸管１１
４に、スプリング＋７’ｌｌ ｆｆｉ装置（５５が回転
およびスイング可能に設けられる。スプリング調整装置
１５５は平行リンク機（１号であり、軸管１１４と一体
のレバー１５Ｇａに２本のアーム１５７ａ、１５７ｂを
介してレバー１５６ｂが連結し、レバー１５６ｂと一体
のごＩＳ＋４１５８に２本のローラ１６０ａ、 １（ｉ
ｏｂが軸１５９で支持されて取付けられる。これらのロ
ーラ１ｆ３（ｌａ、１８０ｂは、ガイドＵｔの孔１１１
ａ内部を貫通してプランジャ１０７とスプリング受け１
１２との間でその両者にＪｉ’を接している。またガイ
ド１１１の反対側には、軸１１３の軸管１１５の一端に
アーム１６１が一体に取付けられ、このアーム１６１
ｉ：軸１５９の端部を支持する部材１６２が回転自在に
設けられ、スプリング＋Ｌ！Ｉ ’１Ｍ装置１５５″の
回転およびスイングをガイドしている。
輔菅１１５の他端には回り止めプレートＩＧ３が取付け
られ、この回り止めプレート１６３がガイド１１１の中
心線上の溝１１１ｂに係合している。
リンク［２２は、略コ字形に屈曲する連結金具１２３が
軸１１３の端部に回転自在に取付けられ、この連結金具
１２３の先端の二叉部１２３ａがレバー１５６ａと一緒
に回転すべく連結する。また連結金具１２３のレバ一部
１２３ｂがロッド１２４を介してセンサシュー９５に連
結し、センサシュー９５の変速比に応じた移動に伴いス
プリング調整装置１５５を回転するようになっている。
ここでスプリング調’ｌ ｚ ５１５５は、レバー１５
Ｇａ１５Ｇ［＋が一方に回転して傾斜すると、２本のロ
ーラ１ＧＯａ、 １６０ｂを路上下方向に並べてプラン
ジャ［０７に対するスプリング受け１１２の距離と共に
モジュレータ用スプリング１０Ｇの荷重を最小にし、こ
の状態からレバー１５８ａ、 １５６ｂが水平方向に回
転する場合に、ローラ１６０ａ、 １６０ｂが略水平方
向に並ぶことによりプランジャ１０７とスプリング受け
１１２との間隔を広げてスプリング１０６の荷重を漸増
するように設定される。またシフトカム１１０によるプ
ランジャ１０７の押込み位置が変化しても、それに応じ
てアーム１５７ａ、 １５７ｂでレバー１５Ｇｂが平行
にスイングして上記ローラ１６０ａ、 １６０ｂの関係
を保持する。
次いで、このようにｆＭ成された無段変速機制御系の作
用について説明する。
先ず、車両停止または走り始めの変速開始前には、ライ
ン圧、凋整弁９０で調圧されたライン圧が油路７１１）
によりセカンダリシリンダ３９ａにのみｊ、ｒ７−大し
ており、プライマリシリンダ３８ａは変通比制御弁１０
０によりドレン油路８２に連通している。そのため無段
変速ａ３では、駆動ベルト３４のプライマリプーリ３Ｇ
に対しセカンダリプーリ３７の５ （・ｊけ径が最も大
きく、最大変速比Ｊ、の低迎段となる。
次いで、走行後にピトー圧センサ７３のピトー圧が上昇
して変速比制御弁１００のスプール＋０２を移動し、油
路７１ｃのライン圧か油路７２を介してプライマリシリ
ンダ３８ａに供給されると、プリフィル作用で直ちにプ
ライマリ圧を生じてアップシフトを開始する。モしてプ
ライマリ圧の上昇により、駆動ベルト３４のプライマリ
プーリ３Ｇに対する巻付は径が増し、最終的には最小変
速比’ ＩＩの高連段に無段変速する。
そこで、上変速比制御井１００による変速制御の作用を
更に詳細に述べる。
先ず、走行時に、シフトカム１１０がアクセル開度に応
じて回転し、ロッド１０８．スプリング１０９゜プラン
ジャ１０７を介してガイドｉｌｌを所定員押込むことで
、スプール１０２の一方にスプリング１０５０作用で押
込み口に応じた荷重がかかる。一方、発進時は、変速比
が最大の低速段であり、このためセンサンニー９５によ
り、リンク１２２を介してスプリング調整装置１５５の
レバー１５６ａ、１５Ｇｂは第４図（ａ）ように押され
て傾き、ローラ１６０ａ、 １８０ｂは路上下方向に並
ぶ。そこでスプリング受け１１２は、後退してモジュレ
ータ用スプリング１０Ｇに付勢されなくなり、こうして
スプール１０２へのスプリング力は、スプリング１．０
５のみによる小さい値になる。これによりスプール１０
２では、上記スプリング力に＆＝）Ｌ低速側の比較的小
さいピトー圧でバランスし、第５図の点Ｐ１の低いエン
ジン回転数で変速を開始する。
変速開始後は、変速比に応じてセンサシュー９５が移動
するのに伴いスプリング調整装置 １５５のレバー１５
８ａ、 １５６ｂはリンク１２２を介して回転し、ロー
ラ１６０ａ、 １６０ｂの並びがしだいに略水平方向と
なるように傾き、スプリング受け１１２を突出させる。
そしてスプリング受け１１２がモジュレータ用スプリン
グ１０６に接する点Ｐ２迄は、上述の一定のスプリング
力であるため、ライン１１のエンジン回転数が一定の特
性になる。一方、点Ｐ２以降は、スプール１０２にスプ
リング１０６の荷重もかかり、このスプリング力は、高
速段へのシフトに伴いローラ１６０ａ、 ＩＥｉＯｂの
作用でプランジャ１０７とスプリング受け１１２との間
隔が増大することにより順次大きくなる。このため、ス
プール１０２でバランスするピト−圧も順次大きくなっ
て、ライン１２のようにエンジン回転数を漸増しした特
性になる。
更にζ点Ｐ３でアクセル開放すると、スプリング１０５
、モジュレータ用スプリング１０６の荷重が急激に低下
することで、スプール１０２によりプライマリプーリ３
Ｇ側に給油され、このため急速にアップシフトして最小
変速比ｉＩ＋に至る。そして最小変速比ｉ１１では、第
４図（ｂ）のようにローラＩＧＯａ、１６０ｂによるプ
ランジャ１０７とスプリング受け１１２との間隔が設定
された最大の状態になる。
次いで、アクセル開度が上述より小さく、または大きい
場合は、プランジャ１０７の位置が変化するが、このと
きスプリング調整装置１５５では、レバー１５Ｇａに対
しアーム１５７ａ、 １５７ｂを介してレバー１５Ｇｂ
と共にローラ１８０ａ、 １８０ｂがその傾きを維持し
たまま平行にスイングして追従する。そしてすべてのア
クセル開度の位置で上述と同様に作用する。
そしてアクセル開度が小さいと、モジュレータ用スプリ
ング１０Ｂにとスプリング受け１１２との距離の増大で
第５図のライン１′１．λ′２のようにモジュレータ作
用が遅れ、逆にアクセル開度が大きい場合は、スプリン
グ１０Ｂにスプリング受け１１２が早く接してラインＪ
、’１．ｆｔ’２のようにモジュレータ作用が早くなる
。なお、Ａａｉｎは最低変速、Ａａ＋ａｘは全開変速の
各ラインである。
一方、上記スプリング、１ｆｆｌ装置１５５のスイング
