JPH031542B2 - - Google Patents

Description

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

［産業上の利用分野］ 本発明は、車両用無段自動変速機の油圧制御装
置に関する。 ［従来の技術］ 従来、自動車用無段変速機が提供されている。
これは、エンジントルクを入力する入力プーリと
車軸に連結される出力プーリとの間に無端ベルト
を掛け渡して、これらの両プーリの実効径を油圧
により制御して入出力プーリに伝達されるトルク
比を制御するものである。 ［発明が解決しようとする問題点］ ところで、上記トルク比が最大となつたとき、
すなわち、アンダードライブ状態に保つとき、入
力側プーリの油圧サーボの油圧を排圧状態に保つ
必要がある。しかるにこの排圧状態を一定時間継
続すると、油圧サーボのへの連絡油路へシール部
分などから空気が入る。油圧サーボへ作動油を供
給してアツプシフトを行なうとき、空気が圧縮し
て減速比の変更に応答の遅れが発生する。 本発明は上記事情に鑑みて案出されたものであ
り、油圧サーボへの空気の流入が確実に防止で
き、変速の応答遅れが生じにくい車両用無段変速
機を提供しようとするものである。 ［問題点を解決するための手段］ 本発明に係る車両用無段自動変速機の油圧制御
装置は、上記問題点を解決するために、相互に平
行的に配列された入力軸および出力軸と、前記各
軸に配設された固定フランジ及び可動フランジ
と、前記入力軸に配設された固定フランジに対し
可動フランジを作動油の圧力に応じて押圧する第
１油圧サーボと、前記出力軸に配設された固定フ
ランジに対し可動フランジを作動油の圧力に応じ
て押圧する第２油圧サーボとを有し、前記各軸に
配設された固定フランジ及び可動フランジからな
る両プーリ間にベルトを掛け渡し、該ベルトが前
記両プーリに対する半径方向の係合位置を変える
ことによつて入力軸と出力軸との回転速度比を変
更すべくした車両用無段自動変速機の油圧制御装
置において、油圧源と、該油圧源と前記第１及び
第２の油圧サーボの少なくとも一つの油圧サーボ
との間に配設され該油圧サーボへ供給されるライ
ン圧を調圧せしめるライン圧調圧弁と、該ライン
圧調圧弁と前記第１及び第２の油圧サーボのうち
少なくとも１つの油圧サーボとの間に配設され、
前記油圧サーボへの前記ライン圧の給排を制御せ
しめる減速比制御機構と、前記ライン圧調圧弁と
前記油圧サーボとの間に配設されプーリの実効径
を拡大しない油圧を発生せしめるライン圧減圧手
段と、該ライン圧減圧手段と前記油圧サーボとの
間に前記油圧サーボから前記ライン圧減圧手段へ
の逆流を防止せしめる逆流防止手段からなる構造
を有する。 ［作用および効果］ 本発明の車両用無段自動変速機の油圧制御装置
は、ライン圧調圧弁と油圧サーボとの間に配設さ
れプーリの実効径を拡大しない油圧を発生せしめ
るライン圧減圧手段と、ライン圧減圧手段と油圧
サーボとの間に油圧サーボからライン圧減圧手段
への逆流を防止せしめる逆流防止手段を配設せし
めたことにより、油圧サーボの油圧が排圧された
とき、排圧された油室内には、チエツク弁を介し
てライン圧減圧手段からプーリの実効径を拡大し
ない油圧が流入して、空気がシール部等から流入
することを防止することにより、油圧サーボ排圧
後、次に圧油を油圧サーボに供給する場合でも応
答遅れが生じることはない。 ［実施例］ 次に、本発明を図に示す本発明に基づき説明す
る。 第１図は実施例に係る無段自動変速機を示す断
面図である。 上記無段自動変速機は、フルードカツプリング
４００と、変速部５００と、該変速部５００から
車軸に動力を伝達するアイドラ８００及びデイフ
アレンシヤル７００とから構成される。 そして、上記無段自動変速機はトルクコンバー
タケース１００、トランスミツシヨンケース２０
０、センターケース３００により形成されるケー
シングに収容されている。 （ケーシング） トルクコンバータケース１００はフルードカツ
プリングが収納される流体継手ルーム１１０の壁
面、アイドラギア８００が収納されアイドラギア
の軸の一方を支持するアイドラギアルーム１３０
の壁面、デイフアレンシヤルギア７００を収納す
るとともにデイフアレンシヤルギア７００の出力
軸の一端を支持するデイフアレンシヤルルーム１
２０の壁面を構成する。 トランスミツシヨンケース２００は上記トルク
コンバータケース１００に連結され、変速部５０
０が収納されるトランスミツシヨンルーム２１０
の壁面、デイフアレンシヤルルーム１２０を形成
するとともにデイフアレンシヤルギア７００の他
の一方の出力軸を支持する壁面を構成し、前記ト
ルクコンバータケース１００の側面１００Ｂに図
示しないボルトで締結される。 センターケース３００はフルードカツプリング
４００と変速機部５００との間の伝動軸を軸支す
る。センターケース３００はトランスミツシヨン
ケース２００側からトルクコンバータケース１０
０の一端面１００Ｂにボルトで締結され、そのト
ルクコンバータケース１００側にはオイルポンプ
カバー１０１が嵌挿されている。 （フルードカツプリング４００） フルードカツプリング４００の出力軸４２０
は、センターケース３００の中心に嵌着されたス
リーブ３１０にメタルベアリング３２０を介して
回転自在に支持されている。この出力軸４２０は
流体継手ルーム１１０においてロツクアツプクラ
ツチ４３０のハブ４４０と、フルードカツプリン
グのタービン４５０のハブ４６０とがスプライン
嵌着され、トランスミツシヨンルーム２１０にお
いて段状に大径化された大径部６０１で遊星歯車
変速機構６００のキヤリアシヤフト６２０と連結
し、ベアリング３３０を介してセンターケース３
００に支持されている。前記フルードカツプリン
グ４００の出力軸４２０および前記大径部６０１
は中空に形成され、該中空部は油路４２１が設け
られると共に栓４２３が嵌着される。 センターケース３００のエンジンがわ（フルー
ドカツプリングがわ）壁にはオイルポンプカバー
１０１がボルトで締締結され、内部には前記フル
ードカツプリング４００と一体の中空軸４１０で
駆動されるオイルポンプ１０１Ａが収納されてい
る。 （遊星歯車変速機構６００） 遊星歯車変速機構６００は、入力軸５１０とフ
ルードカツプリング４００の出力軸との間に配設
されており、前記フルードカツプリング４００の
出力軸４２０と一体の入力軸６０１に連結される
と共に、多板クラツチ６３０を介して変速部の固
定フランジ５２０Ａに連結されたキヤリアピニオ
ン６２０、多板ブレーキ６５０を介してセンター
ケース３００に係合されたリングギア６６０、変
速部の入力軸５１０と一体に形成されているサン
ギア６１０、前記キヤリア６２０に軸支され、サ
ンギア６１０とリングギア６６０と噛合したプラ
ネタリギア６４０を有し、前記センターケース３
００に配設された前記多板ブレーキ６５０を作動
させる油圧サーボ６８０、前記固定フランジ壁に
形成され前記多板クラツチ６３０を作動させる油
圧サーボ６９０を備える。 （変速部５００） 変速部５００は、入力プーリ５２０を備えた入
力軸５１０と出力プーリ５６０を備えた出力軸５
５０とが並行に懸架され、入力プーリ５２０と出
力プーリ５６０との間にはＶベルト５８０が巻き
掛けられている。入力軸５１０は遊星歯車変速機
構６００のサンギアと一体に形成された固定フラ
ンジ５２０Ａ、油圧サーボ５３０により固定フラ
ンジ５２０Ａ方向に駆動される可動フランジ５２
０Ｂからなる入力プーリ５２０を有する。 入力軸５１０は、一端５１０Ａがフルードカツ
プリング４００の出力軸４２０の大径部６０１の
内径側にベアリング６７０を介して支持されてお
り、他端５１０Ｂはベアリング３５０を介してト
ランスミツシヨンケース２００の側壁２５０に支
持され、さらにその先端部５１０Ｃは側壁２５０
に締結された蓋２６０にニードル（ローラー）ベ
アリング２７０を介して当接されている。その軸
心に形成された中空部５１１には、固定フランジ
５２０側にスリーブ４２２が固定されるとともに
その他端端部はフルードカツプリング４２０の出
力軸４２０の軸内に回転自在に嵌め込まれ、セン
ターケース３００、油路３０１を介し前記油路４
２１から供給された油圧を固定フランジ５２０
AAの基部に形成された油路５１３を介して油圧
サーボ６９０に油圧を供給する油路とされてい
る。又、軸方向他端の中空部５１１Ｂには、先端
が前記トランスミツシヨンケース２００の側壁２
５０の入力軸５１０との対応部に形成された穴２
５０Ａを塞ぐよう蓋着された蓋２６０のパイプ状
突出部２６１と嵌合されている。この中空部５１
１Ｂは後記する油圧制御装置と連絡する油路５１
４から上記蓋２６０の突出部２６１を介して供給
された圧油が油圧サーボ５３０へ供給されるため
の油路を形成する。 一方、出力軸５５０は、一体に形成された固定
フランジ５６０Ａ、および該油圧サーボ５７０に
よる固定フランジ５６０Ａ方向に駆動される可動
フランジ５６０Ｂからなる出力プーリ５６０を有
する。 出力軸５５０の出力ギア５９０は、ローラベア
リング５９２を介してトルクコンバータケース１
００の側壁に支持され、他端５９１Ｂはローラー
ベアリング５９３を介してセンターケース３００
に支持され、さらに出力ギア５９０の歯本体側面
はスラスト方向の荷重を受けるニードルベアリン
グ５９４を介して前記トルクコンバータケースの
側壁に当接され、また、歯本体の他の側面５９０
Ｂはニードルベアリング５９５を介してセンター
ケース３００の側面に当接されている。さらに、
出力ギア５９０の内径にはインナスプライン５９
６が形成され、出力軸５５０に形成されたアウタ
スプライン５５０Ａと嵌合する。 上記出力軸５５０の一端は出力ギア５９０を介
してセンターケース３００に支持され、その他端
５５０Ｂはボールベアリング９２０を介してトラ
ンスミツシヨンケース２００の側壁２５０に支持
