JPH0289854A - Speed change control device for continuously variable transmission - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To prevent the occurrence of a belt slip by a method wherein an arm to close a shift lock valve only during reduction of a Pitot pressure at a high speed stage is mounted between the shift lock valve and a sensor shoe. CONSTITUTION:When shift to a low speed stage is effected by a change gear ratio control valve 100, a normally ordinary speed change is ensured through engagement of an arm 165 of a shift lock mechanism 160 with a sensor shoe 95. When the Pitot pressure of a sensor 73 is reduced abnormally in a state to carry out up shift to a high speed stage, the occurrence of tire lock during brake in a low mu passage is decided, a shift lock valve 84 is closed by the arm 165, and a primary pressure is held at a high value. When a pulley and a belt are rotated rapidly due to release of brake, especially a primary pulley and a belt are held by means of a press force produced by a high primary pressure, and are rotated without the occurrence of a belt slip. Through the motion of a plunger 161 or the sensor shoe 95 created by the restoration increase of the Pitot pressure, the shift lock valve 84 is opened through the arm 165, resulting in return to a normal state.

Description

【発明の詳細な説明】[Detailed description of the invention] 【産業上の利用分野】[Industrial application field]

本発明は、車両用のベルト式無段変速機の油圧制御系に
おける変速制御装置に関し、詳しくは、低摩擦路（低μ
路）でのブレーキ時におけるタイヤロックとその後のブ
レーキ開放に伴うベル！・スリップ防止対策に関する。The present invention relates to a shift control device in a hydraulic control system of a belt-type continuously variable transmission for vehicles, and more specifically, to a low-friction road (low-μ
Tire locks when braking on roads) and then a bell when the brakes are released!・Regarding anti-slip measures.

【従来の技術】[Conventional technology]

従来、この種の無段変速機の変速制御は、例えば特開、
昭５４−１５７９３０号公報に示すように、油圧制御系
に変速比制御弁を有する。そして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、その他方にはエ
ンジン回転数に応じたピトー圧を作用させ、両者がバラ
ンスするようにプライマリプーリのプライマリ圧を変化
させて変速制御する構成である。この場合に、ピトー圧
を検出するセンサはエンジン側のブライマリブーりに設
置されている。 また、無段変速機を含む駆動系ととして、本件出願人に
より既にエンジンに対し電磁式クラッチ。 前後進切換装置を介してプライマリプーリに伝動構成し
、一方、プライマリブーりに対しベルトで連結したセカ
ンダリブーり側を車輪側に伝動構成し、エンジン回転数
や車速により電磁式クラッチを自動的に桜餅してエンス
ト等を防ぐものが提案されている。かかる駆動系により
、クラッチ接続時はプライマリブーりがエンジンに直結
してピトー圧を生じ、変速制御を正常に行うことが可能
になる。Conventionally, the speed change control of this type of continuously variable transmission has been described, for example, in Japanese Patent Application Laid-open No.
As shown in Japanese Patent No. 54-157930, the hydraulic control system includes a gear ratio control valve. Then, a spring force corresponding to the accelerator opening is applied to one side of the gear ratio control valve, and a pitot pressure corresponding to the engine speed is applied to the other side, and the primary pressure of the primary pulley is changed so that both are balanced, thereby changing gears. This is a control configuration. In this case, a sensor for detecting the pitot pressure is installed on the engine-side brim brake. Additionally, the applicant has already developed an electromagnetic clutch for the engine as a drive system including a continuously variable transmission. Power is transmitted to the primary pulley via a forward/reverse switching device, while the secondary booster, which is connected to the primary booster by a belt, is transmitted to the wheels, and the electromagnetic clutch is automatically activated depending on the engine speed and vehicle speed. It has been proposed to use sakura mochi to prevent engine stalling. With such a drive system, when the clutch is engaged, the primary boolean is directly connected to the engine to generate pitot pressure, making it possible to perform gear change control normally.

【発明が解決しようとする課題】[Problem to be solved by the invention]

上述のように変速制御ではピトー圧が重要な要素であり
、通常走行でピト−圧が正常に出力する場合は問題かな
いが、走行条件によってはピトー圧の発生が乱れて不都
合を生じることがある。その１つとして、雪道等の低μ
路での急ブレーキ時にタイヤがグリップ力の不足でロッ
クする走行条件があり、この場合の挙動を第５図を用い
て述べる。 先ず、タイヤロック時には車両速度Ｖαが徐々に低下す
るのに対し、車輪速度Ｖｖは急低下して零になり、これ
に伴いピトー圧Ｐｔ、プライマリ圧Ｐρも同様に急低下
する。一方、実際のプーリおよびベルトの部分ではクラ
ッチ！刃所によりエンジン側から切離され、ベルトがプ
ライマリプーリ側に移行した高速段の状態に停止保持さ
れ、かかる変速比Ｉに基づきライン圧Ｐ　Ｌも低い。こ
うして、油圧制御系の変速比制御弁ではピト−圧の低下
により低速段側にシフトされているのに対し、実際のブ
ーりおよびベルトは低いライン圧でかつ停止状態のため
低速段に変速できない状態、あるいは緩慢な変速途中の
状態である。そこで、ブレーキ解除の際にタイヤロック
も解かれて車輪が回転し、車輪速度Ｖｗが急激に回復す
ると、プーリおよびベルトも車輪により回される。この
とき、プライマリブーり側にはクラッチのドリブン側以
降の慣性マスが付加しており、かかるプライマリブーり
を含む大きな慣性マスをセカンダリプーリによりベルト
を介して急激に回すことになる。また、タイヤロック時
はプライマリブーりは停止状態にあり、プライマリ圧が
非常に低く、この状態からブレーキ解除されるとプライ
マリ圧が低いことで急速に低速段側に移行してダウンシ
フトするが、ライン圧の供給が追い付かず、ライン圧が
一瞬低下すると共にプライマリ圧の立上がりが遅れ、プ
ライマリブーりでのベルトのクランプ力が不足する。そ
こでかかる急激な挙動により、プライマリブーりかすぐ
に追従できずベルトかブーりに対しスリップし、その結
果、ベルトの耐久性を損う。 またプライマリブーりの回転が遅れ、ピトー圧の立上が
りも遅れることにより変速が不安定になる笠の不都合を
招く。 このことから、タイヤロック時のベルトスリップ防止対
策を施す必要があり、この対策の実施として種々の方法
が考えられる。ここで無段変速機では、油圧制御系のバ
ルブブロックを具備することから、タイヤロックの判断
およびその防止を油圧を用いて１晟械的に行うことが望
まれる。 本発明は、かかる点に鑑みてなされたもので、そのｌ」
的とするところは、低μ路のブレーキ時のタイヤロック
の判断、およびそれに対るベルトスリップ防止対策を油
圧制御系で機械的に行う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。As mentioned above, pitot pressure is an important element in shift control, and if the pitot pressure is output normally during normal driving, there is no problem, but depending on the driving conditions, the generation of pitot pressure may be disrupted, causing problems. . One of them is low μ such as snowy roads.
There are driving conditions in which the tires lock due to lack of grip during sudden braking on the road, and the behavior in this case will be described using FIG. 5. First, when the tires are locked, the vehicle speed Vα gradually decreases, while the wheel speed Vv rapidly decreases to zero, and accordingly, the pitot pressure Pt and primary pressure Pρ also decrease rapidly. On the other hand, the actual pulley and belt part is a clutch! The belt is separated from the engine side by the knife, and the belt is stopped and held in the high speed state where it has moved to the primary pulley side, and the line pressure P L is also low based on the gear ratio I. In this way, the gear ratio control valve in the hydraulic control system is shifted to a lower gear due to a drop in pitot pressure, but the actual boob and belt cannot be shifted to a lower gear because the line pressure is low and the belt is stopped. state, or a state in the middle of a slow gear shift. Therefore, when the brakes are released, the tires are also unlocked and the wheels rotate, and when the wheel speed Vw rapidly recovers, the pulleys and belts are also turned by the wheels. At this time, the inertia mass from the driven side of the clutch is added to the primary pulley side, and the large inertia mass including the primary pulley is rapidly rotated by the secondary pulley via the belt. Also, when the tires are locked, the primary brake is in a stopped state and the primary pressure is very low, and when the brake is released from this state, the primary pressure is low and the gear quickly shifts to a lower gear and downshifts. The supply of line pressure cannot keep up, causing a momentary drop in line pressure and a delay in the rise of primary pressure, resulting in insufficient belt clamping force at the primary boob. Due to such sudden behavior, the primary bobber cannot immediately follow the bobbin, and the belt slips against the bobbin, thereby impairing the durability of the belt. Furthermore, the rotation of the primary boolean is delayed, and the rise of the pitot pressure is also delayed, resulting in unstable gear shifting. For this reason, it is necessary to take measures to prevent belt slip when the tires are locked, and various methods can be considered to implement this measure. Since the continuously variable transmission is equipped with a valve block for a hydraulic control system, it is desirable to mechanically determine tire lock and prevent it using hydraulic pressure. The present invention has been made in view of these points.
The objective is to provide a shift control device for a continuously variable transmission that can determine whether tires are locked during braking on low μ roads and mechanically take countermeasures to prevent belt slippage using a hydraulic control system. There is a particular thing.