時には、ローラ１６０ａ、 １６０ｂの一端のアームｌ
ｅｔ もスイングし、ローラ１［ｉｏａ、 １６０ｂの
回転時には部材Hereinafter, embodiments of the present invention will be specifically described based on the drawings. In the figure, a front engine/front drive (FF) based transverse transaxle! A belt-type continuously variable transmission combined with an electromagnetic powder clutch will be explained below. Reference numeral 1 is an electromagnetic powder clutch, 2 is a forward/reverse switching device, 3 is a continuously variable transmission, and 4 is a front differential device. The electromagnetic powder clutch 1 is housed in one side of the clutch housing B, and the other side of the clutch housing 6 and the main case 7 are connected to the side opposite to the clutch housing 6 of the main case 7. Inside the case 8, a forward/reverse switching device 2. Continuously variable transmission 3. A front differential device 4 is housed therein. The electromagnetic powder clutch 1 includes a ring-shaped drive member 12. which is integrally connected to the crankshaft lO of the engine via a drive plate 11. A disk-shaped driven member 1 that is integrally spline-coupled to the transmission input shaft 13 in the rotational direction.
It has 4. A coil I5 is built into the outer peripheral side of the driven member I4, and a coil I5 is installed between the two members 12 and 14.
A gap 16 is formed along the circumference, and the electromagnetic powder is contained in this gap 16. In addition, a power supply brush 19 is in contact with the slip ring 18 of the hub portion of the driven member 4, which is equipped with a coil 15, and is further connected to the coil 15 through the inside of the driven member 14 from the slip ring I8, and is connected to the clutch current circuit. is configured. In this way, when a clutch current is passed through the coil 15, the drive and driven member 121
4, electromagnetic powder is combined and accumulated in the gap 1G in a chain shape, and the resulting binding force causes the driven member 14 to slide and integrally connect to the drive member I2, resulting in a clutch connected state. . On the other hand, when the clutch current is cut, the drive by electromagnetic powder and the coupling force between the driven members 12 and 14 are lost, resulting in a clutch disconnected state. If the clutch current in this case is controlled in conjunction with the operation of the forward/reverse switching device 2, it is possible to switch from the P (parking) or neutral to N range to the forward D (drive) or Ds (sporty drive) range. or R of retreat (
Clutch 1 is automatically connected and disconnected when switching to the reverse (reverse) range, eliminating the need for clutch pedal operation. Next, the forward/reverse switching device 2 includes an input shaft 13 from the clutch l and a primary shaft 20 disposed coaxially therewith.