される。 出力軸５５０の軸心には油路５５１が形成さ
れ、その中間部にセンシングバルブボデイ５５２
が嵌着される。該バルブボデイ５５２の一端部５
５２Ａはトランスミツシヨンケースに形成され油
圧制御装置と連絡する油路１４０から供給された
油圧が前記油圧サーボ５７０に導かれる油路とさ
れ、前記バルブボデイ５５２の他端は、先端が前
記トランスミツシヨンケースの側壁２５０の出力
軸５５０との対応部に形成される穴２２５０Ｂを
塞ぐよう蓋着された蓋５５３のパイプ状突出部５
５４と嵌合されたトランスミツシヨンケース２０
０および該トランスミツシヨンケース２００に締
結された蓋５５３に形成され油圧制御装置から可
動フランジ５６０Ｂの変位位置を検出する減速比
検出弁５０により油圧が調整される油路（油路
３）となつている。前記センシングバルブボデイ
５５２は、減速比検出弁５０を有し、この減速比
検出弁５０は、検出棒５１の図示右端に取付けら
れた係合ピン５１Ａが可動フランジ５６０Ｂの内
周に形成された段部５６１に係合され、可動フラ
ンジ５６０Ｂの変位に伴うスプールの変位により
油路３の油圧を調整する。 （デイフアレンシヤル７００とアイドラ８００） デイフアレンシヤル７００とアイドラ８００は
上記変速部５００から車軸に動力を伝達する。ア
イドラ８００は、その軸８０１の一端が前記トル
クコンバータケース１００に、他端はセンターケ
ース３００の壁面に回転自在に軸支されて、前記
出力軸５５０と平行的に設けられており、該アイ
ドラギア軸８０１には入力歯車８０２および出力
歯車８０３が固定されている。又、アイドラギア
軸の出力歯車８０３から駆動代歯車７２０を介し
てデイフアレンシヤルギア７００にトルク伝達さ
れる。 （油圧制御装置） 第２図は本実施例に係る無段自動変速機を制御
する油圧制御装置の構成を示す回路図である。 ２１は油溜め、２０はエンジンにより駆動さ
れ、前記油溜め２１から吸入した作動油を油路１
に吐出するオイルポンプ、３０は入力油圧に応じ
て油路１の油圧を調整し、ライン圧とするライン
圧調圧弁（レギユレータ弁）、４０は油路１から
供給されたライン圧をスロツトル開度に応じて調
圧し、油路２から第１スロツトル圧として出力す
るとともに油路３からオリフイス２２を介して供
給された減速比検出弁５０の出力する減速比圧を
スロツトル開度を設定値Θ1以上のとき油路３ａ
から第２スロツトル圧として出力するスロツトル
弁、５０は油路１とオリフイス２３を介して連絡
する油路３の油圧を出力プーリの可動フランジ５
６０Ｂの変位量に応じ調圧する前記減速比検出
弁、６０は油路１とオリフイス２４を介して連絡
する油路４の油圧を調圧するとともに余剰油路を
油路５から潤滑油として無段自動変速機の潤滑必
要部へ供給する第２調圧弁、６５は運転席に設け
られたシフトレバーにより作動され、油路１のラ
イン圧を運転者の操作に応じて分配するマニユア
ル弁、７０はソレノイド弁７６の作動に応じて油
路４の油圧を流体継手４００に供給し、ロツクア
ツプクラツチ４３０の係合および解放を司るロツ
クアツプ制御機構、８０はソレノイド弁８４，８
５の作動に応じて油路１と大径のオリフイスを介
して連絡する油１ａの油圧を油路１ｂから入力プ
ーリの油圧サーボ５３０へ出力する減速比（トル
ク比）制御機構、１０はマニユアル弁６５がＬレ
ンジにシフトされたとき油路１に連絡する油路１
ｃに設けられ、ライン圧を調圧してローモジユレ
ータ圧として油路２に供給するローモジユレータ
弁、１２はオイルクーラー油路１１に設けられた
リリーフ弁、２６は遊星歯車変速機構３００の多
板ブレーキの油圧サーボ６８０へのライン圧供給
油路６に設けられたチエツク弁付流量制御弁、２
７は遊星歯車変速機構３００の多板クラツチの油
圧サーボ６９０へのライン圧供給油路７に設けら
たチエツク弁付流量制御弁である。１３は低圧油
を入力プーリの油圧サーボ５３０へ供給する油路
であり、前記第２調圧弁６０の余剰油を油路１３
に設けたオリフイス１４およびチエツクボール弁
１５を介して油路１ｂに供給し、油路１ｂから油
路５３０に供給している。 ライン圧の調整は、上記調圧弁３０、スロツト
ル弁４０および、減速比検出弁５０でなされる。 減速比検出弁５０は、一端に出力プーリの可動
フランジ５６０Ｂと係合する係合ピン５１Ａが固
着され、他端にスプリング５２が背設された検出
棒５１、該検出棒５１とスプリング５３を介して
直列的に配されランド５４Ａおよび５４Ｂを有す
るスプール５４、油路３と連絡するポート５５、
ドレインポート５６、スプール５４に設けらポー
ト５５とランド５４Ａと５４Ｂとの間の油室を連
絡する油路５７とを有し、可動フランジ５６０Ｂ
の変位に応じて第３図に示すごとき油圧Piを油路
３に発生させる。 スロツトル弁４０は、運転席のアクセルペダル
にリンクされたスロツトルカム４１に接触して変
位されるスロツトルプランジヤ４２、該スロツト
ルプラプール４４を備え、スロツトル開度Θの増
大に応じてプランジヤ４２およびスプール４４は
図示左方に変位される。プランジヤ４２はスロツ
トルカム４１の回転角およびランド４２ａにフイ
ードバツクされた油路２の油圧を受けスロツトル
開度Θが設定値Θ1以上（Θ＞Θ1）となつたとき
油路３と油路３ａとを連絡して油路３ａに前記減
速比圧に等しい第２スロツトル圧を生ぜしめ、Θ
＜Θ1のとき、ドレインポート４０ａから油路３
ａの油圧を排圧させ、油路３ａに第４図に示す如
く第２スロツトル圧Pjを発生させる。スプール４
４はスプリング４３を介してスロツトルカムの動
きが伝えられ該スロツトル開度とオリフイス４５
を介してランド４４ａにフイードバツクされた油
路２の油圧により変位され油路１と油路２との連
通面積を変化させて油路２に生ずるスロツトル圧
Pthを第５図および第６図の如く調圧する。 調圧弁３０は、一方（図示左方）にスプリング
３１が背設され、ランド３２Ａ，３２Ｂ，３２Ｃ
を備えたスプール３２、前記スプール３２に直列
して背設され、小径のランド３３Ａと大径ランド
３３Ｂとを備えた第１のレギユレータプランジヤ
３３、該プランジヤ３３に当接して直列的に配さ
れた第２のレギユレータプランジヤ３４を有し、
油路１と連絡するポート３４ａ、オリフイス３５
を介してライン圧がフイードバツクされるポート
３４ｂ、ドレインポート３４ｃ、余剰油を余剰油
路４に排出させるポート３４ｄ、ランドと弁壁と
の間からの洩れ油を排出するドレインポート３４
ｅ、油路３から減速比圧が入力される入力ポート
３４ｆ、油路２から第１スロツトル圧が入力され
る入力ポート３４ｉ、油路３ａから第２スロツト
ル圧が入力される入力ポート３４ｈとからなる。 ローモジユレータ弁１０はマニユアル弁６６が
Ｌレンジに設定されたときスロツトル開度に依在
しない第７図に示すローモジユレータ圧Plowを
出力する。ここでローモジユレータ弁及びスロツ
トル弁はいずれも調圧の為の排圧油路を持たず、
スロツトル圧Pthが減速比制御機構８０から常時
排圧されていることを利用して調圧する構成とし
ており、また、これらの両弁は並列的に配置され
ている。従つてＬレンジでは油路２に、第８図の
ごときPlow及びPthのうち大きい方の油圧が発生
することになる。従つて、第９図に示す如くマニ
ユアル弁がＬレンジに設定されている場合の低ス
ロツトル開度に於けるライン圧PLがＤレンジの
場合より上昇する。 ライン圧調圧弁３０は、ポート３４ｆから入力
され第２プランジヤ３４に印加される減速比圧、
ポート３４ｉから入力され第１プランジヤ３３の
ランド３３Ａ，３３Ｂに印加される第１スロツト
ル圧、ポート３４ｈから入力され第１プランジヤ
３３のランド３３Ａに印加される第２スロツトル
圧、スプリング３１、オリフイス３５を介して油
路１と連絡されたポート３４ｂからスプールのラ
ンド３２ｃにフイードバツクされるライン圧とに
よりスプール３が変位される。これにより調圧弁
３０は、油路１に連絡するポート３４ａ、油路４
に連絡するポート３４ｂおよびドレインポート３
４ｃの開口面積を調整して油路１の圧油の洩れ量
を増減させ第９図、第１０図、および第１１図に
示すライン圧PLを生じさせる。 ところで、Ｌレンジでは強力なエンジンブレー
キを得る為にダウンシフトさせる必要がある。変
速部５００ではダウンシフト時には入力プーリの
油圧サーボ５３０への油路を排圧油路と連絡する
ことにより、サーボ油室内の油を排出して、ダウ
ンシフトを実現する。しかし、強力なエンジンブ
レーキを得る為にはプライマリシープを高回転で
回すことになるが、その回転により発生する遠心
力による油圧で排油が防げられる場合がある。従
つて迅速なダウンシフトが必要な場合には出力プ
ーリの油圧サーボ５７０に加える油圧を通常より
高くする必要があり、特にスロツトル開度が低い
場合には重要である。その為にＬレンジではロー
モジユレータ弁によつてスロツトル開度Θが小さ
い時のスロツトル圧Pthを増加させ、ライン圧PL
（ライン圧＝出力がわプーリの油圧サーボ５７０
への供給圧）を増加させている。 マニユアル弁６５は、運転席に設けられたシフ
トレバーで動かされ、Ｐ（パーク）、Ｒ（リバー
ス）、Ｎ（ニユートラル）、Ｄ（ドライブ）、Ｌ（ロ
ー）の各シフト位置に設定されるスプール６６を
有し、各シフト位置に設定されたとき油路１、ま
たは油路２と、油路１ｃ、油路６、油路７とを表
に示す如く連絡する。 [Industrial Application Field] The present invention relates to a hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle. [Prior Art] Conventionally, continuously variable transmissions for automobiles have been provided.
