JPH0369859A - Hydraulic controller of automatic transmission for vehicle - Google Patents
Hydraulic controller of automatic transmission for vehicleInfo
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- Control Of Transmission Device (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
産業上の利用分野
本発明は、車両用自動変速機の油圧制御装置に関するも
のである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION Field of the Invention The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle.
従来の技術
後進ギヤ段に自動的に切り換えられるギヤ装置を介して
エンジンの動力が駆動輪へ伝達される車両用自動変速機
が知られている。たとえば、後進ギア段を備えた有段変
速機や、前後進切換ギヤ装置を備えたベルト式無段変速
機などがそれである。2. Description of the Related Art Automatic transmissions for vehicles are known in which power from an engine is transmitted to drive wheels via a gear device that automatically switches to a reverse gear. Examples include a stepped transmission with a reverse gear stage and a belt-type continuously variable transmission with a forward/reverse switching gear device.
このような車両用自動変速機においては、シフト操作部
材の後進操作位置への操作に関連して後進ギヤを成立さ
せるための油圧を後進用油圧アクチュエータに供給する
形式の油圧制御回路が設けられている。たとえば、特開
昭６４−４９７４９号公報に記載された油圧制御装置が
それである。In such automatic transmissions for vehicles, a hydraulic control circuit is provided that supplies hydraulic pressure to a reverse hydraulic actuator to establish a reverse gear in connection with the operation of a shift operation member to a reverse operation position. There is. For example, there is a hydraulic control device described in Japanese Patent Laid-Open No. 64-49749.
そして、前進走行中の車両においてシフト操作部材が前
進レンジからニュートラルレンジを通り越して後進レン
ジへ操作されると、前進中の車両の変速機が後進ギヤに
自動的に切り換えられるので、動力伝達装置に急激な荷
重が加えられるとともに、ショックにより運転性が損な
われる場合がある。これに対し、本出願人が先に出願し
た特願昭６３−３４５９８号の明細書に記載されている
ように、後進用油圧アクチュエータに油圧が供給される
油路に後退阻止弁を設けるとともに、その後退阻止弁を
駆動するための信号圧を発生させる電磁弁を設け、車両
の前進中にシフト操作部材が後進位置へ操作されたとき
に上記後退阻止弁を阻止位置へ切り換える油圧制御装置
が提案されている。When the shift operation member of a vehicle traveling forward is operated from the forward range past the neutral range to the reverse range, the transmission of the vehicle traveling forward is automatically switched to reverse gear, so that the power transmission system Drivability may be impaired due to sudden loads and shocks. In contrast, as described in the specification of Japanese Patent Application No. 63-34598 previously filed by the present applicant, a reverse prevention valve is provided in the oil passage through which hydraulic pressure is supplied to the reverse hydraulic actuator, and A hydraulic control device has been proposed that includes a solenoid valve that generates a signal pressure to drive the reverse check valve, and switches the reverse check valve to the blocking position when a shift operation member is operated to the reverse position while the vehicle is moving forward. has been done.
発明が解決すべき課題
ところで、上記のような従来の油圧制御回路においては
、通常、制御装置からの電気信号により駆動される電磁
弁を含んで構成された信号圧発生手段により信号圧が発
生させられるように構成されている。しかし、車両用自
動変速機には、電子制御からの指令に従って複数の制御
を行うことが求められるが、各制御のための信号圧発生
手段をそれぞれに設けると、油圧制御回路が複雑となり
且つ大型となる欠点があった。Problems to be Solved by the Invention However, in the conventional hydraulic control circuit as described above, signal pressure is normally generated by a signal pressure generating means including a solenoid valve driven by an electric signal from a control device. It is configured so that However, automatic transmissions for vehicles are required to perform multiple controls according to commands from electronic control, but if signal pressure generation means for each control is provided for each, the hydraulic control circuit becomes complicated and large. There was a drawback.
本発明は以上の事情を背景として為されたものであり、
その目的とするところは、少なくとも後退阻止のために
発生させられる信号圧を、シフト操作部材が後進位置へ
操作されないときには他の目的のためにも使用できるよ
うにした車両用自動変速機の油圧制御装置を提供するこ
とにある。The present invention has been made against the background of the above circumstances,
Its purpose is to control the hydraulic pressure of a vehicle automatic transmission so that at least the signal pressure generated to prevent reverse movement can also be used for other purposes when the shift operating member is not operated to the reverse position. The goal is to provide equipment.
課題を解決するための手段
斯る目的を達成するための本発明の要旨とするところは
、後進ギヤ段に自動的に切り換えられるギヤ装置を介し
てエンジンの動力が駆動輪へ伝達される車両用自動変速
機において、シフト操作部材の後進操作位置への操作に
関連して前記後進ギヤを成立させるための油圧を後進用
油圧アクチュエータに供給する形式の油圧制御回路であ
って、（１）前記シフト操作部材の操作に関連して切り
換えられ、そのシフト操作部材が後進操作位置へ操作さ
れたときに前記後進ギヤを成立させるための油圧を出力
する切換弁と、（２）前進走行中に後退ギヤの成立を阻
止するための信号圧を発生させる信号圧発生手段と、（
３）前記後進用油圧アクチュエータに油圧が供給される
油路に介挿され、前記信号圧および前記後進ギヤを成立
させるための油圧が同時に供給されているときには後進
ギヤの成立を阻止する阻止位置に切り換えられるが、上
記信号圧および後進ギヤを成立させるための油圧の少な
くとも一方が供給されないときには後進ギヤの成立を許
容する非阻止位置に位置させられる後退阻止弁とを、含
むことにある。Means for Solving the Problems The gist of the present invention to achieve the above object is to provide a vehicle in which power from an engine is transmitted to drive wheels via a gear device that automatically switches to reverse gear. In an automatic transmission, a hydraulic control circuit is configured to supply a hydraulic pressure for establishing the reverse gear to a reverse hydraulic actuator in connection with operation of a shift operation member to a reverse operation position, the circuit comprising: (2) a switching valve that is switched in conjunction with the operation of an operating member and outputs hydraulic pressure for establishing the reverse gear when the shift operating member is operated to a reverse operation position; Signal pressure generating means for generating signal pressure to prevent the establishment of (
3) It is inserted in an oil passage through which hydraulic pressure is supplied to the reverse hydraulic actuator, and is in a blocking position that prevents the reverse gear from being established when the signal pressure and the hydraulic pressure for establishing the reverse gear are simultaneously supplied. The present invention further includes a reverse prevention valve that is switched to a non-blocking position that allows the reverse gear to be established when at least one of the signal pressure and the hydraulic pressure for establishing the reverse gear is not supplied.
作用および発明の効果
このようにすれば、後退阻止弁は前記信号圧および前記
後進ギヤを成立させるための油圧が同時に供給されてい
るときには後進ギヤの成立を阻止する阻止位置に切り換
えられるので、上記信号圧は、他の目的のためにも用い
ることができる。したがって、共通の信号圧発生手段を
複数の制御目的に用いることができ、油圧回路が簡単に
なるのである。Operation and Effects of the Invention With this arrangement, when the signal pressure and the hydraulic pressure for establishing the reverse gear are simultaneously supplied, the reverse prevention valve can be switched to the prevention position that prevents the reverse gear from being established. Signal pressure can also be used for other purposes. Therefore, a common signal pressure generating means can be used for multiple control purposes, and the hydraulic circuit becomes simple.
また、たとえ前記信号圧発生手段に異常が生じて、後進
ギヤ段の成立を阻止すべき条件でない場合に信号圧が発
生しても、後進ギヤの成立を阻止するための油圧が切換
弁から出力されない限り後退阻止弁は後進ギヤの成立を
阻止する阻止位置に位置させられない。Furthermore, even if an abnormality occurs in the signal pressure generating means and the signal pressure is generated under conditions that should not prevent the establishment of the reverse gear, the hydraulic pressure to prevent the establishment of the reverse gear is output from the switching valve. Unless this is done, the reverse prevention valve will not be placed in the blocking position that prevents the reverse gear from being established.
実施例
以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明す
る。EXAMPLE Hereinafter, an example of the present invention will be described in detail based on the drawings.
第２図において、エンジン１０の動力は、ロックアツプ
クラッチ付流体継手１２、ベルト式無段変速機（以下、
ＣＶＴという）１４、前後進切換装置１６、中間ギヤ装
置１８、および差動歯車装置２０を経て駆動軸２２に連
結された駆動輪２４へ伝達されるようになっている。In FIG. 2, the power of the engine 10 is transmitted through a fluid coupling 12 with a lock-up clutch and a belt-type continuously variable transmission (hereinafter referred to as
The power is transmitted to drive wheels 24 connected to a drive shaft 22 via a CVT (CVT) 14, a forward/reverse switching device 16, an intermediate gear device 18, and a differential gear device 20.
流体継手１２は、エンジン１０のクランク軸２６と接続
されているポンプ羽根車２８と、ＣＶＴ１４の入力軸３
０に固定されポンプ羽根車２日からのオイルにより回転
させられるタービン羽根車３２と、ダンパ３４を介して
入力軸３０に固定されたロックアツプクラッチ３６と、
後述の係合側油路３２２に接続された係合側油室３３お
よび後述の解放側油路３２４に接続された解放側油室３
５とを備えている。流体継手１２内は常時作動油で満た
されており、たとえば車速か所定値以上となったとき、
あるいはポンプ羽根車２８とタービン羽根車３２との回
転速度差が所定値以下になると係合側油室３３へ作動油
が供給されるとともに解放側油室３５から作動油が流出
されることにより、ロックアツプクラッチ３６が係合し
て、クランク軸２６と入力軸３０とが直結状態にされる
。The fluid coupling 12 connects a pump impeller 28 connected to the crankshaft 26 of the engine 10 and an input shaft 3 of the CVT 14.
A turbine impeller 32 fixed at 0 and rotated by oil from the pump impeller 2, a lock-up clutch 36 fixed to the input shaft 30 via a damper 34,
An engagement side oil chamber 33 connected to an engagement side oil passage 322 described below and a release side oil chamber 3 connected to a release side oil passage 324 described below.
5. The inside of the fluid coupling 12 is always filled with hydraulic oil, and for example, when the vehicle speed exceeds a predetermined value,
Alternatively, when the rotational speed difference between the pump impeller 28 and the turbine impeller 32 becomes less than a predetermined value, the hydraulic oil is supplied to the engagement side oil chamber 33 and the hydraulic oil is flowed out from the release side oil chamber 35. The lock-up clutch 36 is engaged, and the crankshaft 26 and the input shaft 30 are directly connected.
反対に、上記車速等が所定値以下になると、解放側油室
３５へ作動油が供給されるとともに保合側油室３３から
作動油が流出されることにより、ロックアツプクラッチ
３６が解放される。On the other hand, when the vehicle speed, etc. falls below a predetermined value, hydraulic oil is supplied to the release side oil chamber 35 and hydraulic oil flows out from the retention side oil chamber 33, thereby releasing the lock-up clutch 36. .
ＣＶＴ１４は、その入力軸３０および出力軸３８にそれ
ぞれ設けられた同径の可変プーリ４０および４２と、そ
れら可変プーリ４０および４２に巻き掛けられた伝動ベ
ルト４４とを備えている。The CVT 14 includes variable pulleys 40 and 42 of the same diameter provided on the input shaft 30 and output shaft 38, respectively, and a transmission belt 44 wound around the variable pulleys 40 and 42.