established between. That is, the input shaft 13 is formed with a reverse drive gear 21 that also serves as a forward engaged side, and a reverse engaged side gear 22 is rotatably fitted to the primary shaft 20. 21 and 22 are counter gears 24 supported by a shaft 23. They are meshed through an idler gear 26 supported by a shaft 25. A switching mechanism 27 is provided between the primary shaft 20 and the gears 21 and 22. The above gear 21.2 which is always in mesh here
4.28.22 is connected to the driven member 14 having the coil 15 of the clutch l, and corresponding to the fact that the inertia mass of this part is relatively large when the clutch is disengaged, the switching mechanism 27 is connected to the driven member 14 having the coil 15 of the clutch l. A sleeve 29 splined to the hub 28 is configured to mesh with each gear 21, 22 via a synchronizing mechanism 30, 31. As a result, in the neutral position of the P or N range, the sleeve 29 of the switching mechanism 27 is fitted only with the lX tab 28, and the primary shaft 20 is separated from the input shaft 13. Next, when the sleeve 29 is engaged with the gear 21 side via the synchronizing mechanism 30, the primary shaft 20 is directly connected to the input shaft 18, and the forward movement state of the D or Ds range is established. On the other hand, when the sleeve 29 is meshed with the gear 22 side via the synchronizing mechanism 31, the input shaft 13 is connected to the gear 21°2.
4, connected to the primary shaft 20 via 28.22;
The engine power is reversed and the R range is in reverse mode. In the continuously variable transmission 3, a secondary shaft 35 is arranged parallel to the primary shaft 20, a primary pulley 3B and a secondary pulley 37 are provided on both wheels 20° 35, respectively, and an endless belt is provided between the pulleys 3B and 37. The drive belt 34 is passed over. Primary pulley 36. Each of the secondary pulleys 37 is divided into two parts, and one of the fixed pulleys 36a and 37a is movable to make the other movable pulleys 38b and 37b variable in the interval between the boars. Hydraulic servo devices 38 and 39 which themselves also serve as pistons are attached, and a movable pulley 37b of the secondary pulley 37 is biased by a spring 40 in the direction of narrowing the boe spacing. Further, as a hydraulic control system, an oil pump 41 as an operating source is installed next to the primary pulley 36. This oil pump 41 is a high-pressure gear pump, and a pump drive shaft 42 passes through the primary pulley 3B, the primary shaft 20, and the input shaft 13 and is directly connected to the crankshaft lO, and constantly maintains oil pressure during engine operation. It's starting to happen. Then, the oil pressure of the oil pump 41 is controlled to supply and drain oil to each hydraulic servo device 38 and 39, and the bool spacing of the primary pulley 36 and secondary pulley 37 is changed to an inverse relationship, so that the pulley of the drive belt 34 3B and 37 are converted steplessly, and steplessly variable power is output to the secondary shaft 35. The front differential device 4 is configured such that the minimum boolean ratio on the high speed side of the continuously variable transmission 3 is very small, for example 0.5, and therefore the rotation speed of the secondary shaft 35 is high. On the other hand, an output shaft 44 is connected via a pair of intermediate reduction gears 43a and 43b. The final gear 4B meshes with the drive gear 45 of the output shaft 44, and transmission is configured from the final gear 4G to the left and right front wheel axles 48a, 48b via the differential mechanism 47. In FIG. 2, the hydraulic control system of the continuously variable transmission 3 will be explained. In the primary hydraulic servo device 38, a movable pulley 36b is fitted into a cylinder 38a that is integrated with the primary shaft 20, and supply and discharge are supplied and discharged into the cylinder 38a. Primary pressure is generated by oil. Also, in the secondary hydraulic servo device 39, a movable pulley 37 is attached to a cylinder 39a that is integrated with the secondary shaft 35.
b is fitted, and line pressure is introduced into the cylinder 39a. Here, the movable pulley 38b has a larger pressure receiving area than the movable pulley 37b, making speed change control based only on the primary pressure possible. The oil pumped up from the oil reservoir 70 by the oil pump 41 is passed through the oil passage 71a to the line pressure regulating valve 90.
A line pressure oil path 71 that branches from the oil path 71a.
b constantly communicates line pressure to the secondary cylinder 39a. An oil passage 71c branching from the oil passage 71a communicates with a gear ratio control valve 100.