In this system, an endless belt is stretched between an input pulley that inputs engine torque and an output pulley connected to the axle, and the effective diameter of both pulleys is controlled by hydraulic pressure to control the torque transmitted to the input and output pulleys. It controls the ratio. [Problems to be solved by the invention] By the way, when the above torque ratio becomes maximum,
That is, when maintaining the underdrive state, it is necessary to maintain the hydraulic pressure of the hydraulic servo of the input side pulley at the exhaust pressure state. However, if this exhaust pressure state continues for a certain period of time, air will enter the oil passage connecting to the hydraulic servo from the seal portion or the like. When upshifting is performed by supplying hydraulic fluid to the hydraulic servo, the air is compressed, causing a delay in response to changes in the reduction ratio. The present invention has been devised in view of the above circumstances, and aims to provide a continuously variable transmission for vehicles that can reliably prevent air from flowing into the hydraulic servo and that is less prone to delay in speed change response. . [Means for Solving the Problems] In order to solve the above-mentioned problems, the hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for vehicles according to the present invention has an input shaft and an output shaft arranged parallel to each other. , a fixed flange and a movable flange disposed on each of the shafts, a first hydraulic servo that presses the movable flange against the fixed flange disposed on the input shaft according to the pressure of hydraulic oil, and a first hydraulic servo on the output shaft. and a second hydraulic servo that presses the movable flange against the disposed fixed flange according to the pressure of hydraulic oil, and a belt is installed between the pulleys consisting of the fixed flange and the movable flange disposed on each of the shafts. In a hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle, the rotational speed ratio of an input shaft and an output shaft is changed by changing the radial engagement position of the belt with respect to both pulleys. a hydraulic pressure source; a line pressure regulating valve disposed between the hydraulic source and at least one of the first and second hydraulic servos to regulate the line pressure supplied to the hydraulic servo; disposed between a line pressure regulating valve and at least one hydraulic servo of the first and second hydraulic servos,
a reduction ratio control mechanism that controls the supply and discharge of the line pressure to the hydraulic servo; and a line pressure reduction mechanism that is disposed between the line pressure regulating valve and the hydraulic servo and generates hydraulic pressure that does not increase the effective diameter of the pulley. and a backflow prevention means for preventing backflow from the hydraulic servo to the line pressure reducing means between the line pressure reducing means and the hydraulic servo. [Operations and Effects] The hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for vehicles of the present invention includes a line pressure reducing means that is disposed between a line pressure regulating valve and a hydraulic servo and generates hydraulic pressure that does not increase the effective diameter of the pulley. By disposing a backflow prevention means between the line pressure reducing means and the hydraulic servo to prevent backflow from the hydraulic servo to the line pressure reducing means, when the hydraulic pressure of the hydraulic servo is exhausted, the exhaust pressure is Hydraulic pressure that does not increase the effective diameter of the pulley flows into the oil chamber from the line pressure reducing means via a check valve, and prevents air from flowing in from the seal section, etc. After the hydraulic servo pressure is discharged, Then, even when pressure oil is supplied to the hydraulic servo, there is no response delay. [Example] Next, the present invention will be explained based on the present invention shown in the drawings. FIG. 1 is a sectional view showing a continuously variable automatic transmission according to an embodiment. The continuously variable automatic transmission includes a fluid coupling 400, a transmission section 500, an idler 800 and a differential 700 that transmit power from the transmission section 500 to an axle. The continuously variable automatic transmission has a torque converter case 100 and a transmission case 20.
0, it is housed in a casing formed by a center case 300. (Casing) The torque converter case 100 has a wall surface of a fluid coupling room 110 where a fluid coupling is stored, and an idler gear room 130 where an idler gear 800 is stored and supports one of the shafts of the idler gear.
differential room 1 that houses the differential gear 700 and supports one end of the output shaft of the differential gear 700;
20 walls are constructed. The transmission case 200 is connected to the torque converter case 100 and is connected to the transmission section 50.
Transmission room 210 where 0 is stored
The wall surface forms the differential room 120 and supports the other output shaft of the differential gear 700, and is fastened to the side surface 100B of the torque converter case 100 with bolts (not shown). . The center case 300 supports a transmission shaft between the fluid coupling 400 and the transmission section 500. The center case 300 is connected to the torque converter case 10 from the transmission case 200 side.
0 with bolts, and an oil pump cover 101 is fitted onto the torque converter case 100 side thereof. (Fluid coupling 400) Output shaft 420 of fluid coupling 400
is rotatably supported by a sleeve 310 fitted in the center of the center case 300 via a metal bearing 320. This output shaft 420 has a hub 440 of a lockup clutch 430 and a hub 460 of a fluid coupling turbine 450 spline-fitted in the fluid coupling room 110, and a large diameter shaft 420 whose diameter is increased in steps in the transmission room 210. The diameter portion 601 is connected to the carrier shaft 620 of the planetary gear transmission mechanism 600, and the center case 3 is connected via the bearing 330.
It is supported by 00. Output shaft 420 of the fluid coupling 400 and the large diameter portion 601
is formed hollow, and the hollow part is provided with an oil passage 421 and a plug 423 is fitted therein. An oil pump cover 101 is bolted to the engine side (fluid coupling side) wall of the center case 300, and inside there is an oil pump 101A driven by a hollow shaft 410 integrated with the fluid coupling 400. It is stored. (Planetary Gear Transmission Mechanism 600) The planetary gear transmission mechanism 600 is disposed between the input shaft 510 and the output shaft of the fluid coupling 400, and has an input shaft 601 that is integrated with the output shaft 420 of the fluid coupling 400. A carrier pinion 620 is connected to the fixed flange 520A of the transmission section via a multi-disc clutch 630, a ring gear 660 is engaged with the center case 300 via a multi-disc brake 650, and an input of the transmission section. The center case 3 includes a sun gear 610 integrally formed with the shaft 510, a planetary gear 640 that is pivotally supported by the carrier 620, and meshes with the sun gear 610 and the ring gear 660.
The hydraulic servo 680 operates the multi-disc brake 650 disposed at the fixed flange wall, and the hydraulic servo 690 disposed on the fixed flange wall operates the multi-disc clutch 630. (Transmission section 500) The transmission section 500 includes an input shaft 510 including an input pulley 520 and an output shaft 5 including an output pulley 560.
50 are suspended in parallel, and a V-belt 580 is wound between the input pulley 520 and the output pulley 560. The input shaft 510 has a fixed flange 520A formed integrally with the sun gear of the planetary gear transmission mechanism 600, and a movable flange 52 driven in the direction of the fixed flange 520A by a hydraulic servo 530.
It has an input pulley 520 consisting of 0B. The input shaft 510 has one end 510A supported on the inner diameter side of the large diameter portion 601 of the output shaft 420 of the fluid coupling 400 via a bearing 670, and the other end 510B supported on the transmission case 200 via a bearing 350. It is supported by the side wall 250, and its tip 510C is supported by the side wall 250.
It is in contact with a lid 260 fastened to the needle (roller) bearing 270. A sleeve 422 is fixed to the fixed flange 520 side in the hollow part 511 formed at the axis thereof, and the other end is rotatably fitted into the shaft of the output shaft 420 of the fluid coupling 420, and the sleeve 422 is fixed to the center case. 300, the oil passage 4 via the oil passage 301
The hydraulic pressure supplied from 21 is fixed to the flange 520.
This is an oil passage that supplies hydraulic pressure to the hydraulic servo 690 via an oil passage 513 formed at the base of the AA. Further, the hollow portion 511B at the other end in the axial direction has a tip that is connected to the side wall 2 of the transmission case 200.
Hole 2 formed in the corresponding part to the input shaft 510 of 50
It is fitted with a pipe-shaped protrusion 261 of a lid 260 that is attached to cover 50A. This hollow part 51
1B is an oil passage 51 that communicates with a hydraulic control device to be described later.
4 through the protruding portion 261 of the lid 260, an oil passage is formed through which the pressure oil is supplied to the hydraulic servo 530. On the other hand, the output shaft 550 has an output pulley 560 consisting of an integrally formed fixed flange 560A and a movable flange 560B driven in the direction of the fixed flange 560A by the hydraulic servo 570. The output gear 590 of the output shaft 550 is connected to the torque converter case 1 via a roller bearing 592.
00 side wall, and the other end 591B is connected to the center case 300 via a roller bearing 593.
Further, the side surface of the tooth main body of the output gear 590 is abutted against the side wall of the torque converter case via a needle bearing 594 that receives a load in the thrust direction, and the other side surface of the tooth main body 590
B is in contact with the side surface of the center case 300 via a needle bearing 595. moreover,
An inner spline 59 is provided on the inner diameter of the output gear 590.
6 is formed and is fitted with an outer spline 550A formed on the output shaft 550. One end of the output shaft 550 is supported by the center case 300 via an output gear 590, and the other end 550B is supported by the side wall 250 of the transmission case 200 via a ball bearing 920. An oil passage 551 is formed in the axial center of the output shaft 550, and a sensing valve body 552 is formed in the middle part of the oil passage 551.
is fitted. One end 5 of the valve body 552
Reference numeral 52A denotes an oil passage through which hydraulic pressure supplied from an oil passage 140 formed in the transmission case and communicating with the hydraulic control device is guided to the hydraulic servo 570. A pipe-shaped protrusion 5 of a lid 553 is attached to cover a hole 2250B formed in a portion of the side wall 250 of the case corresponding to the output shaft 550.