【課題を解決するための手段】[Means to solve the problem]

上記目的を達成するため、本発明の変速制御装置は、無
段変速機の油圧制御系に変速比制御弁をＴ−７してプラ
イマリシリンダに給排油するものにおいて、上記変速比
制御弁のドレン油路にシフトロック弁を設け、ピトー圧
に応じて作動するプランジャ、シフトロック弁および変
速比に応じて移動するセンサシューの間に、高速段での
ピトー圧低下の場合にのみシフトロック弁を閉動作する
アームを設置するものである。In order to achieve the above object, the speed change control device of the present invention includes a speed ratio control valve in a hydraulic control system of a continuously variable transmission that supplies oil to and drains a primary cylinder by using a T-7 speed ratio control valve. A shift lock valve is installed in the drain oil path, and between the plunger that operates according to the pitot pressure, the shift lock valve, and the sensor shoe that moves according to the gear ratio, the shift lock valve is installed only when the pitot pressure decreases in high speed gears. An arm is installed to close the door.

【作　　　用】[For production]

上記構成に基づき、変速比制御弁で低速段にシフトする
場合は、シフトロック１２１４ｆ／＋のアームとセンサ
シューとの係合で常に正常な変速を確保し、高速段にア
ップシフトした状態でピトー圧が異常低下すると、低μ
路でのブレーキ時のタイヤロックと判断してアームによ
りシフトロック弁を閉じ、プライマリシリンダのプライ
マリ圧を高圧に保持する。そしてブレーキ解除によりブ
ーりおよびベルトが急激に回される際に、特にプライマ
リプーリとベルトを高いプライマリ圧による押付力で保
持し、ベルトスリップを生じることなく回転させる。ま
た、ピトー圧の回復上昇によるプランジャ。 またはセンサシューの動作でアームを介してシフトロッ
ク弁を開き、通常状態に復ん；するようになる。Based on the above configuration, when shifting to a low gear using the gear ratio control valve, the engagement of the arm of the shift lock 1214f/+ with the sensor shoe always ensures a normal gear shift, and the pitot position is maintained while upshifting to a high gear. If the pressure drops abnormally, low μ
When the system determines that the tires are locked when braking on the road, the arm closes the shift lock valve and maintains the primary pressure in the primary cylinder at high pressure. When the boot and belt are rapidly rotated by releasing the brake, the primary pulley and belt are held in particular by a pressing force due to high primary pressure, and the belt is rotated without causing belt slip. Also, the plunger due to increased pitot pressure recovery. Alternatively, the shift lock valve is opened via the arm by the operation of the sensor shoe, and the normal state is restored.