An oil passage 72 communicates between the primer cylinder 38a and the primer cylinder 38a. Further, a pitot pressure sensor 73 is installed at the primary cylinder 38a to extract a pitot pressure as a control pressure according to the engine speed during gear change control after clutch engagement. The pressure is supplied to the line pressure via the oil passage 74 and to the pressure regulating valve 90. Gear ratio control valve 1
It is equal to 00. Furthermore, in contrast to the D range, which performs shift control over a wide range including low engine speeds, the hydraulic pressure control is limited to a high engine speed range to obtain the Ds range, which applies engine braking when the accelerator is released. As a system, a relief valve 76 is provided in the drain oil passage 75a from the line pressure adjustment valve 90, and communicates with the oil passage 75b of the lubrication hydraulic circuit branching from the upstream side of the relief valve 7B or with the select position detection valve 130, Oil passage 75 further branches from oil passage 75b
c communicates with the engine brake actuator 140 of the gear ratio control valve 100. Oil passage 75 branching from oil passage 75a of the above-mentioned ln hydraulic circuit
d communicates with a belt lubricating nozzle 77 disposed on the inner circumference of the belt 34, an oil passage 75c communicates with the oil supply lower 8 of the pitot pressure sensor 73, and an oil passage 75c communicates with oil via a check valve 79 and an oil cooler 80. It communicates with the reservoir 70 side. A balancer chamber 39c is provided on the opposite Z/I side from the hydraulic chamber 39b of the secondary cylinder 39a, and the outlet side oil passage 81 of the oil cooler 80 communicates with the balancer chamber 39c to fill it with oil, thereby controlling the centrifugal hydraulic pressure in the hydraulic chamber 39b. It is designed to be offset by a balancer to 39c. Further, a shift lock valve 84 equipped with a check valve 83 is provided in the middle of the drain oil passage 82 of the gear ratio control valve 100.
An oil passage 8 for brie feeling is provided between the oil passage 75b and the oil passage 75b.
5 is connected. It should be noted that an orifice 86 is provided in the middle of each oil passage and at an opening to the atmosphere. The line pressure regulating valve 90 has a valve body 91. A sensor shoe 95 includes a spring 94 attached between the spool 92 and one bush 93 of the spool 92, and engages with the primary movable pulley 36b to detect the actual gear ratio.
It is movably supported by a shaft tube 96 that also serves as a water passage and is connected to a bushing 93. In the valve body 91, the spool 9
An oil passage 7 is connected to the port 91a on the opposite side of the spring 94 of No. 2.
The pitot pressure of No. 4 acts on this port 91a, and the line pressure of the oil passage 71a acts on the adjacent port 91c via the drain port 91b. Further, there is a port 91d to which line pressure is introduced and a drain boat 91a adjacent to the port 91c, and the land chamfer part 92a of the spool 92 changes the drain e to increase the pressure. A two-stage line pressure switching port 91F is provided on the adjacent spring 94 side. On the other hand, the line pressure oil passage 7LC is provided with a line pressure two-stage switching solenoid valve 97. The line pressure two-stage switching solenoid valve 97 is a three-way valve, and the oil passage 98 connected to the line pressure two-stage switching port 1-911' is connected to the oil passage 71.
It selectively communicates with the c side and the drain side, and when energized, the oil path 71. c and 98 are connected to guide the line pressure to the two-stage line pressure switching boat 91r, and the oil passage 98 is drained by de-energizing. In this way, the spring force of the spring 94 of the spool 92 increases as the gear ratio increases, and this spring force acts on the line pressure increasing side. Further, the line pressure of the port 91c and the line pressure two-stage switching port h 91r acts on the line pressure decreasing side, and the line pressure is controlled by the balance between these two. The pitot pressure at the end of the spool 92 acts to adjust the balance point of the spool 92 for one revolution when the pump discharge port changes with the engine speed. Therefore, the spring force F at the balance point of the spring 94 is
, line pressure PL, and the received pressure 1Iilifd difference between the port 91c and the line pressure two-stage switching port 91f as AL and Ac, and when the line pressure two-stage switching solenoid valve 97 is de-energized, AL-PL-F holds true. Thus, the line pressure is controlled at high pressure by PL-F/AL. Moreover, when the solenoid valve 97 is energized, (AI, +A
c)・PL −F is established, and the line pressure is PL −F/(AL +Ac)
Controlled by low pressure. In this way, the line pressure is controlled steplessly by a spring force that changes according to the gear ratio, and the line pressure level is controlled in two stages, low and high, by the two-stage line pressure switching solenoid valve 97, resulting in a pulley pressing force. begins to occur. The gear ratio control valve ■00 has a spool 102 on one side of a valve body 101, and a port 101a at one end of the spool 102.
The pitot pressure is checked by check valve 103 or orifice 10.