Transmission case 20 fitted with 54
0 and an oil passage (oil passage 3) in which oil pressure is adjusted by a reduction ratio detection valve 50 formed on a lid 553 fastened to the transmission case 200 and which detects the displacement position of the movable flange 560B from a hydraulic control device. ing. The sensing valve body 552 has a reduction ratio detection valve 50, in which an engagement pin 51A attached to the right end of the detection rod 51 in the figure is a step formed on the inner periphery of a movable flange 560B. The hydraulic pressure of the oil passage 3 is adjusted by the displacement of the spool in accordance with the displacement of the movable flange 560B. (Differential 700 and Idler 800) The differential 700 and idler 800 transmit power from the transmission section 500 to the axle. The idler 800 is provided parallel to the output shaft 550 with one end of its shaft 801 rotatably supported by the torque converter case 100 and the other end rotatably supported by the wall surface of the center case 300, and the idler gear shaft An input gear 802 and an output gear 803 are fixed to 801 . Further, torque is transmitted from the output gear 803 of the idler gear shaft to the differential gear 700 via the drive gear 720. (Hydraulic Control Device) FIG. 2 is a circuit diagram showing the configuration of a hydraulic control device that controls the continuously variable automatic transmission according to this embodiment. Reference numeral 21 denotes an oil reservoir, and 20 is driven by an engine, and the hydraulic oil sucked from the oil reservoir 21 is sent to the oil passage 1.
30 is a line pressure regulating valve (regulator valve) that adjusts the oil pressure in oil passage 1 according to the input oil pressure and uses it as line pressure; 40 is a line pressure regulator valve that adjusts the line pressure supplied from oil passage 1 to the throttle opening. The pressure is regulated according to the throttle opening and output as the first throttle pressure from the oil passage 2, and the reduction ratio pressure output from the reduction ratio detection valve 50, which is supplied from the oil passage 3 via the orifice 22, is adjusted to increase the throttle opening to the set value Θ1 or more. When oil passage 3a
A throttle valve 50 outputs the oil pressure of the oil passage 3 communicating with the oil passage 1 via the orifice 23 as a second throttle pressure from the movable flange 5 of the pulley.
The reduction ratio detection valve 60 adjusts the pressure according to the amount of displacement of the oil passage 1, and the reduction ratio detection valve 60 regulates the oil pressure of the oil passage 4, which communicates with the oil passage 1 via the orifice 24, and uses the surplus oil passage as lubricating oil from the oil passage 5. A second pressure regulating valve that supplies lubrication to parts of the transmission that requires lubrication; 65 is a manual valve that is operated by a shift lever installed in the driver's seat and distributes the line pressure of the oil passage 1 according to the driver's operation; 70 is a solenoid; A lock-up control mechanism supplies hydraulic pressure in the oil passage 4 to the fluid coupling 400 in accordance with the operation of the valve 76, and controls engagement and release of the lock-up clutch 430; 80 is a solenoid valve 84, 8;
5 is a reduction ratio (torque ratio) control mechanism that outputs the hydraulic pressure of the oil 1a communicating with the oil path 1 via a large diameter orifice from the oil path 1b to the hydraulic servo 530 of the input pulley in accordance with the operation of 5; 10 is a manual valve; Oil passage 1 that communicates with oil passage 1 when 65 is shifted to L range
12 is a relief valve provided in the oil cooler oil passage 11; 26 is a hydraulic pressure of the multi-disc brake of the planetary gear transmission mechanism 300; A flow control valve with a check valve provided in the line pressure supply oil path 6 to the servo 680, 2
Reference numeral 7 designates a flow control valve with a check valve provided in the line pressure supply oil passage 7 to the hydraulic servo 690 of the multi-plate clutch of the planetary gear transmission mechanism 300. 13 is an oil passage that supplies low pressure oil to the hydraulic servo 530 of the input pulley, and excess oil from the second pressure regulating valve 60 is passed through the oil passage 13.
The oil is supplied to the oil passage 1b through the orifice 14 and the check ball valve 15 provided in the oil passage 1b, and from the oil passage 1b to the oil passage 530. The line pressure is adjusted by the pressure regulating valve 30, throttle valve 40, and reduction ratio detection valve 50. The reduction ratio detection valve 50 has an engagement pin 51A fixed to one end that engages with a movable flange 560B of the output pulley, a detection rod 51 having a spring 52 mounted on the other end, and a detection rod 51 and a spring 53 connected to each other. a spool 54 having lands 54A and 54B arranged in series; a port 55 communicating with the oil passage 3;
It has a drain port 56, a port 55 provided on the spool 54, and an oil passage 57 that communicates the oil chamber between the lands 54A and 54B, and a movable flange 560B.
A hydraulic pressure Pi as shown in FIG. 3 is generated in the oil passage 3 according to the displacement of the hydraulic pressure Pi as shown in FIG. The throttle valve 40 includes a throttle plunger 42 that is displaced by contacting a throttle cam 41 linked to an accelerator pedal at the driver's seat, and a throttle plastic pool 44. 44 is displaced to the left in the drawing. The plunger 42 receives the rotation angle of the throttle cam 41 and the oil pressure in the oil passage 2 fed back to the land 42a, and connects the oil passage 3 and the oil passage 3a when the throttle opening Θ reaches a set value Θ1 or more (Θ>Θ1). A second throttle pressure equal to the reduction ratio pressure is generated in the oil passage 3a, and Θ
<Θ1, from the drain port 40a to the oil path 3
The hydraulic pressure of a is discharged, and a second throttle pressure Pj is generated in the oil passage 3a as shown in FIG. Spool 4
4, the movement of the throttle cam is transmitted via a spring 43, and the throttle opening and orifice 45 are
Throttle pressure is generated in the oil passage 2 by being displaced by the oil pressure in the oil passage 2 fed back to the land 44a through the
Pth is adjusted as shown in FIGS. 5 and 6. The pressure regulating valve 30 has a spring 31 on its back on one side (left side in the figure), and lands 32A, 32B, 32C.
a first regulator plunger 33 disposed in series behind the spool 32 and provided with a small-diameter land 33A and a large-diameter land 33B; a second regulator plunger 34;
Port 34a and orifice 35 communicating with oil passage 1
A port 34b through which line pressure is fed back, a drain port 34c, a port 34d through which surplus oil is discharged to the surplus oil passage 4, and a drain port 34 through which leakage oil from between the land and the valve wall is discharged.
e, an input port 34f to which the reduction ratio pressure is input from the oil passage 3, an input port 34i to which the first throttle pressure is input from the oil passage 2, and an input port 34h to which the second throttle pressure is input from the oil passage 3a. Become. The low modulator valve 10 outputs the low modulator pressure Plow shown in FIG. 7, which is independent of the throttle opening when the manual valve 66 is set to the L range. Here, neither the low modulator valve nor the throttle valve has a discharge pressure oil passage for pressure regulation.
The throttle pressure Pth is regulated by utilizing the fact that it is constantly discharged from the reduction ratio control mechanism 80, and both of these valves are arranged in parallel. Therefore, in the L range, the larger hydraulic pressure of Plow and Pth is generated in the oil passage 2 as shown in FIG. Therefore, as shown in FIG. 9, when the manual valve is set in the L range, the line pressure PL at a low throttle opening is higher than when it is in the D range. The line pressure regulating valve 30 has a reduction specific pressure input from the port 34f and applied to the second plunger 34;
The first throttle pressure input from the port 34i and applied to the lands 33A and 33B of the first plunger 33, the second throttle pressure input from the port 34h and applied to the land 33A of the first plunger 33, the spring 31, and the orifice 35. The spool 3 is displaced by the line pressure fed back to the land 32c of the spool from the port 34b communicating with the oil passage 1 through the line pressure. As a result, the pressure regulating valve 30 is connected to the port 34a communicating with the oil passage 1, the oil passage 4
port 34b and drain port 3
The opening area of 4c is adjusted to increase or decrease the amount of pressure oil leaking from the oil passage 1, thereby producing the line pressure PL shown in FIGS. 9, 10, and 11. By the way, in the L range, it is necessary to downshift to obtain strong engine braking. In the transmission section 500, at the time of downshifting, the oil passage of the input pulley to the hydraulic servo 530 is connected to the discharge pressure oil passage, thereby discharging the oil in the servo oil chamber and realizing the downshift. However, in order to obtain strong engine braking, the primary sheep must be rotated at high rotation speeds, and the hydraulic pressure generated by the centrifugal force generated by this rotation may prevent oil from draining. Therefore, when a quick downshift is required, it is necessary to make the hydraulic pressure applied to the output pulley's hydraulic servo 570 higher than usual, which is particularly important when the throttle opening is low. Therefore, in the L range, the throttle pressure Pth is increased by the low modulator valve when the throttle opening Θ is small, and the line pressure PL is increased.
(Line pressure = output pulley hydraulic servo 570
supply pressure) is increasing. The manual valve 65 is a spool that is moved by a shift lever provided on the driver's seat and is set to each shift position of P (park), R (reverse), N (neutral), D (drive), and L (low). 66, and when set at each shift position, oil passage 1 or oil passage 2 communicates with oil passage 1c, oil passage 6, and oil passage 7 as shown in the table.