【実　施　例】【Example】

以下、本発明の実施例を図面に基づいて具体的に説明す
る。 第１図において、フロントエンジンΦフロントドライブ
（Ｆ　Ｆ）ベースの横置きトランスアクスル型で電磁粉
式クラッチを組合わせたベルト式無段灸速機について説
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６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゜更にメインケース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輔１０にド
ライブプレー１−１１を介して一体結合するリング状の
ドライブメンバｉ２．　’Ｉｔ速槻人力人力３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１４を有する。そしてドリブンメンバ１４の外周
部側にコイル１５が内蔵されて、両メンバ１２．１４の
間に円周に沿いギャップ１６が形成され、このギャップ
１６に電磁粉ををする。またコイル１５を具備するドリ
ブンメンバ１４のハブ部のＸ　ＩＪツブリング１Ｂには
、給電用ブラシ１９がＪｉＪ接し、スリップリング１８
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１６を介してドライブおよびドリブンメンバ１２．１
４の間に生じる磁力線により、そのギャップ１６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Ｉｎ１８）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、人力軸Ｉ３に前進被係合側
を」に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．
２４．２６．２２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ｍ　８１．３０　、３
１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がハブ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１３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、２６．２２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、これらの両軸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３８ａ、３７ａに対し、他方の可
動プーリ３６ｂ、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３［ｉｂ、３７ｂには、それ
自体ピストンを１に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３Ｂ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３６．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１０に直結し
、エンジン運転中、當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３Ｇ、　３７におけ
るプーリ比を無段＋ｇＶ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Ｊ！！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鑑み、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４
４のドライブギヤ４５に、ファイナルギヤ４６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
３８ｂ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３Ｇｂの
方が、受圧面積が大きくなっており、プライマリ圧のみ
による変速制御を可能にしている。 そして／ｒｈ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に導かれ、油路７１ａから分岐するライン圧の油路
７１ｂが、セカンダリシリンダ３９ａに常にライン圧を
導入すべく連通ずる。油路７１ａから分岐する油路７１
ｃは変速比制御弁ｌＯＯに連通し、この変速比制御弁１
００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ー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、２！Ｊ整弁９０．変速比
制御弁１００に導かれる。 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、Ｊ、！ＩＩ　整弁９０からのドレン油路７５
ａにリリーフ弁７６が設けられ、このリリーフ弁７６の
上流側から分岐する潤滑油圧回路の油路７５ｂが、セレ
クト位置検出弁＋３０に連通し、油路７５ｂから更に分
岐する油路７５ｃ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。 上記潤滑油圧回路の油路７５ａから分岐する油路７５ｄ
はベルト３４の内周上に配置されるベルト潤滑ノズル７
７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側に連通する。セカンダリシ
リンダ３９ａの油圧Ｖ　ａｑｂと反対側にはバランサ室
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室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８
２の途中にはチエツク弁８３を只Ｏ；１シたシフトロッ
ク弁８４が設けられ、チエツク弁８３の上流の油路８２
と７５ｂとの間にはブリフィーリング用油路８５が連通
ずる。なお、各油路の途中。 人気開口部にはオリフィス８Ｇが設けられている。 ライン圧１週整弁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との間に付勢される
スプリング９４ををし、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ｌｎ通路を兼ねた軸菅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
９２のスプリング９４と反対側のポート９１ａには油路
７４のピトー圧が作用し、このポート９１ａにドレンボ
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とドレンポート９１ｏと
を有し、スプール９２のランドチャンファ部９２ａによ
りドレン量を変化して調圧するようになっており、ドレ
ンポート９１ｃの隣りのスプリング９４側にライン圧２
段切換用ボート９１ｒが設けられる。 一方、ライン圧の油路７１ｃ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
換用ボート９１ｆ’に接続する油路９８を油路７１ｃ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
７１ｃと９８とを接続してライン圧２段切換用ボート９
１「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、ボー）９１ｃとライ
ン圧２段切換用ボート９１ｆ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’Ｅ：：　調整するように作用する。 そこで、スプリング９４のバランス点のスブリン９”、
ｌＪ　Ｆ　、　　ライン圧ＰＬ、ボート９１ｃとライン
圧２１２９ノ換川ボート９１ｆノ受圧ｍ　ｆａ　ｍをＡ
Ｌ、Ａｃとすると、ライン圧２段切換用ソレノイド弁９
７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、（ＡＬ＋Ａｃ）
・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１００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１０Ｇが付勢する。 またスプール１０２の中央のポート１０ｉｂは油路７２
に、その左右のポート１０１ｃ、　１０１ｄはドレン油
路８２．ライン圧浦路７１Ｃに連通し、スプール１０２
の溝部ＩＱ２ａ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１０７を自゛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
１０８ａにアクセル開度に応じて回動するシフトカム１
１０が摺接する。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、プランジ中１０７には油路７
４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１
１１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１０６との間には
機械式モジュレータ機構１２０が設けられる。 このモジュレータ機構１２０は、プランジャ１０７とガ
イド１＋１内部のスプリング１０Ｂの受け１１２との間
に可変機構１２１を有し、この可変８１横１２１がリン
ク１２２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機
構１２１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にはモジュレータ機構
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を存する弁体１３３が挿入され、弁体１３３には
セレクトレバー１３Ｂ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（Ａて、Ｄ、
Ｎ、Ｒのレンジ位置は凸部１３５ａであり、両端のＰ、
Ｄｓのレンジ位置は四部１３５ｂになっており、上記り
、Ｎ、Ｒの各レンジでドレン孔＋３２を閉じて操作油圧
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８Ｇ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にピストン１４２が１小人され、このピストンEmbodiments of the present invention will be specifically described below based on the drawings. Referring to FIG. 1, a description will be given of a belt-type continuous moxibustion speed machine that is a transverse transaxle type based on a front engine Φ front drive (FF) and is combined with an electromagnetic powder clutch. 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 6, and the other side of the clutch housing 6 includes a main case 7 joined thereto, and a side case joined to the opposite side of the main case 7 from the clutch housing 6. 8 has 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 i2. 'It has a disk-shaped driven member 14 that is integrally spline-coupled to the human-powered human-powered 3 in the rotational direction. A coil 15 is built into the outer peripheral side of the driven member 14, and a gap 16 is formed along the circumference between both members 12 and 14, and electromagnetic powder is applied to this gap 16. Further, a power supply brush 19 is in JiJ contact with the X IJ tubing ring 1B of the hub portion of the driven member 14 equipped with the coil 15, and the slip ring 18
The clutch current circuit is further connected to the coil 15 through the inside of the driven member 14. In this way, when the clutch current is applied to the coil 15, the drive and driven member 12.1 are connected through the gap 16.
4, electromagnetic particles are combined and accumulated in the gap 16 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 the electric current In18) and the coupling force between the driven members 12 and 14 are lost, resulting in a clutch disengaged 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, a reverse drive gear 21 is formed on the human power shaft I3 with the forward engaged side facing forward, and a reverse engaged side gear 22 is rotatably fitted to the primary shaft 20. gears 21, 22 are supported by a shaft 23, which is a counter gear 24. 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.
is provided. Here, the gear 21 is always in mesh.
24, 26, and 22 are 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. The sleeve 29 spline-fitted to the hub 28 has a synchro m 81.30,3
1 to be meshed and connected to each gear 21 and 22. 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 hub 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 13, and the forward 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 26.22,
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, and a primary pulley 3B and a secondary pulley 37 are provided on both shafts 20° 35, respectively, and between both the pulleys 3B and 37. An endless drive belt 34 is provided. Primary pulley 36. The secondary pulleys 37 are each divided into two parts, and one of the fixed pulleys 38a and 37a is movable to make the other movable pulleys 36b and 37b variable in the interval between the movable pulleys 3[ib, 37b]. is equipped with a hydraulic servo device 38,39 which itself has a piston, and furthermore has a movable pulley 37b of the secondary pulley 37.