可変プーリ４０および４２は、入力軸３０および出力軸
３８にそれぞれ固定された固定回転体４６および４８と
、人力軸３０および出力軸３８にそれぞれ軸方向の移動
可能かつ軸回りの相対回転不能に設けられた可動回転体
５０および５２とから成り、可動回転体５０および５２
が油圧アクチュエータとして機能する一次側油圧シリン
ダ５４および二次側油圧シリンダ５６によって移動させ
られることによりＶ溝幅すなわち伝動ベルト４４の掛り
径（有効径）が変更されて、ＣＶＴ１４の速度比ｅ （
＝出力軸３８の回転速度Ｎ。ｕｔ ／人力軸３０の回転
速度Ｎ、ｆｉ）が変更されるようになっている。可変プ
ーリ４０および４２は同径であるため、上記油圧シリン
ダ５４および５６は同様の受圧面積を備えている。通常
、油圧シリンダ５４および５６のうちの従動側に位置す
るものの圧力は伝動ベルト４４の張力と関連させられる
。The variable pulleys 40 and 42 are fixed rotating bodies 46 and 48 fixed to the input shaft 30 and the output shaft 38, respectively, and are provided to the human power shaft 30 and the output shaft 38, respectively, so as to be movable in the axial direction but not relatively rotatable around the shaft. The movable rotary bodies 50 and 52 are
is moved by the primary side hydraulic cylinder 54 and the secondary side hydraulic cylinder 56 that function as hydraulic actuators, thereby changing the V groove width, that is, the hanging diameter (effective diameter) of the transmission belt 44, and the speed ratio e (
=Rotational speed N of the output shaft 38. ut/rotational speed N, fi) of the human power shaft 30 is changed. Since the variable pulleys 40 and 42 have the same diameter, the hydraulic cylinders 54 and 56 have similar pressure receiving areas. Typically, the pressure in the driven side of hydraulic cylinders 54 and 56 is related to the tension in transmission belt 44.
前後進切換装置１６は、よく知られたダブルピニオン型
遊星歯車機構であって、その出力軸５８に固定されたキ
ャリヤ６０により回転可能に支持され且つ互いに噛み合
う一対の遊星ギヤ６２および６４と、前後進切換装置１
６の入力軸（ＣＶＴ１４の出力軸）３８に固定され且つ
内周側の遊星ギヤ６２と噛み合うサンギヤ６６と、外周
側の遊星ギヤ６４と噛み合うリングギヤ６８と、リング
ギヤ６８の回転を停止するための後進用ブレーキ７０と
、上記キャリヤ６０と前後進切換装置１６の人力軸３８
とを連結する前進用クラッチ７２とを備えている。後進
用ブレーキ７０および前進用クラッチ７２は油圧により
作動させられる形式の摩擦係合装置であって、それらが
共に係合しない状態では前後進切換装置１６が中立状態
とされて動力伝達が遮断される。しかし、前進用クラッ
チ７２が係合させられると、ＣＶＴ１４の出力軸３日と
前後進切換装置１６の出力軸５８とが直結されて車両前
進方向の動力が伝達される。また、後進用ブレーキ７０
が係合させられると、ＣＶＴＩ４の出力軸３８と前後進
切換装置１６の出力軸５８との間で回転方向が反転され
るので、車両後進方向の動力が伝達される。The forward/reverse switching device 16 is a well-known double pinion type planetary gear mechanism, and includes a pair of planetary gears 62 and 64 that are rotatably supported by a carrier 60 fixed to an output shaft 58 and mesh with each other. Advance switching device 1
A sun gear 66 that is fixed to the input shaft (output shaft of the CVT 14) 38 of No. 6 and meshes with the planetary gear 62 on the inner peripheral side, a ring gear 68 that meshes with the planetary gear 64 on the outer peripheral side, and a reverse gear for stopping the rotation of the ring gear 68. brake 70, the carrier 60, and the human power shaft 38 of the forward/reverse switching device 16.
A forward clutch 72 is provided to connect the forward drive clutch 72 and the forward drive clutch 72. The reverse brake 70 and the forward clutch 72 are hydraulically operated friction engagement devices, and when they are not engaged, the forward/reverse switching device 16 is in a neutral state and power transmission is cut off. . However, when the forward clutch 72 is engaged, the output shaft of the CVT 14 and the output shaft 58 of the forward/reverse switching device 16 are directly connected, and power in the forward direction of the vehicle is transmitted. In addition, the reverse brake 70
When engaged, the rotation direction is reversed between the output shaft 38 of the CVTI 4 and the output shaft 58 of the forward/reverse switching device 16, so that power in the backward direction of the vehicle is transmitted.
第１図は、車両用動力伝達装置を制御するための第２図
の油圧制御回路を詳しく示している。オイルポンプ７４
は本油圧制御回路の油圧源を構成するものであって、流
体継手１２のポンプ羽根車２８とともに一体的に連結さ
れることにより、クランク軸２６によって常時回転駆動
されるようになっている。オイルポンプ７４は図示しな
いオイルタンク内へ還流した作動油をストレーナ７６を
介して吸入し、また、戻し油路７８を介して戻された作
動油を吸入して第１ライン油路８０へ圧送する。本実施
例では、第１ライン油路８０内の作動油がオーバーフロ
ー（リリーフ）型式の第１調圧弁１００によって戻し油
路７８およびロックアツプクラッチ圧油路９２へ漏出さ
せられることにより、第１ライン油路８０内の第１ライ
ン油圧Ｐｆ、が調圧されるようになっている。また、減
圧弁型式の第２調圧弁１０２によって第１ライン油圧Ｐ
Ｒ，が減圧されることにより第２ライン油路８２内の第
２ライン油圧Ｐｆｚが調圧されるようになっている。FIG. 1 shows in detail the hydraulic control circuit of FIG. 2 for controlling a vehicle power transmission system. oil pump 74
constitutes the hydraulic pressure source of this hydraulic control circuit, and is integrally connected with the pump impeller 28 of the fluid coupling 12, so that it is constantly rotationally driven by the crankshaft 26. The oil pump 74 sucks in the hydraulic oil that has returned to an oil tank (not shown) through the strainer 76, and also sucks in the hydraulic oil that has been returned through the return oil passage 78 and pumps it to the first line oil passage 80. . In this embodiment, the hydraulic oil in the first line oil passage 80 is leaked to the return oil passage 78 and the lock-up clutch pressure oil passage 92 by the overflow (relief) type first pressure regulating valve 100, so that the hydraulic oil in the first line oil passage 80 is leaked to the return oil passage 78 and the lock-up clutch pressure oil passage 92. The first line oil pressure Pf in the oil passage 80 is regulated. In addition, the first line oil pressure P is controlled by the second pressure regulating valve 102 of the pressure reducing valve type.
By reducing the pressure of R, the second line oil pressure Pfz in the second line oil passage 82 is regulated.
まず、第２ｆｆｌ圧弁１０２の構成を説明する。第３図
に示すように、第２調圧弁１０２は、第１う・イン油路
８０と第２ライン油路８２との間を開閉するスプール弁
子１１０、スプリングシート１１２、リターンスプリン
グ１１４、プランジャ１１６を備えている。スプール弁
子１１０の軸端には、順に径が大きい第１ランド１１８
、第２ランド１２０、第３ランド１２２が順次形成され
ている。First, the configuration of the second ffl pressure valve 102 will be explained. As shown in FIG. 3, the second pressure regulating valve 102 includes a spool valve 110 that opens and closes between the first line oil passage 80 and the second line oil passage 82, a spring seat 112, a return spring 114, and a plunger. It is equipped with 116. At the shaft end of the spool valve element 110, there is a first land 118 with a diameter increasing in order.
, a second land 120, and a third land 122 are formed in this order.
第２ランド１２０と第３ランド１２２との間には第２ラ
イン油圧Ｐｆｚがフィードバック圧として絞り１２４を
通して導入される室１２６が設けられており、スプール
弁子１１０が第２ライン油圧Ｐ１２により閉弁方向へ付
勢されるようになっている。また、スプール弁子１１０
の第１ランド１１８の端面側には、絞り１２８を介して
後述の速度比圧Ｐｅが導かれる室１３０が設けられてお
り、スプール弁子１１０が速度比圧Ｐｅにより閉弁方向
へ付勢されるようになっている。第２調圧弁１０２内に
おいてはリターンスプリング１１４の開弁方向の付勢力
がスプリングシート１１２を介してスプール弁子１１０
に付与されている。また、プランジャ１１６にはランド
１１７とそれよりやや大径のランド１１９とが形成され
ており、そのランド１１７の端面側には後述のスロット
ル圧Ｐｕｂを作用させるための室１３２が設けられて、
スプール弁子１１０がこのスロットル圧Ｐいにより開弁
方向へ付勢されるようになっている。A chamber 126 is provided between the second land 120 and the third land 122, into which the second line hydraulic pressure Pfz is introduced through the throttle 124 as feedback pressure, and the spool valve element 110 is closed by the second line hydraulic pressure P12. direction. In addition, spool valve 110
A chamber 130 is provided on the end face side of the first land 118, through which a speed specific pressure Pe (described later) is guided through a throttle 128, and the spool valve element 110 is urged in the valve closing direction by the speed specific pressure Pe. It has become so. Inside the second pressure regulating valve 102, the biasing force of the return spring 114 in the valve opening direction is applied to the spool valve element 110 through the spring seat 112.
has been granted. Further, a land 117 and a land 119 having a slightly larger diameter than the land 117 are formed on the plunger 116, and a chamber 132 for applying a throttle pressure Pub, which will be described later, is provided on the end surface side of the land 117.
The spool valve element 110 is urged in the valve opening direction by this throttle pressure P.
したがって、第１ランド１１８の受圧面積をＡ、、第２
ランド１２０の断面の面積をＡＺ、第３ランド１２２の
断面の面積をＡ３、プランジャ１１６のランド１１７の
受圧面積をＡ４、リターンスプリング１１４の付勢力を
Ｗとすると、スプール弁子１１０は次式（１）が成立す
る位置において基本的に平衡させられる。すなわち、ス
プール弁子１１０が式（１）にしたがって移動させられ
ることにより、ボート１３４ａに導かれている第１ライ
ン油路８０内の作動油がボート１３４ｂを介して第２ラ
イン油路８２へ流入させられる状態と、ボート１３４ｂ
に導かれている第２ライン油路８２内の作動油がドレン
に連通ずるドレンボート１３４ｃへ流される状態とが繰
り返されて、第２ライン油圧ＰＲ２が発生させられるの
である。上記第２ライン油路８２は比較的閉じられた系
であるので、第２調圧弁１０２は上記のように相対的に
高い油圧である第１ライン油圧Ｐｌ、を減圧することに
より第２ライン油圧Ｐｆ、を第７図に示すように発生さ
せるのである。Therefore, the pressure receiving area of the first land 118 is A, the second land 118 is
Assuming that the cross-sectional area of the land 120 is AZ, the cross-sectional area of the third land 122 is A3, the pressure receiving area of the land 117 of the plunger 116 is A4, and the biasing force of the return spring 114 is W, the spool valve 110 is calculated by the following formula ( Basically, it is balanced at the position where 1) holds true. That is, by moving the spool valve 110 according to formula (1), the hydraulic oil in the first line oil passage 80 guided to the boat 134a flows into the second line oil passage 82 via the boat 134b. The state of being forced to and the boat 134b
The state in which the hydraulic oil in the second line oil passage 82 that is guided to the drain boat 134c that is in communication with the drain is repeated, and the second line oil pressure PR2 is generated. Since the second line oil passage 82 is a relatively closed system, the second pressure regulating valve 102 reduces the second line oil pressure by reducing the first line oil pressure Pl, which is a relatively high oil pressure as described above. Pf is generated as shown in FIG.