4, and a low speed spring 105.4 at the other end. High speed spring 106 is biased. Also, port I in the center of the spool 102. ■b is the oil path 72, and the left and right ports 101c, to
ld is the drain oil path 82. communicates with the line pressure oil passage 71c,
The groove 102a of the spool 102 supplies oil to and drains the primary cylinder 38a to generate primary pressure. The other side of the valve body 101 has a plunger I (17), one end of a rod 108 is inserted into this plunger 107 via a spring 109, and a roller TOGA at the other end of the rod 108 rotates according to the accelerator opening degree. shift cam 1
10 is (U-contacted. The plunger 107 has a guide 111
is attached to receive the spring 105, and thus changes the force of the spring 105 in accordance with the rotation of the shift cam 110. Here, the pitot pressure of the oil passage 74 is guided to the plunger 107, and the spring reaction force acting on the plunger 107 is received by the pitot pressure, thereby reducing the operating force of the shift cam 111. Furthermore, a mechanical modulator m structure 120 is provided between the plunger 107 and the spring 10B. This modulator mjAIL20 has a plunger 107
A variable mechanism 121 is provided between the spring receiver 112 inside the guide 111, and this variable mechanism 121 is connected to the link 12.
It is connected to the sensor shoe 95 via 2. Then, as you move to a high speed gear with a small gear ratio, the speed changes by $1 horizontally.
21 acts as a modulator to gradually increase the force of spring 106. In this way, the spool 102 has the pitot pressure and the shift cam 1
The force of the spring 105 is applied according to the accelerator opening degree. A predetermined primary pressure is generated by the balance between the two to determine the gear ratio, and the gear ratio is controlled to upshift to a high speed gear as the pitot pressure increases with the increase in vehicle speed. At this time, the force of the spring 10B corresponding to the gear ratio is further applied to the spool 102 by the insulator mechanism 120, so that the engine speed is gradually increased in accordance with the upshift to the high speed gear. The select position detection valve 130 has a valve body 131 inserted with a valve body 133 having a drain hole 132, and a cam 13 that rotates in accordance with the operation of a select lever 136.
5 is the contact. Here, in the cam 135, D, N
, H range position is the convex portion 135a, and P and D at both ends
The range position of s is in the recess 135b, and as described above,
Close the drain hole 132 in each range of N and R and operate/11
Generates 1 pressure. In addition, P, Ds cylinder drain holes 132
When the oil passage 75a on the upstream side opens, the orifice 86 opens the oil passage 75a on the upstream side.
It is designed to prevent a drop in oil pressure. The engine brake actuator 140 is screwed into the cylinder 141!・The piston 142 is inserted, and this piston 1
A return spring 143 is urged on one side of 42,
The operating oil pressure in the oil passage 75b is guided to the other piston chamber 144 via the oil passage 75c. Also, the hook 142a at the tip of the piston 142, the rod 10 of the gear ratio control valve 100,
Between the roller pin 108b of No. 8 and the sensor shoe 95, there is a modification i? for correcting the Ds range characteristics which also serves as a push lever. A lever 148 of M145 is provided so as to be engageable. In this way, when there is no hydraulic pressure for operating the P and Ds cylinders, the lever 14G is swung by the hook 142a of the piston 142, and the rod 108 is forcibly pushed in a predetermined stroke, thereby limiting the shift range to the high engine speed side. As a result, engine braking is applied in the Ds range. When a predetermined gear ratio is reached in this state, the sensor knee 95 engages the lever 14G, and from this point forward, as the gear ratio increases, the sensor shoe 95 swings in the opposite direction, causing the piston 142, the rod 108 is sequentially pulled back to the light position. In FIG. 3(a) or C), the gear ratio control valve lO
The O mechanical modulator machine IM120 will be described in detail. In the figure, reference numeral 150 is a valve block, and inside this valve block 15G, a speed ratio control valve 100 is installed with a spring 105. modulator river spring 1
06. Guide 111. It is provided with the spring receiver 112 etc. exposed. When the valve block 150 is actually installed, the gear ratio control valve 100 is in the state shown in FIG. It is placed directly below the part l. The variable mechanism +21 is installed horizontally directly under the guide Ill and perpendicular thereto, with both ends fixed by block-side bearings 151, and the shaft tube 11 on this shaft 113.
4, a spring + 7'll ffi device (55) is provided so as to be rotatable and swingable.The spring adjustment device 155 is a parallel link machine (No. The lever 156b is connected via the lever 156b, and two rollers 160a and 1(i
ob is supported by a shaft 159 and mounted. These rollers 1f3 (la, 180b are connected to the hole 111 of the guide Ut.
a Plunger 107 and spring receiver 1 through the inside
12, and Ji' is in contact with both of them. Further, on the opposite side of the guide 111, an arm 161 is integrally attached to one end of the shaft tube 115 of the shaft 113.
i: A member 162 supporting the end of the shaft 159 is rotatably provided, and a spring +L! It guides the rotation and swing of the I '1M device 155''. A rotation prevention plate IG3 is attached to the other end of the tube 115, and this rotation prevention plate 163 engages with the groove 111b on the center line of the guide 111. In the link [22], a connecting fitting 123 bent into a substantially U-shape is rotatably attached to the end of the shaft 113, and a bifurcated portion 123a at the tip of the connecting fitting 123 is configured to rotate together with the lever 156a. A lever portion 123b of the connecting fitting 123 is connected to the sensor shoe 95 via the rod 124, and as the sensor shoe 95 moves in accordance with the gear ratio, the spring adjusting device 155 is rotated. Here, spring tone 'l z 5155 is lever 15.