A spring 40 is biased in a direction to narrow the boob interval. Further, as a hydraulic control system, an oil pump 41 as an operating source is installed next to the primary pulley 3B. This oil pump 41 is a high-pressure gear pump, and the pump drive shaft 42 is connected to the primary pulley 36. It passes through the primary shaft 20 and the input shaft 13 and is directly connected to the crankshaft 10, so that hydraulic pressure is generated there during engine operation. 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 The pulley ratios at 3G and 37 are converted to continuously variable +gV, and the continuously variable power is output to the secondary shaft 35. The front differential device 4 is the continuously variable speed J! ! In view of the fact that the minimum boolean ratio on the high-speed stage side of No. 3 is very small, for example 0.5, and therefore the rotation speed of the secondary shaft 35 is large, one set of intermediate reduction gears 43a, 43b is provided for the secondary shaft 35.
An output shaft 44 is connected via. And this output shaft 4
A final gear 46 meshes with the drive gear 45 of No. 4, and power is transmitted from the final gear 4G to left and right front wheel axles 48a, 48b via a 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 38b 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 3Gb has a larger pressure receiving area than the movable pulley 37b, and enables speed change control using only the primary pressure. The oil pumped up by the oil pump 41 from the /rh reservoir 70 is guided to the line pressure regulating valve 90 via the oil passage 71a, and a line pressure oil passage 71b branching from the oil passage 71a is always connected to the secondary cylinder 39a. Communicate to introduce line pressure. Oil passage 71 branching from oil passage 71a
c communicates with the gear ratio control valve lOO, and this gear ratio control valve 1
An oil passage 72 communicates between the primer cylinder 38a and the primer cylinder 38a. Further, a pitot pressure sensor 73 is located at the primary cylinder 38a to obtain a pitot pressure as a control pressure according to the engine speed during shift control after clutch engagement.
is installed, and the pitot pressure from this pitot pressure sensor 73 is transmitted to the line pressure, 2!, via an oil passage 74. J valve adjustment 90. It is guided to the gear ratio control valve 100. Furthermore, in contrast to the D range, which performs shift control over a wide range including low engine speeds, the hydraulic pressure controls the Ds range, which performs shift control only in a high engine speed range and applies engine braking when the accelerator is released. As a system,
Line pressure, J! II Drain oil path 75 from valve regulator 90
A relief valve 76 is provided in a, an oil passage 75b of the lubrication hydraulic circuit that branches from the upstream side of the relief valve 76 communicates with the select position detection valve +30, and an oil passage 75c that further branches from the oil passage 75b, which is used for gear change. It communicates with the engine brake actuator 140 of the ratio control valve 100. Oil passage 75d branching from oil passage 75a of the lubrication hydraulic circuit
is a belt lubricating nozzle 7 arranged on the inner circumference of the belt 34
7, the oil passage 75c communicates with the oil supply lower 8 of the pitot pressure sensor 73, and the oil passage 75c communicates with the oil reservoir 70 via the check valve 79° oil cooler 80. A balancer chamber 39c is provided on the side opposite to the hydraulic pressure V aqb of the secondary cylinder 39a, and an oil passage 81 on the outlet side of the oil cooler 80 is provided.
communicates with the balancer chamber 39c and fills it with oil, so that the centrifugal oil pressure in the hydraulic chamber 39b is offset by the balancer chamber 39c. In addition, the drain oil passage 8 of the gear ratio control valve 100
A shift lock valve 84 with a check valve 83 closed is provided in the middle of the oil passage 82 upstream of the check valve 83.
A brie feeling oil passage 85 communicates between and 75b. In addition, in the middle of each oil route. Orifice 8G is provided as a popular opening. The line pressure one week regulating valve 90 is the valve body 91. A sensor shoe 95 has a spring 94 biased 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 pipe 96 which also serves as a water passage and is connected to a bush 93. In the valve body 91, the pitot pressure of the oil passage 74 acts on the port 91a on the opposite side of the spring 94 of the spool 92, and the oil passage 71a is applied to the port 91c adjacent to this port 91a via the drain boat 91b.
line pressure is applied. Further, there is a port 91d to which line pressure is introduced and a drain port 91o adjacent to the port 91c, and the land chamfer portion 92a of the spool 92 changes the drain amount to regulate the pressure. Line pressure 2 on the spring 94 side of
A stage switching boat 91r is provided. On the other hand, a line pressure two-stage switching solenoid valve 97 is provided in the line pressure oil passage 71c. This two-stage line pressure switching solenoid valve 97 is a three-way valve that selectively communicates the oil passage 98 connected to the two-stage line pressure switching boat 91f' with the oil passage 71c side and the drain side, and is energized. connects the oil passages 71c and 98 to connect the line pressure two-stage switching boat 9.
1", and drains the oil passage 98 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. In addition, the line pressure of the bow) 91c and the line pressure two-stage switching boat 91f act 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 is When the pump outlet changes with the rotational speed, the balance point 'E:: of the spool 92 acts to adjust. Therefore, the balance point 'E' of the spring 94,
lJ F, line pressure PL, boat 91c and line pressure 2129, Kaekawa boat 91f received pressure m fa m A
If L, Ac, line pressure two-stage switching solenoid valve 9
When 7 is de-energized, AL-PL-F is established, and the line pressure is controlled to be high by PL-F/AL. Also, when the solenoid valve 97 is energized, (AL+Ac)
・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 100 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 10G is applied. Also, the central port 10ib of the spool 102 is connected to the oil passage 72.
The left and right ports 101c and 101d are drain oil passages 82. Connects to line Oura road 71C, spool 102
is supplied to the primary cylinder 38a through the groove IQ2a,
It is designed to drain oil and generate primary pressure. A plunger 107 is provided on the other side of the valve body 101, one end of a rod 108 is inserted into the plunger 107 via a spring 109, and a shift cam is attached to a roller 108a at the other end of the rod 108, which rotates according to the degree of accelerator opening. 1
10 are in sliding contact. A guide 111 is attached to the plunger 107 and receives the spring 105, thus changing the force of the spring 105 in accordance with the rotation of the shift cam 110. Here, the oil path 7 is in the plunger 107.
4 is guided, and the spring reaction force acting on the plunger 107 is received by the pitot pressure, and the shift cam 1
11 is designed to reduce the operating force required. Furthermore, a mechanical modulator mechanism 120 is provided between the plunger 107 and the spring 106. This modulator mechanism 120 has a variable mechanism 121 between the plunger 107 and the receiver 112 of the spring 10B inside the guide 1+1, and the variable 81 side 121 is connected to the sensor shoe 95 via a link 122. The variable mechanism 121 acts as a modulator to gradually increase the force of the spring 106 as the gear ratio shifts to a high speed gear. 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 modulator mechanism 120, so that the engine speed is sequentially increased in accordance with the upshift to the high 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 the select lever 13B.
5 is the contact. Here, the cam 135 (A, D,
The N and R range positions are on the convex portion 135a, and the P and R ranges at both ends are
The range position of Ds is the fourth part 135b, and as described above, the drain hole +32 is closed in each of the N and R ranges to generate operating oil pressure. Furthermore, when the P and Ds cylinder drain holes 132 are opened, the orifice 8G prevents the oil pressure in the upstream oil path 75a from decreasing. The engine brake actuator 140 includes a cylinder 141 and a piston 142.