【表】 表において〇は油路１との連絡、△は油路２
との連絡、−は油路の閉塞、×は排圧を示す。この
表に示す如くＲレンジでは遊星歯車変速機構の
ブレーキ６８０にライン圧が供給され、Ｄレンジ
およびＬレンジではクラツチ６９０に油路２のス
ロツトル圧（またはローモジユレータ圧）が供給
され前進後進の切り換えがなされる。 第２調圧弁６０は一方にスプリング６１が背設
されランド６２Ａ，６２Ｂ，６２Ｃを備えたスプ
ール６２を有し、スプール６２はスプリング６１
のばね荷重とオリフイス６３を介してランド６２
Ａに印加される油圧により変位して油路４と油路
５とおよびドレインポート６３の流通抵抗を変化
させ油路４の油圧を調圧すると共に油路５から潤
滑必要部へ潤滑油を供給し余つた作動油油はドレ
インポートからドレインさせる。ライン圧減圧手
段６０′はライン圧調圧弁３０と油圧サーボ５３
０の間に配設され、４のライン圧の余剰油を調圧
して更に減圧せしめるものである。 油路１３は、潤滑油路５と入力がわ油圧サーボ
５３０とをオリフイス１４とチエツクボール付き
チエツク弁１５（一方向チエツク弁）とを介して
連絡する。チエツクボールは潤滑油路５から油圧
サーボ油路１ｂ方向には作動油を通過させ、逆方
向には作動油を通過させないように配置されてい
る。これにより、入力側プーリ５３０への作動油
供給油路１ｂにはチエツクボールの作用により、
油路１ｂの油圧は油路１３に流入することなく油
圧サーボ５３０に加えられ、油路１ｂに油圧が発
生しない場合には、油路１３からオリフイス１４
を介して作動油が流入して空気が入るのを防ぐこ
とが可能となる。なお、オリフイス１４とチエツ
ク弁１５の位置を入れ替えても同様の効果が得ら
れる。逆流防止手段１５′は油圧サーボ５３０か
らライン圧減圧手段６０′の方向への油の逆流を
防止するもので、一方向チエツク弁１５及びオリ
フイス１４からなる。 減速比制御機構８０は、減速比制御手段８１、
オリフイス８２と８３、アツプシフト用電磁ソレ
ノイド弁８４、及びダウンシフト用電磁ソレノイ
ド弁８５からなる。 減速比制御手段８１は第１のランド８１２Ａと
第２のランド８１２Ｂと第３のランド８１２Ｃと
を有し、一方のランド８１２Ｃにスプリング８１
１が背設されたスプール８１２、それぞれオリフ
イス８２及び８３を介して油路２からスロツトル
圧またはローモジユレータ圧が供給される両側端
の側端油室８１５及び８１６、ランド８１２Ｂと
ランド８１２Ｃとの間の中間油室８１０、油室８
１５と油室８１０を連絡する油路２Ａ、ライン圧
が供給される油路１とを連絡すると共にスプール
８１２の移動に応じて開口面積が増減する入力ポ
ート８１７および変速部５００の入力プーリ５２
０の油圧サーボ５３０に油路１ｂを介して連絡す
る出力ポート８１８が設けられた調圧油室８１
９、スプール８１２の移動に応じて油室８１９を
排圧するドレインポート８１４、及びスプール８
１２の移動に応じて油室８１０および油室８１５
を排圧するドレインポート８１３を備える。アツ
プシフト用電磁ソレノイド弁８４とダウンシフト
用電磁ソレノイド弁８５とは、それぞれ減速比制
御手段８１の油室８１５と油路８１６とに取り付
けられ、双方とも後記する電気制御回路の出力で
作動されそれぞれ油室８１５および油室８１０と
油室８１６とを排圧する。 ロツクアツプ制御機構７０は、ロツクアツプ制
御弁７１と、オリフイス７７と、該オリフイス７
７を介して前記油路４に連絡する油路４ａの油圧
を制御する電磁ソレノイド弁７６とからなる。ロ
ツクアツプ制御弁７１は、一方（図示右方）にス
プリング７２が背設され、同一径のランド７３
Ａ，７３Ｂ，７３Ｃを備えたスプール７３および
該スプール７３に直列して設けられ他方（図示左
方）にスプリング７４が背設され前記スプール７
３のランドより大径のスリーブ７５とを有し、一
方から油路４に連絡した入力ポート７１Ａを介し
てランド７３Ｃに印加される油路４の油圧Ｐ４
と、スプリング７２のばね荷重FS１とを受け、
他方からはスリーブ７５にソレノイド弁７６によ
り制御される油路４ａのソレノイド圧Psまたは
ポート７１Ｂを介してランド７３Ａに印加される
ロツクアツプクラツチ４３０の解放がわ油路８の
油圧Ｐ８と前記スプリング７４によるばね荷重
Fs２とを受けてスプール７３が変位され、油路
４と前記解放がわ油路８またはロツクアツプクラ
ツチ４３０の係合がわ油路９との連絡を制御す
る。 ソレノイド弁７６が通電されてONとなつてい
るとき、油路４ａの油圧は排圧されてスプール７
３は図示左方に固定され、油路４と油路９とが連
絡し、作動油は油路９→ロツクアツプクラツチ４
３０→油路８→ドレインポート７１Ｃの順で流
れ、ロツクアツプクラツチ４３０は係合状態にあ
る。ソレノイド弁７６が非通電とされ、弁口が閉
じている（OFF）ときは、油路４ａの油圧は保
持されスプール７３は図示右方に固定され、油路
４は油路８と連絡し、作動油は油路８→ロツクア
ツプクラツチ４３０→油路９→オイルクーラへの
連絡油路１３の順で流れ、ロツクアツプクラツチ
４３０は解放される。 第１２図は第２図に示した油圧制御装置におけ
る減速比制御機構８０のアツプシフト用電磁ソレ
ノイド弁８４およびダウンシフト用電磁ソレノイ
ド弁８５を制御する電気制御回路９０の構成を示
す。 ９０１はシフトカバーがＰ、Ｒ、Ｎ、Ｌのどの
位置にシフトされているかを検出するシフトレバ
ースイツチ、９０２は入力プーリＡの回転速度を
検出する回転速度センサ、９０３は車速センサ、
９０４はエンジンのスロツトル開度を検出するス
ロツトルセンサ、９０５は回転速度センサ９０２
の出力を電圧に変換するスピード検出処理回路、
９０６は車速センサ９０３の出力を電圧に変換す
る車速検出回路、９０７はスロツトルセンサ９０
４の出力を電圧に変換するスロツトル開度検出処
理回路、９０８〜９１１は各センサの入力インタ
ーフエイス、９１２は中央処理装置（CPU）、９
１３は電磁ソレノイド弁７６，８４，８５を制御
するプログラムおよび制御に必要なデータを格納
してあるリードオンメモリ（ROM）、９１４は
入力データおよび制御に必要なパラメータを一時
的に格納するランダムアクセスメモリ（RAM）、
９１５はクロツク、９１６は出力インターフエイ
ス、９１７はソレノイド出力ドライバであり出力
インターフエイス９１６の出力をダウンシフト電
磁ソレノイド弁８５、アツプシフト電磁ソレノイ
ド弁８４の作動出力に変換する。入力インターフ
エイス９０８〜９１１とCPU９１２、ROM９１
３、RAM９１４、出力インターフエイス９１６
との間はデータバス９１８とアドレスバス９１９
とで連絡されている。 つぎに電気制御回路９０により制御される減速
比制御機構８０の作動を第１３図〜第２２図と共
に説明する。 本実施例では電気制御回路９０により、各スロ
ツトル開度Θにおいて最良燃費となるよう入力が
わプーリ回転数Ｎを制御する例が示されている。 減速比制御機構８０の制御は、第１３図に示す
最良燃費入力プーリ回転数と、実際の入力プーリ
回転数とを比較することにより、入出力プーリ間
の変速比の増減を減速比制御機構８０に設けた２
個の電磁ソレノイド弁８４および８５の作用によ
り行い、実際の入力プーリ回転数を最良燃費入力
プーリ回転数に一致させるようになされる。 第１４図は入力プーリ回転数制御の全体のフロ
ーチヤートを示す。 スロツトルセンサ９０４によりスロツトル開度
Θの読み込み９２１を行つた後、シフトレバース
イツチ９０１によりシフトレバー位置の判別９２
２を行う。判別の結果、シフトレバーがＰ位置ま
たはＮ位置の場合には、第１５図に示すサブルー
チン９３０を実行する。即ち、電磁ソレノイド弁
８４および８５の双方をOFFし（931）、Ｐまた
はＮ状態をRAM９１４に記憶せしめる。（932）
これにより入力プーリＡのニユートラル状態が得
られる。シフトシヨツクコントロール処理は第１
２図９２０に示すプログラマブルタイマを用いて
も行うことが可能である。 シフトレバー位置の判別９２２の結果、シフト
レバーがＤまたはＬ位置の場合には、ロツクアツ
プコントロール処理９５０を行ない、その後、回
転センサ９０２により実際の入力プーリ回転数Ｎ
の読み込み９２３を行う。つぎにスロツトル開度
Θが０か否かの判別９２４をし、Θ＝０でないと
きは、第１６図に示すサブルーチン９６０を実行
する。即ち、予めデータとしてROM９１３に格
納してある第１３図のスロツトル開度Θに対応す
る最良燃費入力プーリ回転数Ｎ〓の設定をするた
めスロツトル開度に対応した入力プーリ回転数Ｎ
データの格納アドレスのセツト９６１をし、セツ
トしたアドレスからＮ〓のデータを読み出し
（962）読み出したＮ〓のデータをデータ格納用
RAM９１４に一時格納する（963）。 つぎに実際の入力プーリ回転数Ｎと最良燃費入
力プーリ回転数Ｎ〓との比較９２７を行う。Ｎ＜
Ｎ〓のときはアツプシフト電磁ソレノイド弁８４
の作動指令９２８を発し、Ｎ＞Ｎ〓のときはダウ
ンシフト電磁ソレノイド弁８５の作動指令９２９
を発し、Ｎ＝Ｎ〓のときは両電磁ソレノイド弁８
４および８５のOFF指令９２０を発する。 一方、判別９２４の結果、Θ＝０でスロツトル
全閉時にはエンジンブレーキの必要性を判断する
ためのシフトレバーがＤ位置又はＬ位置のいずれ
に設定されているかの判別９２６を行い、Ｄ位置
であるなら、エンジンブレーキ制御９７０を行
う。又、Ｌ位置であるからエンジンブレーキ処理
９８０を行う。Ｄ位置のエンジンブレーキ処理９
７０は、第１７図に示す如く、車速センサ９０３
により車速Ｖの続み込み９７１をし、その時点で
の加速度αを算出し（972）、つぎに該加速度αが
車速に対して適当な加速度Ａであるか否かの判別
９７３をする。α＞Ａのときはダウンシフトのコ
ントロール９７４を行うためＮ〓にＮより大きい
値を設定したのち、リターンし、α≦Ａのときは
Ｎ〓にスロツトル開度Θに対応する最良燃費入力
プーリ回転数Ｎ〓の設定（975）を行なつた後リ
ターンする。車速と適当な加速度Ａとの関係は、
各車両について実験または計算により求められる
ものであり、第１８図のグラフに示す。 Ｌ位置のエンジンブレーキ処理９８０では、第
１９図に示す様に、車速Ｖの読み込み９８１をし
た後、車速Ｖと入力プーリ回転数Ｎからトルク比
Ｔを次式から算出する演算を行う（982）。Ｔ＝
Ｎ／Ｖ×ｋ、ここでｋはトランスミツシヨン内部
の減速歯車機構５００の減速比、車両の最終減速
比およびタイヤ半径等とから決定される定数であ
る。つぎに現在のトルク比Ｔがその車速Ｖに対し
て安全かつ適正なエンジンブレーキが得られるト
ルク比Ｔ〓より大きいか否かの判別９８３を行
い、Ｔ＜Ｔ〓のときはダウンシフトがなされるよ
うＮにＮより大きい値の設定９８４を行い、Ｔ≧
Ｔ〓のときはＮ〓にＮと等しい値の設定９８５を
行つてリターンする。各車速に対して安全かつ適
正なエンジンブレーキが得られるトルク比Ｔ〓
は、各車両について実験または計算により求めら
れるものであり、第２０図のグラフに示す。 つぎに減速比制御機構８０の作用を第２１図、
第２２図と共に説明する。 定速走行時（変速しない時） 減速比制御機構８０においては、第２１図Ａに
示す如く電気制御回路９０の出力により制御され
る電磁ソレノイド弁８４および８５はOFFされ
ている。これにより油室８１６の油圧Ｐ２はライ
ン圧となり、油室８１５の油圧Ｐ１もスプール８
１２が図示右側にあるときはライン圧となつてい
る。 スプール８１２はスプリング８１１のばね荷重
により図示左方に付勢される。このとき、スプー
ル８１２が左方に移動され油室８１５は油路２Ａ
および油室８１０を介してドレインポート８１３
と連通し、Ｐ１は排圧されるので、スプール８１
２は油室８１６の油圧Ｐ２により図示右方に動か
される。スプール８１２が右方に移動するとドレ
インポート８１３は閉ざされる。よつてスプール
８１２を第２１図Ａの如く中間位置の平衡点に保
持することができる。この場合、スプール８１２
のランド８１２Ｂのドレインポート８１３がわエ
ツジにフラツトな平面（テーパー面）８１２ｂを
設けることにより、より安定した状態でスプール
８１２を中間位置の平衡点に保持することが可能