Ｐｆ、＝（Ａ４’Ｐｔ、＋Ｗ−Ａ、 ｌｅ）／（Ａｓ−
Ａ２）・ ・ ・ ・（１）
なお、上記スプール弁子１１０の第１ランド１１８と第
２ランド１２０との間には、後述の第１リレー弁３８０
を通して信号圧Ｐ３゜１．が導入される室１３６が設け
られており、スプール弁子１１０がその信号圧Ｐ、。４
．により閉弁方向へ付勢されると、その大きさに応じて
第２ライン油圧Ｐｆ。Pf, = (A4'Pt, +W-A, le)/(As-
A2)・・・・・(1) Furthermore, between the first land 118 and the second land 120 of the spool valve 110, there is a first relay valve 380, which will be described later.
through signal pressure P3゜1. A chamber 136 is provided in which the signal pressure P, is introduced, and the spool valve 110 receives the signal pressure P. 4
．． When the pressure is applied in the valve closing direction, the second line oil pressure Pf increases depending on its magnitude.
が減圧されるようになっている。また、前記プランジャ
１１６のランド１１７とランド１１９との間には、上記
第１リレー弁３８０および後述の第２リレー弁４４０、
絞り１３５を介して制御圧Ｐ ５ｏｔｓを作用させるた
めの室１３３が設けられており、第２ライン圧Ｐｆｆｉ
２が上記信号圧Ｐ５゜５．に応じて増圧されるようにな
っている。上記の場合における第２ライン油圧の特性に
ついては後で詳述する。is now depressurized. Furthermore, between the land 117 and the land 119 of the plunger 116, the first relay valve 380 and a second relay valve 440, which will be described later, are provided.
A chamber 133 is provided for applying a control pressure P5ots via a throttle 135, and a second line pressure Pffi
2 is the signal pressure P5°5. The pressure is increased accordingly. The characteristics of the second line oil pressure in the above case will be described in detail later.
第１調圧弁１００は、第４図に示すように、スプール弁
子１４０、スプリングシート１４２、リターンスプリン
グ１４４、第１プランジヤ１４６、およびその第１プラ
ンジヤ１４６の第２ランド１５５と同径の第２プランジ
ヤ１４８をそれぞれ備えている。スプール弁子１４０は
、第１ライン油路８０に連通するボート１５０ａとドレ
ンボート１５０ｂまたは１５０ｃとの間を開閉するもの
であり、その第１ランド１５２の端面にフィードバック
圧としての第１ライン油圧ＰＡ、を絞り１５１を介して
作用させるための室１５３が設けられており、この第１
ライン油圧ｐＨによりスブール弁子１４０が開弁方向へ
付勢されるようになっている。スプール弁子１４０と同
軸に設けられた第１プランジヤ１４６の第１ランド１５
４と第２ランド１５５との間にはスロットル圧Ｐいを導
くための室１５６が設けられており、また、第２ランド
１５５と第２プランジヤ１４８との間には一次側油圧シ
リンダ５４内の油圧Ｐ０．．を分岐油路３０５を介して
導くための室１５７が設けられており、さらに第２プラ
ンジヤ１４８の端面には第２ライン油圧Ｐｆ、を導くた
めの室１５８が設けられている。前記リターンスプリン
グ１４４の付勢力は、スプリングシート１４２を介して
スプール弁子１４０に閉弁方向に付与されているので、
スプール弁子１４０の第１ランド１５２の受圧面積をＡ
ｓ、第１プランジヤ１４６の第１ランド１５４の断面積
をＡ６、第２ランド１５５および第２プランジヤ１４８
の断面積をＡ１、リターンスプリング１４４の付勢力を
Ｗとすると、スプール弁子１４０は次式（２）が成立す
る位置において平衡させられ、第１ライン油圧Ｐｆｆｉ
、が調圧される。As shown in FIG. 4, the first pressure regulating valve 100 includes a spool valve element 140, a spring seat 142, a return spring 144, a first plunger 146, and a second land 155 having the same diameter as the second land 155 of the first plunger 146. Each has a plunger 148. The spool valve 140 opens and closes between the boat 150a and the drain boat 150b or 150c communicating with the first line oil passage 80, and applies the first line oil pressure PA as feedback pressure to the end surface of the first land 152. , through a throttle 151, is provided.
The Subur valve 140 is biased in the valve opening direction by the line oil pressure pH. The first land 15 of the first plunger 146 provided coaxially with the spool valve 140
A chamber 156 for introducing the throttle pressure P is provided between the second land 155 and the second land 155, and between the second land 155 and the second plunger 148, a chamber 156 is provided between the second land 155 and the second plunger 148. Hydraulic pressure P0. ．． A chamber 157 for guiding the second line hydraulic pressure Pf through the branch oil passage 305 is provided, and a chamber 158 for guiding the second line hydraulic pressure Pf is further provided on the end face of the second plunger 148. Since the biasing force of the return spring 144 is applied to the spool valve element 140 in the valve closing direction via the spring seat 142,
The pressure receiving area of the first land 152 of the spool valve 140 is A
s, the cross-sectional area of the first land 154 of the first plunger 146 is A6, the second land 155 and the second plunger 148
Assuming that the cross-sectional area of is A1 and the biasing force of the return spring 144 is W, the spool valve 140 is balanced at a position where the following equation (2) is satisfied, and the first line oil pressure Pffi
, is pressure regulated.
ｐｌ、＝
（（Ｐｔｔ、 ｏｒ Ｐｊｌ！ｚ） ’Ａｔ＋Ｐｔｈ（
Ａ６−Ａｔ）＋Ｗ） ／Ａ！１・ ・ ・ ・（２）
上記第１調圧弁１００において、−次側油圧シリンダ５
４内油圧Ｐｆｆｌ、、が第２ライン油圧Ｐｊ２．（定常
状態ではＰｉｔ＝二次側油圧シリンダ５６内油圧Ｐ０．
）よりも高い場合には、第１プランジヤ１４６と第２プ
ランジヤ１４８との間が離間して上記−次側油圧シリン
ダ５４内油圧ｐ ｉｎによる推力がスプール弁子１４０
の閉弁方向に作用するが、−次側油圧シリンダ５４内油
圧Ｐ８．、が第２ライン油圧Ｐｆ、よりも低い場合には
、第１プランジヤ１４６と第２プランジヤ１４８とが当
接することから、上記第２プランジヤ１４８の端面に作
用している第２ライン油圧Ｐｆ、による推力がスプール
弁子１４０の閉弁方向に作用する。すなわち、−次側油
圧シリンダ５４内油圧Ｐ、７と第２ライン油圧Ｐ１．と
を受ける第２プランジヤ１４８がそれらの油圧のうちの
高い方の油圧に基づく作用力をスプール弁子１４０の閉
弁方向に作用させるのである。なお、スプール弁子１４
０の第１ランド１５２と第２ランド１５９との間に設け
られた室１６０はドレンへ解放されている。pl, = ((Ptt, or Pjl!z) 'At+Pth(
A6-At)+W) /A! 1. . . . (2) In the first pressure regulating valve 100, the negative hydraulic cylinder 5
4 internal oil pressure Pffl, , is the second line oil pressure Pj2. (In steady state, Pit = secondary hydraulic cylinder 56 internal pressure P0.
), the first plunger 146 and the second plunger 148 are spaced apart and the thrust due to the hydraulic pressure pin in the next side hydraulic cylinder 54 is applied to the spool valve 140.
acts in the valve closing direction, but the hydraulic pressure inside the -next side hydraulic cylinder 54 P8. is lower than the second line oil pressure Pf, since the first plunger 146 and the second plunger 148 are in contact with each other, the second line oil pressure Pf acting on the end surface of the second plunger 148 is The thrust acts on the spool valve element 140 in the valve closing direction. That is, the hydraulic pressure P,7 in the negative side hydraulic cylinder 54 and the second line hydraulic pressure P1. The second plunger 148, which receives the two oil pressures, applies an acting force based on the higher of these oil pressures in the valve closing direction of the spool valve element 140. In addition, spool valve 14
A chamber 160 provided between the first land 152 and the second land 159 of 0 is open to drain.
第１図に戻って、スロットル圧Ｐｔｈはエンジン１０に
おける実際のスロットル弁開度θ、を表すものであり、
スロットル弁開度検知弁１８０によって発生させられる
。また、速度比圧ＰｅはＣ■Ｔ１４の実際の速度比を表
すものであり、速度比検知弁１８２によって発生させら
れる。スロットル弁開度検知弁１８０は、図示しないス
ロットル弁とともに回転させられるカム１８４と、この
カム１８４のカム面に係合し、このカム１８４の回動角
度と関連して軸方向へ駆動されるプランジャ１８６と、
スプリング１８８を介して付与されるプランジャ１８６
からの推力と第１ライン油圧Ｐｌ、による推力とが平衡
した位置に位置させられることにより第１ライン油圧Ｐ
ｆ、を減圧し、実際のスロットル弁開度θいに対応した
スロットル圧Ｐｔｈを発生させるスプール弁子１９０と
を備えている。第５図は上記スロットル圧Ｐｔｋと実際
のスロットル弁開度θいとの関係を示すものであり、ス
ロットル圧Ｐｔｋは油路８４を通して第１調圧弁１００
、第２ｆｌ圧弁１０２、第３調圧弁２２０、およびロッ
クアツプクラッチ圧調圧弁３１０にそれぞれ供給される
。Returning to FIG. 1, the throttle pressure Pth represents the actual throttle valve opening θ in the engine 10,
It is generated by the throttle valve opening detection valve 180. Further, the speed specific pressure Pe represents the actual speed ratio of the CT 14, and is generated by the speed ratio detection valve 182. The throttle valve opening detection valve 180 includes a cam 184 that is rotated together with the throttle valve (not shown), and a plunger that engages with the cam surface of the cam 184 and is driven in the axial direction in relation to the rotation angle of the cam 184. 186 and
Plunger 186 applied via spring 188
The first line hydraulic pressure Pl is positioned at a position where the thrust from
and a spool valve element 190 that reduces the pressure of the throttle valve f and generates a throttle pressure Pth corresponding to the actual throttle valve opening θ. FIG. 5 shows the relationship between the throttle pressure Ptk and the actual throttle valve opening θ.
, the second fl pressure valve 102, the third pressure regulating valve 220, and the lock-up clutch pressure regulating valve 310, respectively.
また、速度比検知弁１８２は、ＣＶＴＩ４の入力側可動
回転体５０に摺接してその軸線方向の変位量に等しい変
位量だけ軸線方向へ移動させられる検知棒１９２と、こ
の検知棒１９２の位置に対応して付勢力を伝達するスプ
リング１９４と、このスプリング１９４からの付勢力を
受ける一方、第２ライン゛油圧Ｐｆ２を受けて両者の推
力が平衡した位置に位置させられることにより、ドレン
への排出流量を変化させるスプール弁子１９Ｂとを備え
ている。したがって、たとえば速度比ｅが大きくなって
ＣＶＴ１４の入力側の固定回転体４６に対して可動回転
体５０が接近（Ｖ溝幅縮小）すると、上記検知棒１９２
が押し込まれる。このため、第２ライン油路８２からオ
リフィス１９６を通して供給され且つスプール弁子１９
８によりドレンへ排出される作動油の流量が減少させら
れるので、オリフィス１９６よりも下流側の作動油圧が
高められる。この作動油圧が速度比圧Ｐｅであり、第６
図に示すように、速度比ｅの増大とともに増大させられ
る。そして、このようにして発生させられた速度比圧Ｐ
ｅは、油路８６を通して第２調圧弁１０２および第３調
圧弁２２０へそれぞれ供給される。The speed ratio detection valve 182 also includes a detection rod 192 that is in sliding contact with the input side movable rotating body 50 of the CVTI 4 and is moved in the axial direction by an amount of displacement equal to the amount of displacement in the axial direction. A spring 194 correspondingly transmits a biasing force, and while receiving a biasing force from this spring 194, receiving the second line hydraulic pressure Pf2 and being positioned at a position where the thrusts of both are balanced, the discharge to the drain is performed. It is equipped with a spool valve 19B that changes the flow rate. Therefore, for example, when the speed ratio e increases and the movable rotary body 50 approaches the fixed rotary body 46 on the input side of the CVT 14 (the V groove width decreases), the detection rod 192
is pushed in. Therefore, the oil is supplied from the second line oil passage 82 through the orifice 196 and the spool valve 19
8 reduces the flow rate of the hydraulic oil discharged to the drain, thereby increasing the hydraulic pressure downstream of the orifice 196. This working oil pressure is the speed specific pressure Pe, and the sixth
As shown in the figure, it increases as the speed ratio e increases. Then, the velocity specific pressure P generated in this way
e is supplied to the second pressure regulating valve 102 and the third pressure regulating valve 220 through the oil passage 86, respectively.