【
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のローラビン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　レンジ特性抽圧用のモデ
ィファイ機構１４５のレバー１４６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１０ｇを強制的に所定のストローク押込み
、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シリンダ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
サシュー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によりレバー１４Ｂが逆方向に揺動
し、ピストン１４２、ロッド１０８を順次元の位置に引
き戻すようになる。 第２図と第３図（ａ）　、　（ｂ）とにおいて、タイヤ
ロック時のベルトスリップ防止対策について述べる。 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１５０のボデー１５１とプレート１５２
の内外部に第２図のライン圧調整弁９０．変速比制御弁
１００．モジュレータ機構１２０．モディファイ機構１
４５等が設置されており、更にタイヤロック時のベルト
スリップ防止対策としてシフトロック機構ＩＧＯが設け
られている。 シフトロック機構１．　［１０は、既に述べたように、
変速比制御弁１００からのドレン油路８２のチエツク弁
８３の部分にシフトロック弁８４が取付けられ、バルブ
ブロック１５０のシフトカム１１０と反対側のシフトロ
ック弁８４と同じ側にプランジャ１１３１が設置される
。そしてこれらのシフトロック弁８４．プランジャ＋６
１とセンサシュー９５との間に、シフＩ・ロックアーム
１６５が装架されて成る。 チエツク弁８３は、シフトロック弁８４のスプール８４
ｂの内部にスプリング８３ｂを付勢したボール８３Ｃを
（−ｆして、油路８２からのドレン量を規制し、最大変
速比でプライマリシリンダ３８ａが排油状態の場合にそ
こにオイルを充満してプリフィル作用するものである。 また、かかるシフトロック弁８４のスプール８４ｂがシ
フトロック弁８４のシリンダ８４ａに移動可能に挿入さ
れ、ドレンボート８３ｄを開閉するようになっている。 またシリンダ８４ａよりポート輔８４ｇがシフトロック
弁８４のスプール８４ｂと一体のスプリング受け８４「
に当接するように設置されている。ここで、上記スプリ
ング受け８４ｒにはスプール８４ｂ内部とポート軸８４
ｇが当接する側を連通する連通孔８４ｈが設けられ、ま
た、シフトロック弁８４のスプール８４ｂの内部にはオ
イルが流入するため、このオイルをドレンするポート８
４ｄ。 ８４ａがシフトロック弁本体８４のシリンダ８４ａとス
プール８４ｂに設けられ、これらのポート８４ｄ、８４
゜は、チエツク弁８３のボール８３０に対向して形成さ
れるシリンダ８４ａのドレンポート８４ｃ開位置では一
致するが、ドレンポート８４ｃ閉位置では不一致の関係
に設定される。そしてドレンボート８４ｃ閉位置では、
シフトロック弁８４のスプール８４ｂの背後に高いプラ
イマリ圧を作用してセルフロックし、ポート軸８４ｇか
らのドレンによりセルフロックを解除するように構成さ
れる。 プランジャ１６１は、ピトー圧油路７４と連通するシリ
ンダ１６２の内部に挿入され、ピトー圧に応じ移動して
その大きさを検出する。そして高速段の比較的大きい通
常のピトー圧では、プランジャ１６１の先端部１６１ａ
をボデー１５１より高く突出している。 シフトロックアーム１６５は、裏面視略方形の形状を成
し、平行な連結部１６５ａの一方にシフ；・ロック弁８
４．プランジャｔｅｔとの係合片ＩＧ５ｂを、その他方
にスプリング受け１８５ｃとセンサシュー９５との係合
片１６５ｄを有する。そして連結部１［１５ａが、例え
ばモジュレータ機構１２０の軸１２３を利用して揺動可
能に取付けられ、スプリング受け１［ｉ５ｃにスプリン
グ１６６が付勢される。係合片１６５ｄは、センサシュ
ー９５の直下に延びており、所定の変速比ｉｓ（例えば
１．０）より低速段ではセンサシュー９５側のビン９５
ａに直線部■６５０が係合して、アーム１６５の揺動を
制限する。またこの変速比ｉｓより高速段側では、セン
サシュー９５による制限が解除し、この条件でピトー圧
が異常に低下すると低μ路のブレーキ時のタイヤロック
と判断して、アーム１６５を作動するようになっている
。更に係合片１０５ｄの先端には、センサシュー９５の
移動によるビン９５ａ°とアームＩＧ５との係合復帰が
可能にテーバ１８５ｆ’が設けられている。 アーム１６５は、通常、プランジャ１６１またはセンサ
シュー９５の作用で傾き、タイヤロック時はスプリング
１８Ｂにより水平になるように設定されている。そして
アーム１６５と共に調整ねじ１６７が傾くと、チエツク
弁８３のスプリング８３ｂの付勢力でスプリング受け８
４「と共にシフトロック弁８４のスプール８４ｂが移動
してドレンポート８４ｅが開き、スプリング受け８４ｆ
’はポート軸８４ｇに当接する。 一方、アームＩＧ５が水平になると、調整ねじ！６７を
介してポート軸８４ｇとスプリング受け８４１’が押込
まれ、スプール８４ｂが移動してドレンポート８４Ｃが
閉じ、さらにこの状態でスプール８４ｂ内部のオイルは
スプリング受け８４ｒに形成された連通孔８４ｈを介し
てポート軸８４ｇ側へ流入し、このオイルの圧力が高く
なるとスプリング８３ｂに抗してスプリング受け８４ｆ
’とポート軸８４ｇの接触部が開いて、オイルはボート
軸８４ｇ内部を通りドレンされる。 次いで、このように構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
ン圧調整弁９０で調圧されたライン圧が油路７１ｂによ
りセカンダリシリンダ３９ａにのみ６大しており、プラ
イマリシリンダ３８ａは変速比制御弁１００によりドレ
ン油路８２に連通している。そのため無段変速機３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の巻付は径が最も大きく、最大変速比ｉ
Ｌの低速段となる。 次いで、走行後にピトー圧センサ７３のピト−圧が上昇
して変速比制御弁１００のスプール１０２を移動し、油
路７１ｃのライン圧が油路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。そしてプ
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３６に対する巻付は径が増し、最終的には最小変
速比ｉＩ＋の高速段に無段変速する。 そこで、上記変速制御において低速段では、第３図（ｂ
）のように、シフＩ・ロック機構１６０においてシフト
ロックアーム１６５の係合片１６５ｄがセンサシュー９
５のビン９５ａに係合して揺動が制限されており、この
ため車両停止でピトー圧が零の場合、あるいは低速走行
てピトー圧が小さい場合にアーム１６５は傾斜保持され
る。そこで、シフトロック弁８４のボート軸８４ｇは外
側に突出し、スプール８４ｂがドレンポート８４ｃを開
くように後退移動してドレン可能になる。従って、変速
比制御弁１００でボート１０１ｂ、１０１ｃによりプラ
イマリシリンダ３８ａがドレン油路８２に連通される場
合も、チエツク弁８３を介してシフトロック弁８４のド
レンポート８４ｃから自由にドレンされて最大変速比に
なり、車両走行後プライマリシリンダ３８ａに給油され
てプライマリ圧が高くなるのに伴い、最大変速比からア
ップシフトする。こうして低速段での低速制御が、當に
正常に行われるように確保される。 そして車速と共にエンジン回転数に応じたピトー圧が高
くなると、プランジャｉ６１がピトー圧により強く押出
されてアーム１６５を上述の傾斜した状態に保つ。そこ
で、所定の変速比ｉｓにより高速段にシフトしてセンサ
シュー９５のビン９５ａが第３図（ｂ）の左側への移動
でアーム１６５から外れた以降も、ドレン油路８２のオ
イルはチエツク弁８３を介してドレンボー１・８４ｃか
らドレン可能になってキックダウン等の変速を自由に行
い得る。また、減速時にダウンシフトすると、センサシ
ュー９５が第３図（ｂ）の右側に移動して再びビン９５
ａがアーム１６５に係合し、上述の状態に戻る。 ここで、低μ路でのブレーキ時のタイヤロックは、低速
段の低速走行でも起り得るが、この場合は変速比の変化
が少なく、またブレーキ開放時の車輪側からの入力回転
数も低いため、ブレーキ開放時のベルトスリップ等はあ
まり問題にならない。 このため、上述の低速段でタイヤロックを生じてピトー
圧が低下した場合でも、それは無視されることになる。 一方、最小変速比等の高速段では、アーム１１３５がセ
ンサシュー９５から外れて揺動可能になり、この条件で
低μ路でのブレーキ時に第５図（ａ）　、　（ｂ）のよ
うに車輪速度と共にピトー圧が急低下してタイヤロック
を生じると、プランジャ１．　Ｇ　ｌの押出し口が減じ
てアーム１６５は、スプリング１６１によりＱ”ｚ　４
図のように略水平状態に揺動する。このためシフトロッ
ク弁８４は、ポート軸８４ｇを介してスプール８４ｂを
押下げてドレンポート８４ｃを閉じるようになり、ボー
ト軸Ｂ４ｇとスプリング受け８４１’の接触部も１周整
ねじｌ［３７の移動で閉じられる。そこで、変速比制御
弁１００がピトー圧の低下でブライマリンリンダ３８ａ
をドレン油路８２に連通しても、第５図（Ｃ）の破線の
ように高いプライマリ圧Ｐ’ｐがシフトロック弁８４の
上流側に封じ込められる。 こうして、プライマリプーリ３６．セカンダリプーリ３
７とベルト３４とがタイヤロックにより高速段側に停止
保持してシフトロックするのに対応し、油圧制御系でも
高いプライマリ圧Ｐ′ｐてシフトロックした状態になる
。 そしてブレーキ解除されると、第５図のように車輪速度
Ｖｖが回復して、セカンダリプーリ３７とベルト３４と
が急激に回されるが、プライマリシリンダ３８ａには高
いプライマリ圧Ｐ′ｐが存在し、プライマリプーリ３６
側の慣性マスに対して充分なプ一り押付力を付与するた
め、ベルト３４によりプライマリプーリ３Ｇはスリップ
を生じることな（回され、このプライマリ圧Ｐ′ｐに応
じた変速比を保つ。 その後、ピト−圧が回復上昇してタイヤロックが解除す
ると、プランジャ］６１の押出しでアーム１６５が傾い
てボートｉｄ１８４ｇとスプリング受け８４ｒの接触Ｇ
ＩＳが開き、シフトロック弁８４内部の圧力か抜ける。 シフトロック弁８４のスプール８４ｂは、スプリング８
３ｂにより後退してドレンポーｌ−８４ｃを再び開くの
であり、これに伴いプライマリ圧Ｐ′ρもドレンして第
５図（ｄ）の破線のように緩やかにダウンシフトが開始
して復帰する。 また、上記シフトロック弁８４のドレンポート８４Ｃが
閉じるタイヤロック時に、ボート８４ｄ、８４ｃがわず
かに開口部を設けるか、またはシール部からの高圧のプ
ライマリ圧Ｐ′ｐのリークを利用して第５図（Ｃ）の−
点鎖線のように徐々に低下させると、第５図（（Ｊ）の
−点鎖線のようにダウンシフトを開始する。このとき、
センサシュー９５が移動してアーム１．　Ｇ　５にテー
バ１６５ｒを介して係合して元に復帰するようになり、
こうしてタイヤロック状態で停止する場合も最大変速比
に戻る。 なお、シフトロック弁はチエツク弁と各別に設け、それ
を開閉動作してもよい。 【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
変速制御において、低摩擦路のブレーキ時のタイヤロッ
クを判定し、油圧制御系をシフトロックしてプライマリ
圧を高く保持するので、ブレーキ解除の際のベルトスリ
ップを確実に防止し得る。 さらに、変速比制御弁のドレン油路に設けたシフトロッ
ク弁を、変速比とピトー圧との関係でシフトロック機構
により機械的に動作する構成であるから、動作が確実で
あり、ベルトスリップの不具合が大きい高速段でのタイ
ヤロックに伴うベルトスリップを防止し得る。 また、シフトロック機構のアームとセンサシューとの係
合構成で、タイヤロック状態での停止の場合にも変速比
を最大に戻すことができ、低速段でのピトー圧の変化に
対し変速を正常に保ち得る。[
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,
A lever 146 of a modifying mechanism 145 for extracting Ds range characteristics, which also serves as a push lever, is engageably provided between the roller bin 108b of No. 8 and the sensor shoe 95. 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 to forcibly push the rod 10g to a predetermined stroke, thereby limiting the shift range to the high engine speed side. This causes the Ds cylinder to act as an engine brake. When a predetermined gear ratio is reached in this state, the sensor shoe 95 engages with the lever 14G, and from this point on, the sensor shoe 95 swings the lever 14B in the opposite direction as the gear ratio increases, and the piston 142, This causes the rod 108 to be pulled back to the forward dimension position. Measures to prevent belt slip when tires are locked will be described in Fig. 2 and Figs. 3 (a) and (b). In the figure, reference numeral 150 is a valve block, and the body 151 and plate 152 of this valve block 150 are