When the Ga15G[+ rotates to one side and tilts, the two rollers 1GOa and 160b are aligned downward on the road to minimize the distance of the spring receiver 112 to the plunger [07] and the load on the modulator spring 10G, and from this state the lever 158a , 156b rotate in the horizontal direction, the rollers 160a, 160b are arranged in a substantially horizontal direction, thereby increasing the distance between the plunger 107 and the spring receiver 112, and gradually increasing the load on the spring 106. Furthermore, even if the pushing position of the plunger 107 by the shift cam 110 changes, the lever 15Gb swings in parallel with the arms 157a and 157b to maintain the relationship between the rollers 160a and 160b. Next, the operation of the continuously variable transmission control system configured to perform fM as described above will be explained. First, before the vehicle stops or starts shifting at the start of running, the line pressure regulated by the pressure regulating valve 90 is applied to the oil line 711).
Therefore, only the secondary cylinder 39a has j, r7-larger, and the primary cylinder 38a has the conversion ratio control valve 10.
0 communicates with the drain oil passage 82. Therefore, in the continuously variable transmission a3, the primary pulley 3G of the drive belt 34
On the other hand, the secondary pulley 37 of 5 (J has the largest diameter and becomes the lowest gear with the maximum gear ratio J. Then, after driving, the pitot pressure of the pitot pressure sensor 73 increases and the spool of the gear ratio control valve 100 +02 and when the line pressure of the oil passage 71c is supplied to the primary cylinder 38a via the oil passage 72, the prefill action immediately generates primary pressure and starts an upshift. , the diameter of the winding of the drive belt 34 around the primary pulley 3G increases, and finally the transmission is continuously variable to a high speed with the minimum gear ratio 'II. First, when driving, the shift cam 110 rotates according to the accelerator opening and pushes the guide ill by a predetermined amount via the rod 108, spring 109 and plunger 107, so that the spring 1050 acts on one side of the spool 102. On the other hand, when starting, the gear ratio is at the maximum low gear, so the levers 156a and 15Gb of the spring adjustment device 155 are moved by the sensor knee 95 via the link 122 as shown in FIG. The rollers 160a and 180b are pushed and tilted as shown in FIG. 1.0
It becomes a small value due to only 5. This allows spool 10
2, the spring force is balanced by &=)L, a relatively small pitot pressure on the low speed side, and the gear shift is started at a low engine speed at point P1 in FIG. After the shift starts, the lever 15 of the spring adjustment device 155 moves as the sensor shoe 95 moves according to the gear ratio.
8a and 156b are rotated via link 122, and the rows of rollers 160a and 160b are gradually tilted in a substantially horizontal direction, causing spring receiver 112 to protrude. Since the spring force is constant up to the point P2 where the spring receiver 112 contacts the modulator spring 106, the engine speed of the line 11 has a constant characteristic. On the other hand, after point P2, the load of the spring 106 is also applied to the spool 102, and this spring force is caused by the distance between the plunger 107 and the spring receiver 112 increasing due to the action of the rollers 160a and IEiOb as the gear is shifted to the high speed stage. It becomes larger sequentially. Therefore, the pitot pressure balanced by the spool 102 gradually increases, resulting in a characteristic in which the engine speed gradually increases as shown in line 12. Furthermore, when the accelerator is released at ζ point P3, the spring 105
, the load on the modulator spring 106 suddenly decreases, causing the spool 102 to release the primary pulley 3.
Fuel is supplied to the G side, which causes a rapid upshift to reach the minimum gear ratio iI+. At the minimum gear ratio i11, as shown in FIG. 4(b), the distance between the plunger 107 and the spring receiver 112 by the rollers IGOa and 160b is set to the maximum. Next, if the accelerator opening is smaller or larger than the above, the position of the plunger 107 changes, but at this time, the spring adjustment device 155 adjusts the lever 15Gb to the lever 15Ga via the arms 157a and 157b.