ここで、上記速度比検出弁１８２は、オリフィス１９６
を通して第２ライン油路８２から供給される第２ライン
油圧Ｐｌｚの作動油の逃がし量を変化させることにより
速度比圧Ｐａを発生させるものであるから、速度比圧Ｐ
ｅは第２ライン油圧Ｐｆ、以上の値となることが制限さ
れている一方、前記（１）式に従って作動する第２調圧
弁１０２では速度比圧Ｐｅの増加に伴って第２ライン油
圧Ｐ１２を減少させる。このため、速度比圧Ｐａが所定
値まで増加して第２ライン油圧Ｐ１２と等しくなると、
それ以降は両者ともに飽和して一定となる。Here, the speed ratio detection valve 182 has an orifice 196
Since the speed specific pressure Pa is generated by changing the release amount of the hydraulic oil of the second line hydraulic pressure Plz supplied from the second line oil passage 82 through the
While e is limited to a value equal to or greater than the second line oil pressure Pf, the second pressure regulating valve 102, which operates according to equation (1) above, increases the second line oil pressure P12 as the speed specific pressure Pe increases. reduce Therefore, when the speed specific pressure Pa increases to a predetermined value and becomes equal to the second line oil pressure P12,
After that, both become saturated and become constant.
第７図は、第２調圧弁１０２において、上記の速度比圧
Ｐｅに関連して調圧される第２ライン油圧Ｐｆ、の出力
特性を示している。すなわち、速度比ｅに関連して低圧
側ライン油圧に求められる第８図に示す伝動ベルト４４
の張力を最適値とするための理想曲線に近似した特性が
油圧回路のみによって得られるのであり、連続的に制御
される電磁式圧力制御サーボ弁を用いて第２ライン油圧
Ｐ℃□を発生させる場合と比較して油圧回路が大幅に安
価になる利点がある。FIG. 7 shows the output characteristics of the second line oil pressure Pf, which is regulated in the second pressure regulating valve 102 in relation to the speed specific pressure Pe. That is, the transmission belt 44 shown in FIG. 8 required for the low-pressure side line oil pressure in relation to the speed ratio e.
Characteristics that approximate the ideal curve for optimal tension can be obtained only by the hydraulic circuit, and a continuously controlled electromagnetic pressure control servo valve is used to generate the second line oil pressure P℃□. This has the advantage that the hydraulic circuit is significantly cheaper than the conventional case.
前記第３調圧弁２２０は、前後進切換装置１６の後進用
ブレーキ７０および前進用クラッチ７２を作動させるた
めの最適な第３ライン油圧Ｐｌｚを発生させるものであ
る。この第３調圧弁２２０は、第１ライン油路８０と第
３ライン油路８８との間を開閉するスプール弁子２２２
、スプリングシート２２４、リターンスプリング２２６
、およびプランジャ２２８を備えている。スプール弁子
２２２の第１ランド２３０と第２ランド２３２との間に
は第３ライン油圧Ｐｌｘがフィードバック圧として絞り
２３４を通して導入される室２３６が設けられており、
スプール弁子２２２が第３ライン油圧Ｐ１３により閉弁
方向へ付勢されるようになっている。また、スプール弁
子２２２の第１ランド２３０側には、絞り２３８を介し
て速度比圧Ｐｅが導かれる室２４０が設けられており、
スプール弁子２２２が速度比圧Ｐｅにより閉弁方向へ付
勢されるようになっている。第３調圧弁２２０内におい
てはリターンスプリング２２６の開弁方向付勢力がスプ
リングシート２２４を介してスプール弁子２２２に付与
されている。また、プランジャ２２８の端面にスロット
ル圧Ｐいを作用させるための室２４２が設けられており
、スプール弁子２２２がこのスロットル圧Ｐｔｈにより
開弁方向へ付勢されるようになっている。また、プラン
ジャ２２８の第１ランド２４４とそれより小径の第２ラ
ンド２４６との間には、後進時のみに第３ライン油圧Ｐ
ｌｚを導くための室２４８が設けられている。このため
、第３ライン油圧Ｐｌｚは、前記（１）式と同様な式か
ら、速度比圧Ｐｅおよびスロットル圧Ｐｔｈに基づいて
最適な値に調圧されるのである。この最適な値とは、前
進用クラッチ７２或いは後進用ブレーキ１０において滑
りが発生することなく確実にトルクを伝達できるように
するために必要かつ充分な値である。また、後進時にお
いては、上記室２４８内へ第３ライン油圧ＰＡ３が導か
れるため、スプール弁子２２２を開弁方向へ付勢する力
が増加させられて第３ライン油圧Ｐ１３が高められる。The third pressure regulating valve 220 generates an optimal third line oil pressure Plz for operating the reverse brake 70 and the forward clutch 72 of the forward/reverse switching device 16. This third pressure regulating valve 220 includes a spool valve 222 that opens and closes between the first line oil passage 80 and the third line oil passage 88.
, spring seat 224, return spring 226
, and a plunger 228. A chamber 236 is provided between the first land 230 and the second land 232 of the spool valve element 222, into which the third line oil pressure Plx is introduced as feedback pressure through the throttle 234.
The spool valve element 222 is biased in the valve closing direction by the third line hydraulic pressure P13. Further, a chamber 240 is provided on the first land 230 side of the spool valve element 222 to which a speed specific pressure Pe is introduced via a throttle 238.
The spool valve element 222 is biased in the valve closing direction by the speed specific pressure Pe. Inside the third pressure regulating valve 220, a biasing force in the valve opening direction of a return spring 226 is applied to the spool valve element 222 via a spring seat 224. Further, a chamber 242 for applying a throttle pressure Pth is provided on the end face of the plunger 228, and the spool valve element 222 is urged in the valve opening direction by this throttle pressure Pth. Also, between the first land 244 of the plunger 228 and the second land 246 having a smaller diameter, a third line hydraulic pressure P is provided only when reversing.
A chamber 248 is provided for guiding lz. Therefore, the third line oil pressure Plz is regulated to an optimal value based on the speed specific pressure Pe and the throttle pressure Pth using an equation similar to equation (1) above. This optimal value is a value necessary and sufficient to ensure that torque can be transmitted without slipping in the forward clutch 72 or the reverse brake 10. Furthermore, when traveling in reverse, the third line oil pressure PA3 is guided into the chamber 248, so that the force urging the spool valve element 222 in the valve opening direction is increased and the third line oil pressure P13 is increased.
これにより、前進用クラッチ７２および後進用ブレーキ
７０において、前進時および後進時にそれぞれ適したト
ルク容量が得られる。Thereby, in the forward clutch 72 and the reverse brake 70, suitable torque capacities can be obtained respectively during forward movement and reverse movement.
上記のように調圧された第３ライン油圧Ｐ１３は、マニ
ュアルバルブ２５０によって前進用クラッチ７２或いは
後進用ブレーキ７０へ選択的に供給されるようになって
いる。すなわち、マニュアルバルブ２５０は、車両のシ
フトレバ−２５２の操作と関連して移動させられるスプ
ール弁子２５４を備えており、Ｌ（ロー）、Ｓ（セカン
ド）、Ｄ（ドライブ）レンジのような前進レンジへ操作
されている状態では、第３ライン油圧Ｐｌｘを専ら出力
ポート２５８から出力して前進用クラッチ７２へ供給す
ると同時に後進用ブレーキ７０からドレンへの排油を許
容する。反対に、Ｒ（リバース）レンジへ操作されてい
る状態では第３ライン油圧Ｐｆｉｉを出力ポート２５６
からリバースインヒビット弁４２０のポー）４２２ａお
よび４２２ｂへ供給し、更に、そのリバースインヒビッ
ト弁４２０を通して後進用ブレーキ７０へ供給すると同
時に前進用クラッチ７２からの排油を許容し、Ｎにュー
トラル）、Ｐ Ｃパーキング）レンジへ操作されている
状態では、前進用クラッチ７２および後進用ブレーキ７
０からの排油を共に許容する。なお、アキュムレータ３
４２および３４０は、緩やかに油圧を立ち上げて摩擦係
合を滑らかに進行させるためのものであり、前進用クラ
ッチ７２および後進用ブレーキ７０にそれぞれ接続され
ている。また、シフトタイミング弁２１０は、前進用ク
ラッチ７２の油圧シリンダ内油圧の高まりに応じて絞り
２１２を閉じることより、過渡的な流入流量を調節する
。The third line hydraulic pressure P13 regulated as described above is selectively supplied to the forward clutch 72 or the reverse brake 70 by the manual valve 250. That is, the manual valve 250 includes a spool valve 254 that is moved in conjunction with the operation of the vehicle's shift lever 252, and is configured to move forward ranges such as L (low), S (second), and D (drive) ranges. In the state where the brake is operated, the third line hydraulic pressure Plx is exclusively output from the output port 258 and supplied to the forward clutch 72, and at the same time, the oil is allowed to drain from the reverse brake 70 to the drain. On the other hand, when the R (reverse) range is being operated, the third line hydraulic pressure Pfii is output to the output port 256.
422a and 422b of the reverse inhibit valve 420, and further supplies the oil to the reverse brake 70 through the reverse inhibit valve 420, and at the same time allows oil to be drained from the forward clutch 72. When the vehicle is in the parking (parking) range, the forward clutch 72 and reverse brake 7 are activated.
Both allow oil drainage from 0. In addition, accumulator 3
Reference numerals 42 and 340 are used to gradually increase hydraulic pressure to smoothly advance frictional engagement, and are connected to the forward clutch 72 and the reverse brake 70, respectively. Furthermore, the shift timing valve 210 adjusts the transient inflow flow rate by closing the throttle 212 in response to an increase in the hydraulic pressure in the hydraulic cylinder of the forward clutch 72.
前記第１調圧弁１００により調圧された第１ライン油圧
Ｐｊ２．および第２調圧弁１０２により調圧された第２
ライン油圧Ｐｆ、は、ＣＶＴ１４の速度比ｅを調節する
ために、変速制御弁装置２６０により一次側油圧シリン
ダ５４および二次側油圧シリンダ５６の一方および他方
へ供給されている。上記変速制御弁装置２６０は変速方
向切換弁２６２および流量制御弁２６４から構成されて
いる。なお、それら変速方向切換弁２６２および流量制
御弁２６４を駆動するための第４ライン油圧Ｐｌａは第
４調圧弁１７０により第１ライン油圧Ｐｉｔに基づいて
発生させられ、第４ライン油路３７０により導かれるよ
うになっている。The first line oil pressure Pj2 regulated by the first pressure regulating valve 100. and a second pressure regulated by the second pressure regulating valve 102.