The line pressure regulating valve 90 shown in FIG. 2 is installed inside and outside of the. Gear ratio control valve 100. Modulator mechanism 120. Modification mechanism 1
45 etc. are installed, and a shift lock mechanism IGO is also installed as a measure to prevent belt slip when the tires are locked. Shift lock mechanism 1. [10, as already mentioned,
A shift lock valve 84 is attached to the check valve 83 portion of the drain oil passage 82 from the gear ratio control valve 100, and a plunger 1131 is installed on the same side of the valve block 150 as the shift lock valve 84, which is opposite to the shift cam 110. . And these shift lock valves 84. Plunger +6
A shift I/lock arm 165 is mounted between the sensor shoe 95 and the sensor shoe 95. The check valve 83 is connected to the spool 84 of the shift lock valve 84.
A ball 83C with a spring 83b biased inside b is set (-f) to regulate the amount of drain from the oil passage 82, and to fill it with oil when the primary cylinder 38a is drained at the maximum gear ratio. The spool 84b of the shift lock valve 84 is movably inserted into the cylinder 84a of the shift lock valve 84 to open and close the drain boat 83d. 84g is the spring receiver 84 which is integrated with the spool 84b of the shift lock valve 84.
It is installed so that it is in contact with the Here, the spring receiver 84r includes the inside of the spool 84b and the port shaft 84.
A communication hole 84h is provided that communicates the side that is in contact with the shift lock valve 84, and since oil flows into the inside of the spool 84b of the shift lock valve 84, a port 8 is provided to drain this oil.
4d. 84a are provided in the cylinder 84a and spool 84b of the shift lock valve body 84, and these ports 84d, 84
The drain port 84c of the cylinder 84a formed opposite to the ball 830 of the check valve 83 coincides with the drain port 84c in the open position, but is set in a relationship that does not match with the drain port 84c in the closed position. And in the drain boat 84c closed position,
The shift lock valve 84 is configured to self-lock by applying a high primary pressure behind the spool 84b, and release the self-lock by draining from the port shaft 84g. The plunger 161 is inserted into a cylinder 162 that communicates with the pitot pressure oil passage 74, and moves according to the pitot pressure to detect its magnitude. At a relatively large normal pitot pressure in the high speed stage, the tip 161a of the plunger 161
protrudes higher than the body 151. The shift lock arm 165 has a substantially rectangular shape when viewed from the rear, and has a shift lock valve 8 on one side of the parallel connecting portions 165a.
4. It has an engagement piece IG5b with the plunger tet, and an engagement piece 165d with the spring receiver 185c and the sensor shoe 95 on the other side. The connecting portion 1[15a is swingably attached using, for example, the shaft 123 of the modulator mechanism 120, and a spring 166 is biased to the spring receiver 1[i5c. The engagement piece 165d extends directly below the sensor shoe 95, and engages the bin 95 on the sensor shoe 95 side at a speed lower than a predetermined gear ratio is (for example, 1.0).
The straight portion 650 engages with the portion a to limit the swinging of the arm 165. In addition, at higher speeds than this gear ratio is, the restriction by the sensor shoe 95 is released, and if the pitot pressure drops abnormally under these conditions, it is determined that the tires are locked during braking on a low μ road, and the arm 165 is activated. It has become. Furthermore, a taper 185f' is provided at the tip of the engagement piece 105d so that the sensor shoe 95 can be moved to return the bin 95a° to the arm IG5. The arm 165 is normally tilted by the action of the plunger 161 or the sensor shoe 95, and is set horizontally by the spring 18B when the tire is locked. When the adjusting screw 167 is tilted together with the arm 165, the spring receiver 8 is
4, the spool 84b of the shift lock valve 84 moves to open the drain port 84e, and the spring receiver 84f opens.
' comes into contact with the port shaft 84g. On the other hand, when the arm IG5 becomes horizontal, the adjustment screw! 67, the port shaft 84g and spring receiver 841' are pushed in, and the spool 84b moves to close the drain port 84C. In this state, the oil inside the spool 84b flows through the communication hole 84h formed in the spring receiver 84r. When the pressure of this oil increases, it resists the spring 83b and flows into the spring receiver 84f.
The contact portion between ' and the port shaft 84g is opened, and the oil is drained through the inside of the boat shaft 84g. Next, the operation of the continuously variable transmission control system configured 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 line pressure regulating valve 90 is increased by 6 to only the secondary cylinder 39a through the oil passage 71b, and the primary cylinder 38a is increased by 6 by the gear ratio control valve 100. It communicates with the drain oil passage 82. Therefore, in the continuously variable transmission 3, the diameter of the winding of the secondary pulley 37 with respect to the primary pulley 3G of the drive belt 34 is the largest, and the maximum gear ratio i
It becomes L low gear. Next, after driving, the pitot pressure of the pitot pressure sensor 73 increases and moves the spool 102 of the gear ratio control valve 100, and 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 upshifting. As the primary pressure increases, the diameter of the winding of the drive belt 34 around the primary pulley 36 increases, and finally the speed is continuously variable to the high speed stage with the minimum gear ratio iI+. Therefore, in the above-mentioned speed change control, in the low gear stage, as shown in Fig. 3 (b