At the same time, the rollers 180a and 180b swing in parallel while maintaining their inclinations to follow. The same operation as described above occurs at all accelerator opening positions. When the accelerator opening is small, the distance between the modulator spring 10B and the spring receiver 112 increases, resulting in line 1'1 in FIG. When the modulator action is delayed and the accelerator opening is large, as in λ'2, the spring receiver 112 contacts the spring 10B early and the line J
,'1. Like ft'2, the modulator action becomes faster. Note that Aain is the minimum shift line, and Aa+ax is the full open shift line. On the other hand, when the spring 1ffl device 155 swings, the arm l at one end of the rollers 160a and 160b
et also swings, and when roller 1[ioa, 160b rotates, the member
【６２も回転することで、ローラ１６（
ｌａ、 １１３０ｂを常にｆｄｌｌ１３に対し水平に保
持する。また第４図（ｂ）の状態（ローラｌＨａ、 １
６０ｂが両部材を押し広げている状態）においてアクセ
ルを操作したとき、プランジ＋Ｉ０７．ローラ１（ｉｏ
ａ、１６０ｂ 、スプリング受け１１２が共に動いてス
プリング１０５，１０８に作用するが、このときローラ
１６０ａ、 １１３０ｂは、プランジ＋１０７、スプリ
ング受け１１２の間隔を維持したまま軸１１３を中心に
スイング（円弧運動）をすることになる。すなわちロー
ラ１６０ａ、 １８０ｂは、図の上下方向にわずかにズ
レながら左右方向に移動する。この上下方向のズレの時
ローラＩＧＯａ、ＩＢＯｂが回転するため゛、左右方向
の動きが円滑に行なわれる（左動力向の動きが円滑でな
いと応答性が悪くなる）。
第６図の本発明の他の実施例によると、スプリング調整
装置１５５とスプリング１０５．モジュレータ用スプリ
ング１０Ｂの位置関係を逆にして変速比制御弁１００を
構成する。これによるとスプリングＪ、Ｊｐ装置１５５
のローラ１６０ａ、 １６０ｂの一方側にスブ−ル１０
２を、他方側にスプリング受け１１２をそれぞれ配置さ
せ、上述の第１の実施例と同様の機構によりモジュレー
タ作用させることができる。
第７図の本発明の他の実施例によると、スプリング調整
装置１５５のレバー１５Ｇｂに長円形の力１Ａ１６５が
取付けられ、このカム１６５の回転て上述と同（、ｌに
スプリング受け１１２を移動するようになっている。こ
のカム式によると、カム１６５の形状により特性を（Ｉ
ＦΩに定め得るが、スプリング反力で１ν１動低抗が増
して応答性が問題となる。しかしこの）Ｗ Ｑでも、ス
ペース上不利となるがアーム１５７ａ１５７ｂを十分長
くとれば実用上は問題ない。
【発明の効果】
以上述べてきたように、本発明によれば、無段変速機の
油圧制御系の変速比制御弁に機械式モジュレータ機構が
設置され、変速比に応じて変速特性を機械的にモジュレ
ータ作用するので、ライン圧等の影グを受けずに、変速
特性を最適化し得る。
モジュレータ機構はセンサシューの移動に対し回転変位
してスプリング調整するので、動作性がよい。
２つの回転するローラによるローラ式であるため、抵抗
が少なくて応答性がよい。[62 also rotates, and the roller 16 (
la, 1130b are always kept horizontal to fdll13. In addition, the state shown in FIG. 4(b) (roller lHa, 1
60b is pushing both members apart), when the accelerator is operated, plunge +I07. Roller 1 (io
a, 160b, and spring receiver 112 move together to act on springs 105 and 108, but at this time, rollers 160a and 1130b swing around shaft 113 (arc movement) while maintaining the distance between plunge + 107 and spring receiver 112. will be done. That is, the rollers 160a and 180b move in the horizontal direction while being slightly shifted in the vertical direction in the figure. Since the rollers IGOa and IBOb rotate during this vertical deviation, the movement in the left and right direction is performed smoothly (if the movement in the left power direction is not smooth, the responsiveness will be poor). According to another embodiment of the invention shown in FIG. 6, a spring adjustment device 155 and a spring 105. The gear ratio control valve 100 is constructed by reversing the positional relationship of the modulator spring 10B. According to this, spring J, Jp device 155
Subur 10 is placed on one side of the rollers 160a and 160b.
2 can be provided with a spring receiver 112 on the other side, respectively, and can be operated as a modulator by a mechanism similar to that of the first embodiment described above. According to another embodiment of the invention shown in FIG. According to this cam type, the characteristics are determined by the shape of the cam 165 (I
Although it can be set to FΩ, the dynamic resistance increases by 1v1 due to the spring reaction force, causing a problem in response. However, even with this WQ, although it is disadvantageous in terms of space, there is no problem in practice as long as the arms 157a and 157b are made sufficiently long. [Effects of the Invention] As described above, according to the present invention, a mechanical modulator mechanism is installed in the gear ratio control valve of the hydraulic control system of a continuously variable transmission, and the gear ratio is mechanically adjusted according to the gear ratio. Since it acts as a modulator, the speed change characteristics can be optimized without being influenced by line pressure, etc. The modulator mechanism has good operability because it adjusts the spring by rotationally displacing it in response to the movement of the sensor shoe. Since it is a roller type with two rotating rollers, there is little resistance and good responsiveness.