となる。 第２１図Ａの如く中間位置の平衡点に保持され
た状態においては油路１ｂは閉じられており、入
力プーリ５２０の油圧サーボ５３０の油圧は、出
力側プーリ５６０の油圧サーボ５７０に加わつて
いるライン圧によりＶベルト５８０を介して圧縮
される状態になり、効果的に油圧サーボ５７０の
油圧と平衡する。実際上は油路１ｂにおいても油
洩れがあるため入力側プーリ５２０は徐々に拡げ
られてトルク比Ｔが増加する方向に変化して行
く。従つて第２１図Ａに示すようにスプール８１
２が平衡する位置においては、ドレインポート８
１４を閉じ、油路１ａはやや開いた状態となるよ
うスプール８１２がランド８１２Ｂのポート８１
７がわエツジにフラツトな面（テーパー面）８１
２ｃを設け、油路１ｂにおける油洩れを補うよう
にしている。 さらに、ランド８１２Ａのドレインポート８１
４がわエツジにフラツトな面（テーパー面）８１
２ｃを設けることで油路１ｂの油圧変化の立ち上
りなどの変移をスムーズにできる。 この場合においてライン圧の洩れは、オリフイ
ス８２を介してドレインポート８１３から排出さ
れる圧油のみで洩れ箇所は１箇所のみである。前
記フラツトな面８１２ａ，８１２ｂ，８１２ｃの
代わりに、または共にバルブボデイー側の各ポー
ト部に切り欠き（ノツチ部）を設けることによつ
ても同様の効果が得られる。 ダウンシフト時 減速比制御機構８０においては、第２１図Ｂに
示す如く電気制御回路９０の出力によりソレノイ
ド弁８５がONされ、油室８１６が排圧される。
スプール８１２がスプリング８１１によるばね荷
重と油室８１５のライン圧とにより急速に図示左
方に動かされ、油路１ｂはドレインポート８１４
と連通して排圧され、入力側プーリ５２０は迅速
に拡がる方向に作動してトルク比Ｔはは増大す
る。このようなソレノイド弁８５のON時間を制
御することによりトルク比を増大させダウンシフ
トさせる。 アツプシフト時 減速比制御機構８０においては、第２１図Ｃに
示す如く電気制御回路９０の出力によりアツプシ
フト電磁ソレノイド弁８４がONされる。これに
より油室８１５が排圧されるため、スプール８１
２は図示右方に動かされ、スプリング８１１は圧
縮されてスプール８１２は図示右端に設定され
る。この状態では油路１ａのライン圧がポート８
１８を介して油路１ｂに供給されるため油圧サー
ボ５３０の油圧は上昇し、入力プーリ５２０は閉
じられる方向に作動してトルク比Ｔは減少する。
従つてソレノイド弁８４のON時間を必要に応じ
て制御することによつて所望のトルク比だけ減少
させアツプシフトを行う。 このように入力（ドライブ側）プーリ５２０の
油圧サーボ５３０は、減速比制御手段８１の出力
油圧が提供さされ、出力（ドリブン側）プーリ５
６０の油圧サーボ５７０にはライン圧が導かれて
おり、入力プーリ５２０の油圧サーボ５３０の油
圧をPi、出力プーリ５６０の油圧サーボ５７０の
油圧PoとするPo／Piはトルク比Ｔに対して第２
２図のグラフに示すごとき特性を有し、たとえば
スロツトル開度Θ＝50％、トルク比Ｔ＝1.5（図中
ａ点）で走行している状態からアクセルをゆるめ
てΘ＝30％とした場合Po／Piがそのまま維持さ
れるときはトルク比Ｔ＝0.87の図中ｂ点に示す運
転状態に移行し、逆にトルク比Ｔ＝1.5の状態を
保つ場合には入力プーリを制御する減速比制御機
構８０の出力によりPo／Piの値を増大させ図中
Ｃ点の値に変更する。このようにPo／Piの値を
必要に応じて制御することによりあらゆる負荷状
態に対応して任意のトルク比に設定できる。 本発明の車両用無段自動変速機の油圧制御装置
は、ライン圧調圧弁と油圧サーボとの間に配設さ
れプーリの実効径を拡大しない油圧を発生せしめ
るライン圧減圧手段と、ライン圧減圧手段と油圧
サーボとの間に油圧サーボからライン圧減圧手段
への逆流を防止せしめる逆流防止手段を配設せし
めたことにより、油圧サーボの油圧が排圧された
とき、排圧された油室内には、チエツク弁を介し
てライン圧減圧手段からプーリの実効径を拡大し
ない油圧が流入して、空気がシール部等から流入
することを防止することにより、油圧サーボ排圧
後、次に圧油を油圧サーボに供給する場合でも応
答遅れが生じることはない。[Table] In the table, 〇 indicates connection with oil route 1, △ indicates connection with oil route 2
- indicates blockage of oil passage, × indicates exhaust pressure. As shown in this table, in the R range, line pressure is supplied to the brake 680 of the planetary gear transmission mechanism, and in the D and L ranges, the throttle pressure (or low modulator pressure) of the oil passage 2 is supplied to the clutch 690, and switching between forward and reverse is performed. It will be done. The second pressure regulating valve 60 has a spool 62 with a spring 61 on its back and lands 62A, 62B, and 62C.
land 62 through the spring load and orifice 63
It is displaced by the oil pressure applied to A to change the flow resistance of the oil passages 4 and 5 and the drain port 63, thereby regulating the oil pressure of the oil passage 4 and supplying lubricating oil from the oil passage 5 to parts that require lubrication. Drain excess hydraulic oil from the drain port. The line pressure reducing means 60' includes the line pressure regulating valve 30 and the hydraulic servo 53.
It is arranged between 0 and 4, and regulates the excess oil at line pressure 4 to further reduce the pressure. The oil passage 13 communicates the lubricating oil passage 5 and the input side hydraulic servo 530 via an orifice 14 and a check valve 15 with a check ball (one-way check valve). The check ball is arranged to allow hydraulic oil to pass in the direction from the lubricating oil passage 5 to the hydraulic servo oil passage 1b, but not to pass in the opposite direction. As a result, due to the action of the check ball, the hydraulic oil supply path 1b to the input side pulley 530 is
The oil pressure in the oil passage 1b is applied to the hydraulic servo 530 without flowing into the oil passage 13, and when no oil pressure is generated in the oil passage 1b, the oil pressure is transferred from the oil passage 13 to the orifice 14.
This makes it possible to prevent air from entering due to hydraulic oil flowing in through the valve. Note that the same effect can be obtained even if the positions of the orifice 14 and the check valve 15 are exchanged. The backflow prevention means 15' is for preventing backflow of oil from the hydraulic servo 530 toward the line pressure reducing means 60', and is comprised of a one-way check valve 15 and an orifice 14. The reduction ratio control mechanism 80 includes reduction ratio control means 81,
It consists of orifices 82 and 83, an upshift electromagnetic solenoid valve 84, and a downshift electromagnetic solenoid valve 85. The reduction ratio control means 81 has a first land 812A, a second land 812B, and a third land 812C, and a spring 81 is attached to one land 812C.
a spool 812 with a spool 812 installed behind it, side end oil chambers 815 and 816 at both ends to which throttle pressure or low modulator pressure is supplied from the oil passage 2 through orifices 82 and 83, respectively, and a spool 812 between lands 812B and 812C. Intermediate oil chamber 810, oil chamber 8
15 and the oil chamber 810, an input port 817 that communicates with the oil path 1 to which line pressure is supplied and whose opening area increases or decreases according to the movement of the spool 812, and the input pulley 52 of the transmission section 500.
A pressure regulating oil chamber 81 is provided with an output port 818 that communicates with the hydraulic servo 530 of 0 through an oil passage 1b.