The line hydraulic pressure Pf is supplied to one and the other of the primary hydraulic cylinder 54 and the secondary hydraulic cylinder 56 by the speed change control valve device 260 in order to adjust the speed ratio e of the CVT 14. The speed change control valve device 260 is composed of a speed change direction switching valve 262 and a flow rate control valve 264. Note that the fourth line oil pressure Pla for driving the speed change direction switching valve 262 and the flow rate control valve 264 is generated by the fourth pressure regulating valve 170 based on the first line oil pressure Pit, and is guided by the fourth line oil path 370. It's starting to get worse.
上記第４調圧弁１７０は、第１ライン油路８０と第４ラ
イン油路３７０との間を開閉するスプール弁子１７１と
、そのスプール弁子１７１を開弁方向に付勢するスプリ
ング１７２とを備えている。The fourth pressure regulating valve 170 includes a spool valve element 171 that opens and closes between the first line oil passage 80 and the fourth line oil passage 370, and a spring 172 that biases the spool valve element 171 in the valve opening direction. We are prepared.
上記スプール弁子１７１の第１ランド１７３と第２ラン
ド１７４との間には、フィードバック圧として作用させ
るために第４ライン油圧Ｐ１４を導入する室１７６が設
けられる一方、スプール弁子１７１のスプリング１７２
側端部に当接するプランジャ１７５の端面側には、開弁
方向に作用させる後述の信号圧Ｐ、。３．を導入する室
１７７が設けられ、スプール弁子１７１の非スプリング
１７２例の端面ば大気に解放されている。このように構
成された第４調圧弁１７０では、スプール弁子１７１が
、第４ライン油圧Ｐｉ４に対応したフィードバック圧に
基づく閉弁方向の付勢力と、スプリング１７２による開
弁方向の付勢力および信号圧Ｐ ５ｏＬ４に基づく開弁
方向の付勢力とが平衡するように作動させられる結果、
第４ライン油圧Ｐｅｍが後述の信号圧Ｐ、。Ｌ５の大き
さに対応した値に調圧される。A chamber 176 is provided between the first land 173 and the second land 174 of the spool valve element 171 to introduce the fourth line hydraulic pressure P14 to act as feedback pressure, while the spring 172 of the spool valve element 171
A signal pressure P, which will be described later, is applied to the end surface side of the plunger 175 that contacts the side end portion in the valve opening direction. 3. A chamber 177 for introducing the spring is provided, and the end face of the non-spring 172 of the spool valve element 171 is open to the atmosphere. In the fourth pressure regulating valve 170 configured in this way, the spool valve element 171 receives a biasing force in the valve-closing direction based on the feedback pressure corresponding to the fourth line oil pressure Pi4, a biasing force in the valve-opening direction by the spring 172, and a signal. As a result of being operated so that the biasing force in the valve opening direction based on the pressure P5oL4 is balanced,
The fourth line oil pressure Pem is a signal pressure P, which will be described later. The pressure is regulated to a value corresponding to the magnitude of L5.
第９図に詳しく示すように、変速方向切換弁２６２は、
第１電磁弁２６６によって制御されるスプール弁であっ
て、ドレンに連通ずるドレンポート２７８ａと、第１接
続油路２７０、第１絞り２７１を備えた第２接続油路２
７２、および第３接続油路２７４にそれぞれ連通するポ
ー）２７８ｂ、２７８ｄ、および２７８ｆと、第１ライ
ン油圧ｐＨが絞り２７６を通して供給されるポート２７
８Ｃと、第１ライン油圧Ｐｆ、が供給されるポー）２７
８ｅと、第２ライン油圧Ｐｉｔが供給されるポート２７
８ｇと、移動ストロークの一端（図の上端）である減速
側位置（オン側位置）と移動ストロークの他端（図の下
端）である増速側位置（オフ側位Ｗ）との間において摺
動可能に配置されたスプール弁子２８０と、このスプー
ル弁子２８０を増速側位置に向かつて付勢するスプリン
グ２８２とを備えている。上記スプール弁子２８０には
、４つのランド２７９ａ、２７９ｂ、２７９ｃ、２７９
ｄが設けられている。上記スプール弁子２８０のスプリ
ング２８２側の端面ば大気に解放されている。しかし、
スプール弁子２８０の下端側の端面には、第１電磁弁２
６６のオン状態、すなわち閉状態では第４８Ｊｌ圧弁１
７０により調圧された第４ライン油圧ＰＡ、が作用させ
られるが、第１電磁弁２６６のオフ状態、すなわち開状
態では絞り２８４よりも下流側が排圧されて第４ライン
油圧Ｐ１４が作用させられない状態となる。第１電磁弁
２６６が図のＯＮ側に示す状態となると、変速方向切換
弁２６２も図のＯＮ側に示す位置となり、第１電磁弁２
６６が図のＯＦＦ側に示す状態となると、変速方向切換
弁２６２も図のＯＦＦ側に示す位置となるのである。こ
のため、第１電磁弁２６６がオン状態である期間は、ス
プール弁子２８０が減速側位置に位置させられてドレン
ポート２７８ａとポート２７８ｂとの間、ポート２７８
ｅとポート２７８ｆとの間がそれぞれ開かれるとともに
、ボー）２７８ｂと２７８ｃとの間、ポート２７８ｄと
２７８ｅとの間、およびポート２７８ｆと２７８ｇとの
間がそれぞれ閉じられるが、第１電磁弁２６６がオフ状
態である期間はスプール弁子２８０が増速側位置に位置
させられて上記と逆の切換え状態となる。As shown in detail in FIG. 9, the speed change direction switching valve 262 is
A second connecting oil passage 2 which is a spool valve controlled by the first electromagnetic valve 266 and includes a drain port 278a that communicates with the drain, a first connecting oil passage 270, and a first throttle 271.
72, and ports 278b, 278d, and 278f that communicate with the third connecting oil passage 274, respectively, and the port 27 to which the first line oil pressure pH is supplied through the throttle 276.
8C and the first line hydraulic pressure Pf are supplied) 27
8e and a port 27 to which the second line hydraulic pressure Pit is supplied.
8g, and the deceleration side position (on side position) which is one end of the moving stroke (upper end of the figure) and the increasing speed side position (off side position W) which is the other end of the moving stroke (lower end of the figure). It includes a movably arranged spool valve element 280 and a spring 282 that biases the spool valve element 280 toward the speed increasing position. The spool valve 280 has four lands 279a, 279b, 279c, 279.
d is provided. The end surface of the spool valve 280 on the spring 282 side is open to the atmosphere. but,
A first electromagnetic valve 2 is provided on the lower end surface of the spool valve 280.
66 in the on state, that is, in the closed state, the 48th Jl pressure valve 1
The fourth line hydraulic pressure PA regulated by 70 is applied, but when the first solenoid valve 266 is in the OFF state, that is, in the open state, the downstream side of the throttle 284 is exhausted and the fourth line hydraulic pressure P14 is applied. There will be no. When the first solenoid valve 266 is in the ON side shown in the figure, the speed change direction switching valve 262 is also in the ON side shown in the figure, and the first solenoid valve 266 is in the ON side shown in the figure.
66 is in the state shown on the OFF side in the figure, the shift direction switching valve 262 is also in the position shown on the OFF side in the figure. Therefore, during the period when the first solenoid valve 266 is in the on state, the spool valve element 280 is positioned at the deceleration side position and the port 278 is placed between the drain port 278a and the port 278b.
e and port 278f are opened, and ports 278b and 278c, ports 278d and 278e, and ports 278f and 278g are closed. During the off state, the spool valve 280 is positioned at the speed increasing side position, resulting in a switching state opposite to the above.
前記流量制御弁２６４は、第２電磁弁２６８によって制
御されるスプール弁であって、本実施例では変速速度制
御弁として機能する。流量制御弁２６４は、−次側油圧
シリンダ５４に一次側油路３００を介して連通し且つ第
２接続油路２７２に連通ずるポート２８６ａと、第１接
続油路２７０および第３接続油路２７４にそれぞれ連通
ずるポート２８６ｂおよび２８６ｄと、二次側油路３０
２を介して二次側油圧シリンダ５６に連通するポート２
８６ｃと、移動ストロークの一端（図の上端）である増
速変速モードにおける流量非抑制側位置と移動ストロー
クの他端（図の下端）である増速変速モードにおける流
量抑制側位置との間において摺動可能に配設されたスプ
ール弁子２８８と、このスプール弁子２８日を上記流量
抑制側位置に向かつて付勢するスプリング２９０とを備
えている。上記スプール弁子２８８には、各ポート間を
開閉するための３つのランド２８７ａ、２８７ｂ、２８
７ｃが設けられている。変速方向切換弁２６２と同様に
上記スプール弁子２８８のスプリング２９０側の端面に
は大気に解放されているために油圧が作用されていない
。しかし、スプール弁子２８８の下端側の端面には、第
２電磁弁２６８のオン状態、すなわち閉状態では第４調
圧弁１７０により調圧された第４ライン油圧Ｐｆ、が作
用させられ、オフ状態、すなわち開状態では絞り２９２
よりも下流側が排圧されて第４ライン油圧Ｐｌａが作用
させられない状態となる。第２電磁弁２６８が図のＯＮ
側に示す状態となると、流量制御弁２６４は図のＯＮ側
に示す作動位置となり、第２電磁弁２６８が図のＯＦＦ
側に示す状態となると、流量制御弁２６４は図のＯＦＦ
側に示す作動位置となるのである。このため、第２電磁
弁２６８がオン状態（デユーティ比が１００％）である
期間は、スプール弁子２８８が前記流量非抑制側位置に
位置させられてポー）２８６ａとポート２８６ｂとの間
、ポート２８６ｃと２８６ｄとの間がそれぞれ開かれる
が、第２電磁弁２６８がオフ状態（デユーティ比が０％
）である期間はスプール弁子２８８が前記流量抑制側位
置に位置させられて上記と逆の切換状態となる。The flow rate control valve 264 is a spool valve controlled by a second electromagnetic valve 268, and in this embodiment functions as a variable speed control valve. The flow rate control valve 264 has a port 286a that communicates with the downstream hydraulic cylinder 54 via the primary oil passage 300 and the second connecting oil passage 272, the first connecting oil passage 270, and the third connecting oil passage 274. ports 286b and 286d, which communicate with each other, and the secondary oil passage 30.
Port 2 communicates with the secondary hydraulic cylinder 56 via 2.
86c, and the flow rate non-suppressing side position in the increasing speed change mode, which is one end of the moving stroke (the upper end of the figure), and the flow rate suppressing side position in the increasing speed changing mode, which is the other end of the moving stroke (the lower end of the figure). It includes a slidably disposed spool valve 288 and a spring 290 that urges the spool valve 288 toward the flow rate suppression side position. The spool valve 288 has three lands 287a, 287b, 28 for opening and closing between each port.
7c is provided. Similar to the speed change direction switching valve 262, no hydraulic pressure is applied to the end surface of the spool valve element 288 on the spring 290 side because it is open to the atmosphere. However, when the second electromagnetic valve 268 is in the on state, that is, in the closed state, the fourth line hydraulic pressure Pf regulated by the fourth pressure regulating valve 170 is applied to the lower end surface of the spool valve element 288, and in the off state , that is, in the open state, the aperture 292
The pressure on the downstream side is exhausted and the fourth line oil pressure Pla is not applied. The second solenoid valve 268 is turned on as shown in the diagram.
When the state shown on the side is reached, the flow control valve 264 is in the operating position shown on the ON side in the figure, and the second solenoid valve 268 is in the OFF position shown on the figure.
When the state shown on the side is reached, the flow control valve 264 is turned OFF as shown in the figure.