), in the shift I/lock mechanism 160, the engaging piece 165d of the shift lock arm 165 is connected to the sensor shoe 9.
The arm 165 is engaged with the pin 95a of No. 5 to limit its swinging, and therefore, the arm 165 is held tilted when the vehicle is stopped and the pitot pressure is zero, or when the vehicle is running at low speed and the pitot pressure is small. Therefore, the boat shaft 84g of the shift lock valve 84 protrudes outward, and the spool 84b moves backward to open the drain port 84c, allowing draining. Therefore, even when the primary cylinder 38a is communicated with the drain oil passage 82 by the boats 101b and 101c in the gear ratio control valve 100, the oil is freely drained from the drain port 84c of the shift lock valve 84 via the check valve 83, and the maximum speed is reached. After the vehicle is running, the primary cylinder 38a is refueled and the primary pressure becomes higher, and as a result, the gear ratio is upshifted from the maximum gear ratio. In this way, it is ensured that the low speed control in the low speed gear is performed properly. When the pitot pressure corresponding to the engine speed increases with the vehicle speed, the plunger i61 is strongly pushed out by the pitot pressure to maintain the arm 165 in the above-mentioned inclined state. Therefore, even after the bin 95a of the sensor shoe 95 comes off the arm 165 by moving to the left in FIG. Drainage can be performed from the Drainbow 1/84c via the Drainbow 83, and gear changes such as kickdown can be performed freely. Furthermore, when downshifting occurs during deceleration, the sensor shoe 95 moves to the right side in FIG.
a engages the arm 165 and returns to the above state. Here, tire locking when braking on a low μ road can occur even when driving at low speed in a low gear, but in this case, there is little change in the gear ratio and the input rotation speed from the wheel side is low when the brake is released. , belt slip when the brake is released is not much of a problem. Therefore, even if the pitot pressure decreases due to tire lock in the low speed gear described above, it will be ignored. On the other hand, in a high speed gear such as the minimum gear ratio, the arm 1135 comes off the sensor shoe 95 and becomes swingable, and under this condition, when braking on a low μ road, the wheel If the pitot pressure suddenly decreases with speed and the tire locks, plunger 1. The extrusion port of G l is reduced and the arm 165 is moved by the spring 161 to Q”z 4
As shown in the figure, it swings approximately horizontally. For this reason, the shift lock valve 84 pushes down the spool 84b via the port shaft 84g to close the drain port 84c, and the contact area between the boat shaft B4g and the spring receiver 841' is also moved around the adjustment screw l [37]. Closed with Therefore, the gear ratio control valve 100 is activated by the bridle cylinder 38a due to the decrease in pitot pressure.
Even if the primary pressure P'p is communicated with the drain oil passage 82, the high primary pressure P'p is confined upstream of the shift lock valve 84 as shown by the broken line in FIG. 5(C). Thus, the primary pulley 36. Secondary pulley 3
7 and belt 34 are stopped and held on the high speed gear side due to tire lock, and the shift is locked, and the hydraulic control system is also in a shift locked state due to the high primary pressure P'p. When the brake is released, the wheel speed Vv recovers as shown in FIG. 5, and the secondary pulley 37 and belt 34 are rapidly rotated, but a high primary pressure P'p exists in the primary cylinder 38a. , primary pulley 36
In order to apply a sufficient pressing force to the inertial mass on the side, the primary pulley 3G is rotated by the belt 34 without causing slip, and maintains the gear ratio according to this primary pressure P'p. When the pitot pressure recovers and rises and the tire lock is released, the arm 165 is tilted by the push of the plunger 61, and the boat ID 184g and the spring receiver 84r come into contact G.
The IS opens and the pressure inside the shift lock valve 84 is released. The spool 84b of the shift lock valve 84 is connected to the spring 8
3b, and the drain port 1-84c is opened again, and in conjunction with this, the primary pressure P'ρ is also drained, and a downshift is started gently as shown by the broken line in FIG. 5(d), and the return is made. In addition, when the drain port 84C of the shift lock valve 84 is closed and the tires are locked, the boats 84d and 84c may be slightly opened or the leakage of the high primary pressure P'p from the seal may be used to Figure (C) -
When it is gradually lowered as indicated by the dotted line, downshifting begins as indicated by the - dotted line in FIG. 5 ((J). At this time,
The sensor shoe 95 moves and the arm 1. It now engages with G5 via the taber 165r and returns to its original state,
In this way, even when the vehicle stops with the tires locked, the gear ratio returns to the maximum gear ratio. Incidentally, the shift lock valve and the check valve may be provided separately and opened/closed. Effects of the Invention As described above, according to the present invention, in the shift control of a continuously variable transmission, tire lock is determined during braking on a low-friction road, and the hydraulic control system is shift-locked to reduce the primary pressure. is held high, thereby reliably preventing belt slip when releasing the brake. Furthermore, the shift lock valve installed in the drain oil path of the gear ratio control valve is mechanically operated by a shift lock mechanism depending on the relationship between the gear ratio and the pitot pressure, so operation is reliable and belt slip is prevented. It is possible to prevent belt slip caused by tire lock in high speed gears, which is a major problem. In addition, the engagement structure between the arm of the shift lock mechanism and the sensor shoe allows the gear ratio to be returned to the maximum even when the tires are stopped and the gear ratio can be returned to the maximum, allowing normal gear shifting in response to changes in pitot pressure in low gears. can be maintained.