9. A drain port 814 that evacuates the oil chamber 819 according to the movement of the spool 812, and the spool 8
12, the oil chamber 810 and the oil chamber 815
A drain port 813 is provided to exhaust the pressure. The upshift electromagnetic solenoid valve 84 and the downshift electromagnetic solenoid valve 85 are respectively attached to an oil chamber 815 and an oil passage 816 of the reduction ratio control means 81, and both are operated by the output of an electric control circuit to be described later. The chamber 815, the oil chamber 810, and the oil chamber 816 are evacuated. The lockup control mechanism 70 includes a lockup control valve 71, an orifice 77, and an orifice 77.
and an electromagnetic solenoid valve 76 that controls the oil pressure of the oil passage 4a that communicates with the oil passage 4 via the oil passage 7. The lock-up control valve 71 has a spring 72 installed behind it on one side (right side in the figure), and a land 73 with the same diameter.
A, 73B, 73C, and a spool 73 provided in series with the spool 73, with a spring 74 provided on the other side (left side in the drawing) and the spool 73.
The oil pressure P4 of the oil passage 4 is applied to the land 73C through the input port 71A, which is connected to the oil passage 4 from one side.
and the spring load FS1 of the spring 72,
From the other side, the solenoid pressure Ps of the oil passage 4a controlled by the solenoid valve 76 is applied to the sleeve 75, or the oil pressure P8 of the oil passage 8 and the spring 74 is applied to the land 73A through the port 71B, which is applied to the release side of the lock-up clutch 430. Spring load due to
In response to Fs2, the spool 73 is displaced to control the communication between the oil passage 4 and the release side oil passage 8 or the engagement side oil passage 9 of the lock-up clutch 430. When the solenoid valve 76 is energized and turned on, the hydraulic pressure in the oil passage 4a is discharged and the spool 7
3 is fixed on the left side in the figure, oil passage 4 and oil passage 9 are in communication, and hydraulic oil is routed from oil passage 9 to lock-up clutch 4.
30→oil passage 8→drain port 71C, and lock-up clutch 430 is in an engaged state. When the solenoid valve 76 is de-energized and the valve port is closed (OFF), the oil pressure in the oil passage 4a is maintained, the spool 73 is fixed to the right in the figure, and the oil passage 4 communicates with the oil passage 8. The hydraulic oil flows in the order of oil passage 8 -> lock up clutch 430 -> oil passage 9 -> communication oil passage 13 to the oil cooler, and lock up clutch 430 is released. FIG. 12 shows the configuration of an electric control circuit 90 that controls the upshift electromagnetic solenoid valve 84 and the downshift electromagnetic solenoid valve 85 of the reduction ratio control mechanism 80 in the hydraulic control device shown in FIG. 901 is a shift lever switch that detects whether the shift cover is shifted to P, R, N, or L; 902 is a rotation speed sensor that detects the rotation speed of input pulley A; 903 is a vehicle speed sensor;
904 is a throttle sensor that detects the throttle opening of the engine; 905 is a rotation speed sensor 902
speed detection processing circuit that converts the output of
906 is a vehicle speed detection circuit that converts the output of the vehicle speed sensor 903 into voltage; 907 is a throttle sensor 90
Throttle opening detection processing circuit that converts the output of 4 into voltage, 908 to 911 are input interfaces of each sensor, 912 is a central processing unit (CPU), 9
13 is a read-on memory (ROM) that stores programs for controlling the electromagnetic solenoid valves 76, 84, and 85 and data necessary for control; 914 is a random access memory that temporarily stores input data and parameters necessary for control; Memory (RAM),
915 is a clock, 916 is an output interface, and 917 is a solenoid output driver which converts the output of the output interface 916 into operating outputs of the downshift electromagnetic solenoid valve 85 and the upshift electromagnetic solenoid valve 84. Input interfaces 908 to 911, CPU 912, ROM 91
3. RAM914, output interface 916
There is a data bus 918 and an address bus 919 between
has been contacted. Next, the operation of the reduction ratio control mechanism 80 controlled by the electric control circuit 90 will be explained with reference to FIGS. 13 to 22. In this embodiment, an example is shown in which the electric control circuit 90 controls the input girder pulley rotation speed N so as to obtain the best fuel efficiency at each throttle opening Θ. The reduction ratio control mechanism 80 controls the increase or decrease of the speed ratio between the input and output pulleys by comparing the best fuel economy input pulley rotation speed shown in FIG. 13 with the actual input pulley rotation speed. 2 set up in
This is done by the action of two electromagnetic solenoid valves 84 and 85, and the actual input pulley rotation speed is made to match the input pulley rotation speed for the best fuel efficiency. FIG. 14 shows an overall flowchart of input pulley rotation speed control. After the throttle opening Θ is read 921 by the throttle sensor 904, the shift lever position is determined 92 by the shift lever switch 901.
Do step 2. As a result of the determination, if the shift lever is in the P position or the N position, a subroutine 930 shown in FIG. 15 is executed. That is, both electromagnetic solenoid valves 84 and 85 are turned off (931), and the P or N state is stored in the RAM 914. (932)
As a result, a neutral state of the input pulley A is obtained. Shift shock control processing is the first
This can also be done using a programmable timer shown in FIG. 2 920. As a result of the shift lever position determination 922, if the shift lever is in the D or L position, lockup control processing 950 is performed, and then the rotation sensor 902 detects the actual input pulley rotation speed N.
Reading 923 is performed. Next, it is determined 924 whether or not the throttle opening degree Θ is 0. If Θ is not 0, a subroutine 960 shown in FIG. 16 is executed. That is, in order to set the best fuel economy input pulley rotation speed N corresponding to the throttle opening degree Θ shown in FIG.
Set the data storage address 961, read N〓 data from the set address (962), and use the read N〓 data for data storage.
It is temporarily stored in RAM 914 (963). Next, a comparison 927 is made between the actual input pulley rotation speed N and the best fuel economy input pulley rotation speed N〓. N<
When N = upshift electromagnetic solenoid valve 84
An operation command 928 is issued for the downshift electromagnetic solenoid valve 85 when N>N〓.
When N=N〓, both electromagnetic solenoid valves 8
4 and 85 OFF commands 920 are issued. On the other hand, as a result of the determination 924, when Θ=0 and the throttle is fully closed, a determination 926 is performed to determine whether the shift lever is set to the D position or the L position, which is used to determine the necessity of engine braking, and the shift lever is set to the D position. If so, engine brake control 970 is performed. Also, since it is in the L position, engine brake processing 980 is performed. D position engine brake processing 9
70 is a vehicle speed sensor 903 as shown in FIG.
Then, the vehicle speed V is continued 971, the acceleration α at that point is calculated (972), and then it is determined 973 whether the acceleration α is an appropriate acceleration A for the vehicle speed. When α>A, the downshift control 974 is performed, so N〓 is set to a value larger than N, and then the return is made. When α≦A, N〓 is set as the best fuel consumption input pulley rotation corresponding to the throttle opening Θ. After setting the number N〓 (975), return. The relationship between vehicle speed and appropriate acceleration A is
This is determined by experiment or calculation for each vehicle, and is shown in the graph of FIG. In the engine brake processing 980 for the L position, as shown in FIG. 19, after reading 981 the vehicle speed V, an operation is performed to calculate the torque ratio T from the following formula from the vehicle speed V and the input pulley rotation speed N (982). . T=
N/V×k, where k is a constant determined from the reduction ratio of the reduction gear mechanism 500 inside the transmission, the final reduction ratio of the vehicle, the tire radius, etc. Next, a determination 983 is made as to whether or not the current torque ratio T is greater than the torque ratio T that provides safe and appropriate engine braking for the vehicle speed V, and if T<T, a downshift is performed. Thus, N is set 984 to a value larger than N, and T≧
When T〓, N〓 is set to a value equal to N (985) and the process returns. Torque ratio T that provides safe and appropriate engine braking for each vehicle speed
is determined by experiment or calculation for each vehicle, and is shown in the graph of FIG. Next, the operation of the reduction ratio control mechanism 80 is shown in FIG.
This will be explained with reference to FIG. 22. When traveling at constant speed (when not changing gears) In the reduction ratio control mechanism 80, the electromagnetic solenoid valves 84 and 85 controlled by the output of the electric control circuit 90 are turned off, as shown in FIG. 21A. As a result, the oil pressure P2 in the oil chamber 816 becomes the line pressure, and the oil pressure P1 in the oil chamber 815 also becomes the spool 8 pressure.
When 12 is on the right side in the figure, it is line pressure. The spool 812 is biased to the left in the figure by the spring load of the spring 811. At this time, the spool 812 is moved to the left and the oil chamber 815 is moved to the oil path 2A.
and drain port 813 via oil chamber 810
Since P1 is exhausted, the spool 81
2 is moved to the right in the figure by the oil pressure P2 in the oil chamber 816. When the spool 812 moves to the right, the drain port 813 is closed. Therefore, the spool 812 can be maintained at an intermediate equilibrium point as shown in FIG. 21A. In this case, the spool 812
By providing a flat plane (tapered surface) 812b at the edge of the drain port 813 of the land 812B, it becomes possible to hold the spool 812 at an equilibrium point at an intermediate position in a more stable state. When the oil passage 1b is held at the intermediate equilibrium point as shown in FIG. The line pressure causes it to be compressed through the V-belt 580, effectively balancing the oil pressure of the hydraulic servo 570. Actually, since there is oil leakage in the oil passage 1b, the input pulley 520 is gradually expanded and the torque ratio T changes in the direction of increasing. Therefore, as shown in FIG. 21A, the spool 81
2 is in equilibrium, the drain port 8
14 is closed and the oil passage 1a is slightly open, the spool 812 is connected to the port 81 of the land 812B.
7-edge flat surface (tapered surface) 81
2c is provided to compensate for oil leakage in the oil passage 1b. Furthermore, the drain port 81 of the land 812A
4-edge flat surface (tapered surface) 81
By providing 2c, it is possible to smooth the transition such as the rise of the oil pressure change in the oil passage 1b. In this case, line pressure leaks only from pressure oil discharged from drain port 813 via orifice 82, and there is only one leakage location. A similar effect can be obtained by providing notches in each port portion on the valve body side instead of or in combination with the flat surfaces 812a, 812b, and 812c. During a downshift In the reduction ratio control mechanism 80, the solenoid valve 85 is turned on by the output of the electric control circuit 90, as shown in FIG. 21B, and the oil chamber 816 is evacuated.
The spool 812 is rapidly moved to the left in the figure by the spring load of the spring 811 and the line pressure of the oil chamber 815, and the oil passage 1b is connected to the drain port 814.