This is the operating position shown on the side. Therefore, during the period when the second electromagnetic valve 268 is in the on state (duty ratio is 100%), the spool valve element 288 is positioned at the flow rate non-suppression side position and the port is closed between the port 286a and the port 286b. 286c and 286d are respectively opened, but the second solenoid valve 268 is in the off state (duty ratio is 0%).
), the spool valve element 288 is positioned at the flow rate suppression side position, resulting in a switching state opposite to that described above.
そして、二次側油圧シリンダ５６は、互いに並列な絞り
２９６およびチエツク弁２９８を備えたバイパス油路２
９５を介して第２ライン油路８２と接続されている。そ
のチエツク弁２９８は、二次側油圧シリンダ５６内を相
対的に高圧側とする減速変速のときやエンジンブレーキ
走行時において、二次側油圧シリンダ５６へ第１ライン
油圧ＰｌＩが供給されたとき、二次側油圧シリンダ５６
内の作動油が第２ライン油路８２へ大量に流出して二次
側油圧シリンダ５６内油圧Ｐ。ｔ （＝Ｐｆ、）が低
下しないようにするとともに、緩やかな減速変速のとき
に第２ライン油圧Ｐｌｚ、から二次側油圧シリンダ５６
内へ作動油が供給されるようにするためのものである。The secondary hydraulic cylinder 56 includes a bypass oil passage 296 and a check valve 298 that are parallel to each other.
It is connected to the second line oil passage 82 via 95. The check valve 298 operates when the first line hydraulic pressure PlI is supplied to the secondary hydraulic cylinder 56 during deceleration shifting or engine braking when the pressure inside the secondary hydraulic cylinder 56 is relatively high. Secondary hydraulic cylinder 56
A large amount of the hydraulic oil inside flows out to the second line oil passage 82, and the hydraulic pressure P inside the secondary hydraulic cylinder 56 decreases. t (=Pf,) does not decrease, and at the time of gradual deceleration shifting, the second line hydraulic pressure Plz is increased from the secondary hydraulic cylinder 56.
This is to ensure that hydraulic oil is supplied inside.
また、絞り２９６およびチエツク弁２９８により、流量
制御弁２６４のデユーティ駆動に同期して二次側油圧シ
リンダ内油圧Ｐ。ｕＬに生じる脈動が好適に緩和される
。すなわち、二次側油圧シリンダ内油圧Ｐ ｏｕｔの脈
動においてスパイク状の上ピークは絞り２９６により逃
がされ、Ｐ ｏｕｔの下ピークはチエツク弁２９８を通
して補填されるからである。なお、チェック弁２９８は
、平面状の座面を備えた弁座２９９と、その座面に当接
する平面状の当接面を備えた弁子３０１と、その弁子３
０１を弁座２９９に向かつて付勢するスプリング３０３
とを備え、０．２ｋｇ／ｃｍ”程度の圧力差で開かれる
ようになっている。Further, the hydraulic pressure P in the secondary hydraulic cylinder is controlled by the throttle 296 and the check valve 298 in synchronization with the duty drive of the flow rate control valve 264. Pulsation occurring in uL is suitably alleviated. That is, in the pulsation of the hydraulic pressure P out in the secondary hydraulic cylinder, the spike-like upper peak is released by the throttle 296 , and the lower peak of P out is compensated for through the check valve 298 . Note that the check valve 298 includes a valve seat 299 having a flat seat surface, a valve element 301 having a flat contact surface that comes into contact with the seat surface, and the valve element 301 having a flat contact surface that comes into contact with the valve seat surface.
01 toward the valve seat 299
It is designed to open with a pressure difference of about 0.2 kg/cm''.
また、−次側油路３００において、第２接続油路２７２
の合流点と分岐油路３０５の分岐点との間には、第２絞
り２７３が設けられている。ここで、絞り２７３は、急
減速変速時の速度を決定するものであり、急減速変速時
に伝動ベルト４４のすべりが発生しない範囲で最大速度
となるように設定される。また、前記絞り２７１および
絞り２９６は緩増速時の速度を決定するものであり、前
記絞り２７６は急増速度速時の速度を決定するものであ
る。Further, in the − downstream oil passage 300, the second connection oil passage 272
A second throttle 273 is provided between the confluence point of the branch oil passage 305 and the branch point of the branch oil passage 305 . Here, the throttle 273 determines the speed at the time of rapid deceleration and shifting, and is set so that the speed is maximum within a range where slippage of the transmission belt 44 does not occur during rapid deceleration and shifting. Further, the aperture 271 and the aperture 296 determine the speed at the time of slow speed increase, and the aperture 276 determines the speed at the time of rapid increase.
したがって、第１電磁弁２６６がオンである状態では、
第２電磁弁２６８の作動状態に拘わらず、ＣＶＴ１４の
速度比ｅが減速方向へ変化させられる。たとえば、上記
第２電磁弁２６８がオン状態であるときには、第１ライ
ン油路８０内の作動油は、ポート２７８ ｅ ％ボート
２１８ｆ、第３接続油路２７４、ポート２８６ ｄ、ボ
ー）２８６ｃ、二次側油路３０２を通して二次側油圧シ
リンダ５６へ流入させられる一方、−次側油圧シリンダ
５４内の作動油は、−次側油路３００、ポート２８６ａ
、ポート２８６ｂ、第１接続油路２７０、ポート２７８
ｂ、ドレンポート２７８ａを通してドレンへ排出される
。これにより、第１０図の（イ）に示すように速度比ｅ
は減速方向へ急速に変化させられる。Therefore, when the first solenoid valve 266 is on,
Regardless of the operating state of the second electromagnetic valve 268, the speed ratio e of the CVT 14 is changed in the deceleration direction. For example, when the second electromagnetic valve 268 is in the ON state, the hydraulic oil in the first line oil passage 80 flows through the ports 278e, 218f, the third connecting oil passage 274, the ports 286d, 286c, and 286c. The hydraulic oil in the downstream hydraulic cylinder 54 flows into the secondary hydraulic cylinder 56 through the downstream oil passage 302, and the hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 54 flows through the downstream oil passage 300 and the port 286a.
, port 286b, first connection oil passage 270, port 278
b, is discharged to the drain through the drain port 278a. As a result, the speed ratio e
is rapidly changed in the direction of deceleration.
また、第１電磁弁２６６がオン状態であるときに第２電
磁弁２６８がオフ状態とされたときには、第２ライン油
路８２内の作動油はバイパス油路２９５において並列に
設けられた絞り２９６およびチエツク弁２９８を通して
二次側油圧シリンダ５６内へ供給されるとともに、−次
側油圧シリンダ５４内の作動油はそのピストンの摺動部
分などに積極的に或いは必然的に形成された僅かな隙間
を通して徐々に排出される。これにより、第１０図の（
ハ）に示すように速度比ｅは減速方向へ緩やかに変化さ
せられる。Further, when the second solenoid valve 268 is turned off while the first solenoid valve 266 is in the on state, the hydraulic oil in the second line oil passage 82 flows through the throttle 295 provided in parallel in the bypass oil passage 295. The hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 54 is supplied through the check valve 298 into the secondary hydraulic cylinder 56, and the hydraulic oil in the downstream hydraulic cylinder 54 is supplied to the secondary hydraulic cylinder 54 through a small gap formed actively or inevitably in the sliding part of the piston. is gradually discharged through the As a result, (
As shown in c), the speed ratio e is gradually changed in the deceleration direction.
そして、第１電磁弁２６６がオン状態であるときに第２
電磁弁２６８がデユーティ駆動されるときには、上記（
イ）と（ハ）の中間的な変速状態となるため、第２電磁
弁２６８のデユーティ比に応した速度で速度比ｅが減速
側へ変化させられる。Then, when the first solenoid valve 266 is in the on state, the second solenoid valve 266
When the solenoid valve 268 is duty-driven, the above (
Since the speed change state is intermediate between (a) and (c), the speed ratio e is changed to the deceleration side at a speed corresponding to the duty ratio of the second electromagnetic valve 268.
第１０図の（ワ）はこの状態を示している。(W) in FIG. 10 shows this state.
反対に、第１電磁弁２６６がオフである状態では、第２
電磁弁２６８の作動状態に拘わらず、ＣＶＴ１４の速度
比ｅは増速方向（速度比ｅの増加方向）へ変化させられ
る。たとえば、第１電磁弁２６６がオフである状態であ
るときに第２電磁弁２６８がオン状態とされると、第１
ライン油路８０内の作動油は、絞り２７６、ボー）２７
８ｃ、ボー）２７８ｂ、第１接続油路２７０、ポート２
８６ｂ１ボート２８６ ａ、−次側油路３００を通して
一次側油圧シリンダ５４内へ流入させられるとともに、
ポート２７８ｅ、ポート２７８ｄ、第２接続油路２７２
、−次側油路３００を通して一次側油圧シリンダ５４へ
流入させられる一方、二次側油圧シリンダ５６内の作動
油は、二次側油路３０２、ボー）２８６ｃ、ポート２８
６ｄ、第３接続油路２７４、ポート２７８ｆ、ポート２
７８ｇを通して第２ライン油路８２へ排出される。これ
により、第１０図の（へ）に示すように速度比ｅが速や
かに増速方向へ変化させられる。Conversely, when the first solenoid valve 266 is off, the second
Regardless of the operating state of the electromagnetic valve 268, the speed ratio e of the CVT 14 is changed in the speed increasing direction (increasing direction of the speed ratio e). For example, if the second solenoid valve 268 is turned on while the first solenoid valve 266 is off, the first solenoid valve 268 is turned on.
The hydraulic oil in the line oil passage 80 is
8c, bow) 278b, first connection oil passage 270, port 2
86b1 boat 286a, is caused to flow into the primary hydraulic cylinder 54 through the downstream oil passage 300, and
Port 278e, port 278d, second connection oil passage 272
, - The hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 56 flows into the primary hydraulic cylinder 54 through the downstream oil passage 300, the secondary oil passage 302, the bow) 286c, and the port 28.
6d, third connection oil passage 274, port 278f, port 2
78g and is discharged to the second line oil passage 82. As a result, the speed ratio e is quickly changed in the direction of speed increase, as shown in (f) of FIG.
また、第１電磁弁２６６がオフである状態であるときに
第２電磁弁２６８がオフ状態とされると、第１接続油路
２７０が流量制御弁２６４によって閉じられるので、第
１ライン油路８０内の作動油は専ら第１絞り２７１を備
えた第２接続油路２７２を通して一次側油圧シリンダ５
４へ供給されるとともに、二次側油圧シリンダ５６内の
作動油は絞り２９６を通して第２ライン油路８２へ徐々
に排出される。このため、上記第１絞り２７１および絞
り２９６の作用により、第１０図の（ニ）に示すように
速度比ｅが緩やかに増速方向へ変化させられる。Furthermore, if the second solenoid valve 268 is turned off while the first solenoid valve 266 is off, the first connection oil passage 270 is closed by the flow rate control valve 264, so the first line oil passage The hydraulic oil in 80 is exclusively supplied to the primary side hydraulic cylinder 5 through the second connection oil passage 272 equipped with the first throttle 271.
At the same time, the hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 56 is gradually discharged to the second line oil passage 82 through the throttle 296. Therefore, by the action of the first throttle 271 and the throttle 296, the speed ratio e is gradually changed in the direction of speed increase, as shown in FIG. 10(d).