第１図は本発明が適用される無段変速機の一例を示す１
ｔｌｉ面図、
第２図は本発明の変速制御装置の実施例を示す油圧回路
図、
第３図（ａ）は要部の裏面図、（ｂ）は（ａ）のＢ−Ｂ
断面図、（Ｃ）は要部の分解図、
第４図（ａ） 、 （ｂ）は動作状態を示す図、第５図
は変速特性図、
第６図、第７図は他の実施例の要部を示す断面図である
。
３・・・無段変速機、１００・・・変速比制御弁、１０
２・・・スプール、１０５・・・スプリング、１．０６
・・・モジュレータ用スプリング、１０７・・・プラン
ジャ、１１口・・・シフトカム、１２０・・・モジュレ
ータ機４ｉＩＩＳ、１２１・・・可斐槻構、１２２・・
・リンク、１５５・・・スプリング＋ｉ！Ｊ整装置、１
［ｉｏａ、１ＯＧｂ−ｏ−ラ
同FIG. 1 shows an example of a continuously variable transmission to which the present invention is applied.
Figure 2 is a hydraulic circuit diagram showing an embodiment of the speed change control device of the present invention, Figure 3 (a) is a back view of the main parts, and (b) is BB in (a)
sectional view, (C) is an exploded view of the main parts, Figures 4 (a) and (b) are diagrams showing operating conditions, Figure 5 is a transmission characteristic diagram, Figures 6 and 7 are other embodiments. FIG. 3... Continuously variable transmission, 100... Gear ratio control valve, 10
2...Spool, 105...Spring, 1.06
... Modulator spring, 107... Plunger, 11 ports... Shift cam, 120... Modulator machine 4iIIS, 121... Adjustable lock mechanism, 122...
・Link, 155...Spring+i! J adjustment device, 1
[ioa, 1OGb-o-ra same
Claims (2)
ールとシフトカム側のプランジャとの間に常に荷重を付
与するスプリングと、入力軸回転数が高い時にのみ作用
するスプリングとを有するものにおいて、 変速比に応じて機械的に上記スプリングの荷重を変化さ
せるモジュレータ機構を付設する無段変速機の変速制御
装置。(1) The gear ratio control valve of the hydraulic control system of the continuously variable transmission has a spring that always applies a load between the spool and the plunger on the shift cam side, and a spring that acts only when the input shaft rotation speed is high. A speed change control device for a continuously variable transmission, which is equipped with a modulator mechanism that mechanically changes the load of the spring according to the speed ratio.
るセンサシューに連結して回転して変換するリンクと、 上記リンクに取付けられて上記プランジャとスプリング
の受けとの間に設けられる２つのローラを、スプリング
荷重変化可能に回転変位し、回転状態を保って任意にス
イングするスプリング調整装置とを備える請求項（１）
記載の無段変速機の変速制御装置。(2) The modulator mechanism includes a link that is connected to a sensor shoe that moves according to the gear ratio and rotates for conversion, and two rollers that are attached to the link and are provided between the plunger and the spring receiver. Claim (1) further comprising: a spring adjusting device which rotates and displaces the spring load so that the spring load can be changed, and swings arbitrarily while maintaining the rotational state.
A speed change control device for the continuously variable transmission described above.
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63240432A JP2802314B2 (en) | 1988-09-24 | 1988-09-24 | Transmission control device for continuously variable transmission |
| US07/408,131 US4948370A (en) | 1988-09-24 | 1989-09-15 | Transmission ratio control system for a continuously variable transmission |
| EP89309652A EP0361800B1 (en) | 1988-09-24 | 1989-09-22 | Transmission ratio control system for a continuously variable transmission |
| DE68920680T DE68920680T2 (en) | 1988-09-24 | 1989-09-22 | Control arrangement for the transmission ratio of a continuously variable transmission. |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63240432A JP2802314B2 (en) | 1988-09-24 | 1988-09-24 | Transmission control device for continuously variable transmission |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0289853A true JPH0289853A (en) | 1990-03-29 |
| JP2802314B2 JP2802314B2 (en) | 1998-09-24 |
Family
ID=17059404
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP63240432A Expired - Lifetime JP2802314B2 (en) | 1988-09-24 | 1988-09-24 | Transmission control device for continuously variable transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2802314B2 (en) |
Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6152456A (en) * | 1984-08-17 | 1986-03-15 | Fuji Heavy Ind Ltd | Speed change control equipment for stepless speed change gear |
-
1988
- 1988-09-24 JP JP63240432A patent/JP2802314B2/en not_active Expired - Lifetime
Patent Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6152456A (en) * | 1984-08-17 | 1986-03-15 | Fuji Heavy Ind Ltd | Speed change control equipment for stepless speed change gear |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2802314B2 (en) | 1998-09-24 |
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