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

第１図は本発明が適用される無段変速機の一例を示す断
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）は第３図（ａ）の
Ｂ−Ｂ断面図、 第４図はタイヤロック時のシフトロック機構の動作状態
を示す断面図、 第５図（ａ）ないしくＣ）はタイヤロック時の各部の特
性図である。 ３・・・無段変速機、３８ａ・・・プライマリシリンダ
、８２・・・ドレン油路、８３・・・チエツク弁、８４
・・・シフトロック弁、９５・・・センサシュー、１０
０・・・変速比制御弁り、１６０・・・シフトロック機
構、１６１・・・プランジャ、１Ｇ５・・・シフトロッ
クアーム 手続補正書（方式） １．事件の表示 昭和６３竿　特　許　願第２４０４３３号２、発明の名
称 無段変速機の変速制１ａｌｌ装置 ３、補正をする者 事件との関係　　特　　許　　出願人 東京都新宿区西新宿１丁目７番２号 ４、代 理 人 夕で歪つ ６、補正の対象 （１）明細書の［４、図面の簡単な説明」の欄７、補正
の内容 （１）明細書の［４、図面の簡単な説明」の欄の第３２
頁第１１行の［第５図（ａ）ないしくｅ）はタイヤロッ
ク時の各部」を、 「第５図はタイヤロック時の各部」と補正する。Fig. 1 is a sectional view showing an example of a continuously variable transmission to which the present invention is applied, Fig. 2 is a hydraulic circuit diagram showing an embodiment of the speed change control device of the present invention, and Fig. 3 (a) shows the main parts. The back view, (b) is a sectional view taken along line B-B in Fig. 3 (a), Fig. 4 is a sectional view showing the operating state of the shift lock mechanism when the tires are locked, and Fig. 5 (a) to C) is It is a characteristic diagram of each part when a tire is locked. 3...Continuously variable transmission, 38a...Primary cylinder, 82...Drain oil path, 83...Check valve, 84
...Shift lock valve, 95...Sensor shoe, 10
0... Gear ratio control valve, 160... Shift lock mechanism, 161... Plunger, 1G5... Shift lock arm procedure amendment (method) 1. Display of the case 1986 Rod Patent Application No. 240433 2 Name of the invention Continuously variable transmission 1all device 3 Person making the amendment Relationship to the case Patent Applicant 1-7 Nishi-Shinjuku, Shinjuku-ku, Tokyo No. 2 4. Distorted by the agent 6. Subject of amendment (1) Column 7 of [4. Brief explanation of the drawings] of the specification. Contents of amendment (1) [4. Brief explanation of the drawings] of the specification. No. 32 in the “Explanation” column
In the 11th line of the page, ``Fig. 5 (a) to e) shows the parts when the tires are locked'' is corrected to ``Fig. 5 shows the parts when the tires are locked.''

Claims (2)

【特許請求の範囲】[Claims] （１）無段変速機の油圧制御系に変速比制御弁を有して
プライマリシリンダに給排油するものにおいて、 上記変速比制御弁のドレン油路にシフトロック弁を設け
、 ピトー圧に応じて作動するプランジャ、シフトロック弁
および変速比に応じて移動するセンサシューの間に、高
速段でのピトー圧低下の場合にのみシフトロック弁を閉
動作するアームを設置することを特徴とする無段変速機
の変速制御装置。(1) In a continuously variable transmission that has a gear ratio control valve in its hydraulic control system to supply and drain oil to the primary cylinder, a shift lock valve is provided in the drain oil path of the gear ratio control valve, and a shift lock valve is provided in the drain oil passage of the gear ratio control valve to respond to the pitot pressure. An arm that closes the shift lock valve only when the pitot pressure decreases in a high speed gear is installed between the plunger that operates when the shift lock valve is operated, the shift lock valve, and the sensor shoe that moves according to the gear ratio. Speed change control device for gear transmission. （２）上記アームは揺動可能に支持されて、一方をシフ
トロック弁とプランジャに係合し、他方にスプリングが
付勢されると共に低速段で上記センサシューと係合する
ように設置され、 上記シフトロック弁を上記アームの揺動に応じて開閉す
る請求項（１）記載の無段変速機の変速制御装置。(2) the arm is swingably supported, one side is engaged with the shift lock valve and the plunger, and the other side is biased with a spring and is installed so as to engage with the sensor shoe in a low speed gear; The shift control device for a continuously variable transmission according to claim 1, wherein the shift lock valve is opened and closed in response to swinging of the arm.