そして、第１電磁弁２６６がオフ状態であるときに第２
電磁弁２６８がデユーティ駆動されたときには、上記（
へ）と（ニ）の中間的な変速状態となるため、第２電磁
弁２６８のデユーティ比に応じた速度て速度比ｅが増速
側へ変化させられる。Then, when the first solenoid valve 266 is in the off state, the second solenoid valve 266
When the solenoid valve 268 is duty-driven, the above (
Since the speed change state is intermediate between (v) and (d), the speed ratio e is changed to the speed increasing side at a speed corresponding to the duty ratio of the second electromagnetic valve 268.
第１０図の（ホ）はこの状態を示している。(E) in FIG. 10 shows this state.
ここで、ＣＶＴ１４における第１ライン油圧ｐＨは、正
駆動走行時（駆動トルクＴが正の時）には第１１図に示
すような油圧値が望まれ、また、エンジンブレーキ走行
時（駆動トルクＴが負の時）には第１２図に示すような
油圧値が望まれる。第１１図および第１２図は、いずれ
も入力軸３０が一定の軸トルクで回転させられている状
態で、速度比ｅを全範囲内で変化させたときに必要とさ
れる油圧値を示したものである。本実施例では、−次側
油圧シリンダ５４と二次側油圧シリンダ５６の受圧面積
が等しいので、第１１図の正駆動走行時には一次側油圧
シリンダ５４内の油圧Ｐ ｉｎ＞二次側油圧シリンダ５
６内の油圧Ｐ。ｕｔ、第１２図のエンジンブレーキ走行
時にはＰ。ｕｔ ＞ Ｐ ｉｎであり、いずれも駆動側
油圧シリンダ内油圧〉被駆動側油圧シリンダ内油圧とな
る。正駆動走行時における上記Ｐｌは駆動側の油圧シリ
ンダの推力を発生させるものであるので、その油圧シリ
ンダに目標とする速度比を得るための推力が発生し得る
ように、また動力損失を少なくするために、第１ライン
油圧ｐＨは上記ｐ ｉｎに必要且つ充分な余裕油圧αを
加えた値に調圧されることが望まれる。Here, the first line oil pressure pH in the CVT 14 is desired to have an oil pressure value as shown in FIG. 11 during normal drive driving (when the driving torque T is positive), and a hydraulic value as shown in FIG. 11 during engine braking driving (when the driving torque T is negative), a hydraulic pressure value as shown in FIG. 12 is desired. Figures 11 and 12 both show the hydraulic pressure values required when the speed ratio e is varied within the entire range with the input shaft 30 being rotated with a constant shaft torque. It is something. In this embodiment, since the pressure receiving areas of the negative hydraulic cylinder 54 and the secondary hydraulic cylinder 56 are equal, during normal drive running as shown in FIG.
Hydraulic pressure P in 6. ut, P during engine braking driving as shown in Fig. 12. ut>Pin, and in both cases, the hydraulic pressure in the driving side hydraulic cylinder>the hydraulic pressure in the driven side hydraulic cylinder. The above-mentioned Pl during normal drive running is what generates the thrust of the hydraulic cylinder on the drive side, so it is necessary to make the hydraulic cylinder generate the thrust to obtain the target speed ratio and to reduce power loss. Therefore, it is desirable that the first line oil pressure pH be adjusted to a value obtained by adding a necessary and sufficient margin oil pressure α to the above pin.
しかし、上記第１１図および第１２図に示す第１ライン
油圧ＰｌＩを一方の油圧シリンダ内油圧に基づいて調圧
することは不可能であり、このため、本実施例では、前
記第１調圧弁１００には第２プランジヤ１４８が設けら
れ、ｐ ｉｎおよび第２ライン油圧Ｐｆｆｉ、Ｌのうち
の何れか高い油圧に基づく付勢力が第１調圧弁１００の
スプール弁子１４０へ伝達されるようになっている。こ
れにより、たとえば第１３図に示すような、Ｐ８．、を
示す曲線とＰ ｏｕｔを示す曲線とが交差する無負荷走
行時においては、第１ライン油圧ＰＩ！、ＩがＰ８．、
および第２ライン油圧Ｐ１２の何れか高い油圧値に余裕
値αを加えた値に制御される。これにより、第１ライン
油圧Ｐｌ、は必要かつ充分な値に制御され、動力損失が
可及的に小さくされている。因に、第１３図の破線に示
す第１ライン油圧Ｐｉ、’は第２プランジヤ１４８が設
けられていない場合のものであり、速度比ｅが大きい範
囲では不要に大きな余裕油圧が発生させられている。However, it is impossible to adjust the first line oil pressure PlI shown in FIGS. 11 and 12 based on the oil pressure in one of the hydraulic cylinders. Therefore, in this embodiment, the first pressure regulating valve 100 is provided with a second plunger 148, and a biasing force based on whichever is higher among pin and second line oil pressure Pffi, L is transmitted to the spool valve element 140 of the first pressure regulating valve 100. There is. As a result, P8. as shown in FIG. 13, for example. During no-load running, where the curve indicating , and the curve indicating P out intersect, the first line oil pressure PI! , I is P8. ,
and the second line oil pressure P12, whichever is higher, plus the margin value α. As a result, the first line oil pressure Pl is controlled to a necessary and sufficient value, and power loss is minimized. Incidentally, the first line oil pressure Pi,' shown by the broken line in FIG. 13 is the one when the second plunger 148 is not provided, and an unnecessarily large excess oil pressure is generated in a range where the speed ratio e is large. There is.
前記余裕値αは、ＣＶＴ１４の速度比変化範囲全域内に
おいて所望の速度で速度比ｅを変化させて所望の速度比
ｅを得るに足る必要かつ充分な値であり、（２）式から
明らかなように、スロットル圧Ｐいに関連して第１ライ
ン油圧ｐＨが高められている。前記第１調圧弁１００の
各部の受圧面積およびリターンスプリング１４４の付勢
力がそのように設定されているのである。このとき、第
１調圧弁１００により調圧される第１ライン油圧ｐＨは
、第１４図に示すように、Ｐ８．、もしくはＰ。ｕＬと
スロットル圧Ｐいとにしたがって増加するが、スロット
ル圧Ｐｕｂに対応した最大値において飽和させられるよ
うになっている。これにより、速度比ｅが最大値となっ
て一次側可変プーリ４０の■溝幅の減少が機械的に阻止
された状態で、−次側油圧シリンダ５４内の油圧Ｐ１．
．が増大しても、それよりも常に余裕値αだけ高く制御
される第１ライン油圧Ｐ１．の過昇圧が防止されるよう
になっている。The margin value α is a necessary and sufficient value to change the speed ratio e at a desired speed within the entire speed ratio change range of the CVT 14 to obtain the desired speed ratio e, and is clear from equation (2). As such, the first line oil pressure pH is increased in relation to the throttle pressure P. The pressure receiving area of each part of the first pressure regulating valve 100 and the biasing force of the return spring 144 are set in this way. At this time, the first line oil pressure pH regulated by the first pressure regulating valve 100 is P8. , or P. It increases with uL and throttle pressure P, but is saturated at the maximum value corresponding to throttle pressure Pub. As a result, while the speed ratio e reaches the maximum value and the decrease in the groove width of the primary side variable pulley 40 is mechanically prevented, the hydraulic pressure P1.
．． Even if P1. increases, the first line oil pressure P1. is designed to prevent excessive pressure rise.
第１図に戻って、第１調圧弁１００のボート１５０ｂか
ら流出させられた作動油は、ロックアツプクラッチ圧油
路９２に導かれ、ロックアツプクラッチ圧調圧弁３１０
により流体継手１２のロックアツプクラッチ３６を作動
させるために適した圧力のロックアツプクラッチ油圧Ｐ
ｃＬに調圧されるようになっている。すなわち、上記ロ
ックアツプクラッチ圧調圧弁３１０は、フィードバック
圧としてロックアツプクラッチ油圧Ｐ ｃｔを受けて開
弁方向に付勢されるスプール弁子３１２と、このスプー
ル弁子３１２を閉弁方向に付勢するスプリング３１４と
、スロットル圧Ｐｔｌ、が供給される室３１６と、その
室３１６の油圧を受けてスプール弁子３１２を閉弁方向
に付勢するプランジャ３１７とを備えており、スプール
弁子３１２が上記フィードバック圧に基づく推力とスプ
リング３１４の推力とが平衡するように作動させられて
ロックアツプクラッチ圧油路９２内の作動油を流出させ
ることにより、スロットル圧Ｐｔｈに応じて高くなるロ
ックアツプクラッチ油圧Ｐｃｌを発生させる。Returning to FIG. 1, the hydraulic oil discharged from the boat 150b of the first pressure regulating valve 100 is guided to the lock-up clutch pressure oil passage 92, and is guided to the lock-up clutch pressure regulating valve 310.
The lock-up clutch hydraulic pressure P is suitable for operating the lock-up clutch 36 of the fluid coupling 12.
The pressure is regulated to cL. That is, the lock-up clutch pressure regulating valve 310 has a spool valve element 312 which receives the lock-up clutch oil pressure Pct as feedback pressure and is biased in the valve opening direction, and a spool valve element 312 which is biased in the valve closing direction. , a chamber 316 to which throttle pressure Ptl is supplied, and a plunger 317 that receives hydraulic pressure in the chamber 316 and urges the spool valve element 312 in the valve closing direction. The lock-up clutch oil pressure increases in accordance with the throttle pressure Pth by operating so that the thrust based on the feedback pressure and the thrust of the spring 314 are balanced and causing the hydraulic oil in the lock-up clutch pressure oil passage 92 to flow out. Generate Pcl.
これにより、エンジンＩＯの実際の出力トルクに応じた
必要且つ充分な係合力でロックアツプクラッチ３６が係
合させられる。上記ロツタアップクラッチ圧調圧弁３１
０から流出させられた作動油は、絞り３１８および潤滑
油路９４を通してトランスミッションの各部の潤滑のた
めに送出されるとともに、戻し油路７８に還流させられ
る。As a result, the lock-up clutch 36 is engaged with a necessary and sufficient engagement force according to the actual output torque of the engine IO. The above Rotta up clutch pressure regulating valve 31
The hydraulic oil that has flown out from the 0 is sent out through the throttle 318 and the lubricating oil passage 94 to lubricate each part of the transmission, and is also returned to the return oil passage 78.
第３電磁弁３３０はそのオフ状態において絞り３３１よ
りも下流側をドレンに排圧し且つオン状態において前記
第４ライン油路３７０の第４ライン油圧Ｐｆ４と同じ圧
力の信号圧Ｐ８゜Ｌ３を発生させる。第４電磁弁３４６
はそのオフ状態において絞り３４４よりも下流側をドレ
ンに排圧し且つそのオン状態において第４ライン油圧Ｐ
ｌａと同じ圧力の信号圧Ｐ １６Ｌ４を発生させる。第
５電磁弁３９２はそのオフ状態において絞り３９４より
も下流側を排圧し且つオン状態において第４ライン油圧
Ｐ１４と同じ信号圧Ｐ、。いを発生させる。本実施例で
は、上記各信号圧Ｐ ５ｏＬ３、Ｐ ５ｏｔｎ、Ｐ ５
ｏｌｓの組み合わせにより以下のロックアツプクラッチ
の係合および急解放制御、アキュムレータの背圧制御、
Ｎレンジのライン油圧ダウン制御、高車速時のライン油
圧ダウン制御、リバースインヒビット制御など複数種類
の制御が実行されるようになっている。The third solenoid valve 330 discharges pressure downstream of the throttle 331 to the drain in its OFF state, and generates a signal pressure P8°L3 having the same pressure as the fourth line oil pressure Pf4 of the fourth line oil passage 370 in its ON state. . Fourth solenoid valve 346
In its OFF state, the pressure downstream of the throttle 344 is exhausted to the drain, and in its ON state, the fourth line hydraulic pressure P
A signal pressure P16L4 having the same pressure as la is generated. The fifth solenoid valve 392 discharges pressure downstream of the throttle 394 in its OFF state, and has the same signal pressure P as the fourth line oil pressure P14 in its ON state. cause a problem. In this embodiment, each of the signal pressures P 5oL3, P 5otn, P 5
The following lock-up clutch engagement and sudden release control, accumulator back pressure control,
Multiple types of control are executed, including line oil pressure down control in the N range, line oil pressure down control at high vehicle speeds, and reverse inhibit control.