The input pulley 520 operates in the direction of rapid expansion, and the torque ratio T increases. By controlling the ON time of the solenoid valve 85, the torque ratio is increased and a downshift is performed. During upshift In the reduction ratio control mechanism 80, the upshift electromagnetic solenoid valve 84 is turned on by the output of the electric control circuit 90, as shown in FIG. 21C. As a result, the oil chamber 815 is depressurized, so the spool 81
2 is moved to the right in the figure, the spring 811 is compressed, and the spool 812 is set to the right end in the figure. In this state, the line pressure of oil passage 1a is at port 8.
18 to the oil path 1b, the oil pressure of the hydraulic servo 530 increases, the input pulley 520 operates in the direction of closing, and the torque ratio T decreases.
Therefore, by controlling the ON time of the solenoid valve 84 as necessary, the upshift is performed by reducing the torque ratio by a desired amount. In this way, the hydraulic servo 530 of the input (drive side) pulley 520 is provided with the output hydraulic pressure of the reduction ratio control means 81, and the output (drive side) pulley 520 is supplied with the output hydraulic pressure of the reduction ratio control means 81.
The line pressure is led to the hydraulic servo 570 of the input pulley 520, and the hydraulic pressure of the hydraulic servo 530 of the input pulley 520 is Pi, and the hydraulic pressure of the hydraulic servo 570 of the output pulley 560 is Po/Pi. 2
It has the characteristics shown in the graph in Figure 2. For example, when the vehicle is running with throttle opening Θ = 50% and torque ratio T = 1.5 (point a in the diagram), the accelerator is loosened and Θ = 30%. When Po/Pi is maintained as it is, the operation state shifts to point b in the figure with torque ratio T = 0.87, and conversely, when the torque ratio T = 1.5 is maintained, reduction ratio control is performed to control the input pulley. The value of Po/Pi is increased by the output of the mechanism 80 and changed to the value at point C in the figure. In this way, by controlling the value of Po/Pi as necessary, it is possible to set an arbitrary torque ratio corresponding to any load condition. The hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for vehicles according to the present invention includes a line pressure reducing means that is disposed between a line pressure regulating valve and a hydraulic servo and generates hydraulic pressure that does not increase the effective diameter of a pulley; By disposing a backflow prevention means between the hydraulic servo and the hydraulic servo to prevent backflow from the hydraulic servo to the line pressure reducing means, when the hydraulic pressure of the hydraulic servo is exhausted, there is no flow inside the exhausted oil chamber. By preventing hydraulic pressure that does not enlarge the effective diameter of the pulley from flowing in from the line pressure reducing means through the check valve and air flowing from the seal part, etc., after the hydraulic servo pressure is exhausted, the pressure oil is There is no response delay even when supplying the hydraulic servo to the hydraulic servo.

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

第１図は車両用無段自動変速機の断面図、第２
図はその油圧制御装置の回路図、第３図は減速比
制御手段の出力油圧特性を示すグラフ、第４図は
スロツトル弁が出力する第２スロツトル圧特性を
示すグラフ、第５図および第６図はスロツトル弁
が出力する第１スロツトル圧特性を示すグラフ、
第７図はローモジユレータ弁が出力するローモジ
ユレータ圧特性を示すグラフ、第８図は油路２に
生じる油圧特性を示すグラフ、第９図、第１０
図、第１１図は調圧弁が出力するライン圧特性を
示すグラフ、第１２図は電気制御回路のブロツク
図、第１３図は最良燃費入力プーリ回転数を示す
グラフ、第１４図、第１５図、第１６図、第１７
図、第１９図は作動説明のためのフローチヤー
ト、第１８図は車速と加速度との特性グラフ、第
２０図は車速とトルク比Ｔとの特性グラフ、第２
１図は減速比制御機構の作動説明図、第２２図は
その作動説明のためのグラフである。 図中、４……余剰油路、１４……オリフイス、
１５……一方向チエツク弁（チエツクボール付チ
エツク弁）、１５′……逆流防止手段、３０……ラ
イン圧調圧弁、４０……スロツトル弁、５０……
減速比検出弁、６０′……ライン圧減圧手段、８
０……減速比制御機構、８４……アツプシフト制
御用電磁ソレノイド制御弁、８５……ダウンシフ
ト制御用電磁ソレノイド制御弁。 Figure 1 is a cross-sectional view of a continuously variable automatic transmission for vehicles;
Figure 3 is a circuit diagram of the hydraulic control device, Figure 3 is a graph showing the output oil pressure characteristics of the reduction ratio control means, Figure 4 is a graph showing the characteristics of the second throttle pressure output by the throttle valve, Figures 5 and 6 are graphs showing the characteristics of the second throttle pressure output by the throttle valve. The figure is a graph showing the characteristics of the first throttle pressure output by the throttle valve.
Fig. 7 is a graph showing the low modulator pressure characteristics output by the low modulator valve, Fig. 8 is a graph showing the hydraulic characteristics occurring in the oil passage 2, Figs.
Figure 11 is a graph showing the line pressure characteristics output by the pressure regulating valve, Figure 12 is a block diagram of the electric control circuit, Figure 13 is a graph showing the best fuel economy input pulley rotation speed, Figures 14 and 15. , Fig. 16, Fig. 17
Figure 19 is a flowchart for explaining the operation, Figure 18 is a characteristic graph of vehicle speed and acceleration, Figure 20 is a characteristic graph of vehicle speed and torque ratio T, and Figure 2 is a characteristic graph of vehicle speed and torque ratio T.
FIG. 1 is a diagram for explaining the operation of the reduction ratio control mechanism, and FIG. 22 is a graph for explaining the operation. In the diagram, 4...excess oil passage, 14...orifice,
15... One-way check valve (check valve with check ball), 15'... Backflow prevention means, 30... Line pressure regulating valve, 40... Throttle valve, 50...
Reduction ratio detection valve, 60'...Line pressure reducing means, 8
0... Reduction ratio control mechanism, 84... Electromagnetic solenoid control valve for upshift control, 85... Electromagnetic solenoid control valve for downshift control.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １ 相互に平行的に配列された入力軸および出力
軸と、 前記各軸に配設された固定フランジ及び可動フ
ランジと、 前記入力軸に配設された固定フランジに対し可
動フランジを作動油の圧力に応じて押圧する第１
油圧サーボと、 前記出力軸に配設された固定フランジに対し可
動フランジを作動油の圧力に応じて押圧する第２
油圧サーボとを有し、前記各軸に配設された固定
フランジ及び可動フランジからなる両プーリ間に
ベルトを掛け渡し、該ベルトが前記両プーリに対
する半径方向の係合位置を変えることによつて入
力軸と出力軸との回転速度比を変更すべくした車
両用無段自動変速機の油圧制御装置において、 油圧源と、 該油圧源と前記第１及び第２の油圧サーボの少
なくとも一つの油圧サーボとの間に配設され該油
圧サーボへ供給されるライン圧を調圧せしめるラ
イン圧調圧弁と、 該ライン圧調圧弁と前記第１及び第２の油圧サ
ーボのうち少なくとも一つの油圧サーボとの間に
配設され、前記油圧サーボへの前記ライン圧の給
排を制御せしめる減速比制御機構と、 前記ライン圧調圧弁と前記油圧サーボとの間に
配設されプーリの実効径を拡大しない油圧を発生
せしめるライン圧減圧手段と、該ライン圧減圧手
段と前記油圧サーボとの間に前記油圧サーボから
前記ライン圧減圧手段への逆流を防止せしめる逆
流防止手段を配設せしめたことを特徴とする車両
用無段自動変速機の油圧制御装置。 ２ 前記ライン圧減圧手段は、前記ライン圧調圧
弁の調圧により生ずる余剰油を通油せしめる余剰
油路と前記油圧サーボとの間に配設されたことを
特徴とする特許請求の範囲第１項記載の車両用無
段自動変速機の油圧制御装置。 ３ 前記逆流防止手段は、前記ライン圧減圧手段
から前記油圧サーボへの一方向のみの通油を可能
ならしめる一方向チエツク弁を備えることを特徴
とする特許請求の範囲第１項または第２項記載の
車両用無段自動変速機の油圧制御装置。 ４ 前記逆流防止手段はオリフイスを有すること
を特徴とする特許請求の範囲第３項記載の車両用
無段自動変速機の油圧制御装置。[Scope of Claims] 1. An input shaft and an output shaft arranged parallel to each other; a fixed flange and a movable flange disposed on each of the shafts; and a movable flange disposed on the input shaft. The first part presses the flange according to the pressure of the hydraulic oil.
a hydraulic servo, and a second flange that presses a movable flange against a fixed flange disposed on the output shaft according to the pressure of hydraulic oil.
a hydraulic servo, a belt is stretched between both pulleys consisting of a fixed flange and a movable flange disposed on each shaft, and the belt changes the radial engagement position with respect to the two pulleys. A hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle that changes the rotational speed ratio between an input shaft and an output shaft, comprising: a hydraulic pressure source; and at least one hydraulic pressure between the hydraulic source and the first and second hydraulic servos. a line pressure regulating valve disposed between the servo and regulating the line pressure supplied to the hydraulic servo; the line pressure regulating valve and at least one of the first and second hydraulic servos; a reduction ratio control mechanism disposed between the line pressure regulating valve and the hydraulic servo to control supply and discharge of the line pressure to the hydraulic servo; and a reduction ratio control mechanism disposed between the line pressure regulating valve and the hydraulic servo so as not to increase the effective diameter of the pulley. A line pressure reducing means for generating hydraulic pressure, and a backflow prevention means for preventing backflow from the hydraulic servo to the line pressure reducing means are disposed between the line pressure reducing means and the hydraulic servo. Hydraulic control system for continuously variable automatic transmissions for vehicles. 2. Claim 1, wherein the line pressure reducing means is disposed between the hydraulic servo and a surplus oil passage through which excess oil generated by pressure regulation of the line pressure regulating valve passes. Hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle as described in 2. 3. Claim 1 or 2, wherein the backflow prevention means includes a one-way check valve that allows oil to flow in only one direction from the line pressure reducing means to the hydraulic servo. A hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle as described above. 4. The hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle according to claim 3, wherein the backflow prevention means has an orifice.