ロックアツプクラッチ３６の係合および急解放制御に関
連するロックアツプクラッチ制御弁３２０およびロック
アツプクラッチ急解放弁４００について説明する。この
ロックアツプクラッチ制御弁３２０は、ロックアツプク
ラッチ油圧Ｐ０に調圧された油路９２内の作動油を、流
体継手１２の係合側油路３２２および解放側油路３２４
へ択一的に供給してロックアツプクラッチ３６を保合状
態または解放状態とするものであり、また、ロックアツ
プクラッチ急解放弁４００はロックアツプクラッチ３６
の解放時に流出する作動油をオイルクーラ３３９を通さ
ずにドレンさせることにより速やかにロックアツプクラ
ッチ３６を解放させるものである。The lock-up clutch control valve 320 and lock-up clutch quick release valve 400 related to engagement and quick release control of the lock-up clutch 36 will be described. The lock-up clutch control valve 320 supplies the hydraulic oil in the oil passage 92 whose pressure is regulated to the lock-up clutch oil pressure P0 to the engagement side oil passage 322 and the release side oil passage 324 of the fluid coupling 12.
The lock-up clutch quick release valve 400 selectively supplies the lock-up clutch 36 to an engaged state or a released state.
The lock-up clutch 36 is quickly released by draining the hydraulic oil that flows out when the lock-up clutch 36 is released without passing through the oil cooler 339.
ロックアツプクラッチ制御弁３２０は、２位置作動形式
のスプール弁であって、ロックアツプクラッチ３６を係
合させるとき（図のオン側：第２位置）はロックアツプ
クラッチ油圧ＰｃＬが供給されるポート３２１ｃとポー
）３２１ｄ、ポート３２１ｂとドレンポー）３２１ａ、
ポート３２１ｅとボー）３２１ｆを連通させ、ロックア
ツプクラッチ３６を解放させるとき（図のオフ側：第１
位置）はポート３２１ｃとボー）３２１ｂ、ポート３２
１ｄとポート３２１ｅ、ポート３２１ｆとドレンポート
３２１ｇを連通させるスプール弁子３２６と、スプール
弁子３２６を解放側（オフ側）へ付勢するスプリング３
２８とを備えている。スプール弁子３２６の下端面側（
非スプリング３２８側）には、第３電磁弁３３０がオン
状態のときに発生させられる信号圧Ｐ、。、３が導入さ
れる室３３２が配設されている。The lock-up clutch control valve 320 is a two-position operating type spool valve, and when the lock-up clutch 36 is engaged (on side in the figure: second position), the lock-up clutch hydraulic pressure PcL is supplied to a port 321c. port) 321d, port 321b and drain port) 321a,
When connecting the port 321e and the bow) 321f to release the lock-up clutch 36 (off side in the figure: the first
position) is port 321c and bow) 321b, port 32
1d and port 321e, port 321f and drain port 321g, and spring 3 that urges spool valve 326 toward the release side (off side).
It is equipped with 28. The lower end surface side of the spool valve 326 (
On the non-spring 328 side), a signal pressure P is generated when the third solenoid valve 330 is in the on state. , 3 is provided.
ロックアツプクラッチ急解放弁４００は、２位置作動形
弐のスプール弁であって、絞り４０１を介してクラッチ
圧油路９２と連通するポート４０２ａ、解放側油路３２
４と連通するポート４０２ｂ、ロックアツプクラッチ制
御弁３２０のポート３２１ｂと連通ずるポート４０２Ｃ
、ロックアツプクラッチ制御弁３２０のポート３２１ｆ
と連通するポート４０２ｄ、係合側油路３２２と連通す
るポート４０２ ｅ、ロックアツプクラッチ制御弁３２
０のボー）３２１ｄと連通するポート４０２ｆと、通常
時（図のオフ側：第３位置）は上記ポート４０２ｂとポ
ート４０２ｃ、ボー）４０２ｅとポー）４０２ｆを連通
させ、急解放時（図のオン側：第４位置）は上記ポート
４０２ａとポート４０２ｂ、ポート４０２ｄとポー）４
０２ｅを連通させるスプール弁子４０６と、このスプー
ル弁子４０６を急解放側位置へ向かつて付勢するスプリ
ング４０８とを備えている。上記スプール弁子４０６の
下端側の室４１０は、第４電磁弁３４６がオン状態であ
るときに発生させられる信号圧Ｐ、。、４が導かれるよ
うになっている。図に示すように、第３電磁弁３３０の
オン側およびオフ側位置とロックアツプクラッチ制御弁
３２０のオン側およびオフ側位置とは作動的に対応させ
られており、また、第４電磁弁３４６のオン側およびオ
フ側位置とロックアツプクラッチ急解放弁４００のオン
側およびオフ側位置とは作動的に対応させられている。The lock-up clutch quick release valve 400 is a two-position operating type two spool valve, and includes a port 402a communicating with the clutch pressure oil passage 92 via a throttle 401, and a release side oil passage 32.
A port 402b communicates with port 402B, and a port 402C communicates with port 321b of lock-up clutch control valve 320.
, port 321f of lock-up clutch control valve 320
port 402d communicating with the engagement side oil passage 322, port 402e communicating with the engagement side oil passage 322, lock-up clutch control valve 32
The port 402f which communicates with the 0 baud) 321d communicates with the port 402b and port 402c during normal operation (off side in the figure: 3rd position), and the port 402f communicates with the baud 402e and the port 402f during sudden release (on the figure). Side: 4th position) is the port 402a and port 402b, port 402d and port) 4
02e, and a spring 408 that biases the spool valve 406 toward the quick release side position. The chamber 410 on the lower end side of the spool valve element 406 has a signal pressure P generated when the fourth solenoid valve 346 is in the on state. , 4 are derived. As shown in the figure, the on-side and off-side positions of the third solenoid valve 330 and the on-side and off-side positions of the lock-up clutch control valve 320 are made to correspond operationally, and the fourth solenoid valve 346 The on-side and off-side positions of the lock-up clutch quick release valve 400 are operatively made to correspond to the on-side and off-side positions of the lock-up clutch quick release valve 400.
したがって、第４電磁弁３４６がオフ状態であるときに
第３電磁弁３３０がオン状態とされると、スプール弁子
３２６が図のオン側に示す位置とされてロックアツプク
ラッチ３６を係合させるための第３油路が形成されるの
で、ロックアツプクラッチ圧油路９２内の作動油がポー
ト３２１Ｃ、ポート３２１ｄ、ボー）４０２ｆ、ボート
４０２ ｅ。Therefore, when the third solenoid valve 330 is turned on while the fourth solenoid valve 346 is turned off, the spool valve 326 is placed in the on-side position shown in the figure, and the lock-up clutch 36 is engaged. Since a third oil passage is formed for the lock-up clutch pressure oil passage 92, the hydraulic oil in the lock-up clutch pressure oil passage 92 flows through the ports 321C, 321d, 402f, and 402e.
および係合側油路３２２を通って流体継手１２へ供給さ
れ、流体継手１２から流出する作動油は解放側油路３２
４、ポート４０２ｂ、ポート４０２Ｃ、ポート３２１ｂ
を経て、ポート３２１ａからドレンされる。これにより
、ロックアツプクラッチ３６が係合させられる。The hydraulic oil is supplied to the fluid coupling 12 through the engagement side oil passage 322 and flows out from the fluid coupling 12 through the release side oil passage 322.
4, Port 402b, Port 402C, Port 321b
The water is then drained from the port 321a. As a result, the lock-up clutch 36 is engaged.
反対に、第４電磁弁３４６がオフ状態であるときに第３
電磁弁３３０がオフ状態とされると、ロックアツプクラ
ッチ３６を解放させるための第１油路が形成されるので
、ロックアツプクラッチ圧油路９２内の作動油がボー）
３２１ｃ、ポート３２１ｂ、ポート４０２ｃ、ポート４
０２ ｂ、および解放側油路３２４を通って流体継手１
２へ供給され、流体継手１２から流出する作動油は係合
側油路３２２、ボート４０２ ｅ、ボート４０２ ｆ。Conversely, when the fourth solenoid valve 346 is in the OFF state, the third solenoid valve 346
When the solenoid valve 330 is turned off, the first oil passage for releasing the lock-up clutch 36 is formed, so that the hydraulic oil in the lock-up clutch pressure oil passage 92 is drained.
321c, port 321b, port 402c, port 4
02b, and the fluid coupling 1 through the release side oil passage 324.
2 and flows out from the fluid coupling 12 through the engagement side oil passage 322, the boat 402e, and the boat 402f.
ボート３２１ｄ、ポート４０２ｅ、およびオイルクーラ
３３９を経てドレンされる。これにより、第１の解放モ
ードとされてロックアツプクラッチ３６が解放させられ
る。It is drained through the boat 321d, port 402e, and oil cooler 339. As a result, the first release mode is set and the lock-up clutch 36 is released.
また、本実施例では、第３電磁弁３３０および第４電磁
弁３４６がオン状態とされると、ロックアツプクラッチ
３６を解放させるための第４油路が形成されるので、こ
の第２の解放モードでは、ロックアツプクラッチ圧油路
９２内の作動油がポート４０２ａ、ボート４０２ｂ、お
よび解放側油路３２４を通って流体継手１２へ供給され
、流体継手１２から流出する作動油は保合側油路３２２
、ボー）４０２ｅ、ボート４０２ ｄ、ポート３２１ｆ
、ボー）４０２ｅ、およびオイルクーラ３３９を経てド
レンされ、ロックアツプクラッチ３６が解放させられる
のである。これにより、たとえロックアツプクラッチ制
御弁３２０のスプール弁子３２６がオン側に固着したり
或いはロックアツプクラッチ急解放弁４００のスプール
弁子４０６がオフ側に固着して、解放を目的として前記
第１の解放モード或いは上記第２の解放モードの一方の
モードを選択しても、ロックアツプクラッチ３６が係合
状態に維持される場合には、他方のモードに切り換える
ことによりエンジンストールが防止され且つ車両の再発
進が可能となる。また、ロックアツプクラッチ制御弁３
２０のスプール弁子３２６がオフ側に固着したり或いは
ロックアツプクラッチ急解放弁４００のスプール弁子４
０６がオン側に固着して、解放を目的として前記第１の
解放モード或いは上記第２の解放モードの一方のモード
を選択してもロックアツプクラッチ３６の急解放状態に
維持される場合には、他方のモードに切り換えることに
よりオイルクーラ３３９を経て作動油をドレンさせるこ
とができ、オイルの過熱が好適に防止され得る。Furthermore, in this embodiment, when the third solenoid valve 330 and the fourth solenoid valve 346 are turned on, a fourth oil passage for releasing the lock-up clutch 36 is formed, so this second release In the mode, the hydraulic oil in the lock-up clutch pressure oil passage 92 is supplied to the fluid coupling 12 through the port 402a, the boat 402b, and the release side oil passage 324, and the hydraulic oil flowing out from the fluid coupling 12 is supplied to the engagement side oil. Road 322
, boat) 402e, boat 402 d, port 321f
, bow) 402e, and the oil cooler 339, and the lock-up clutch 36 is released. As a result, even if the spool valve element 326 of the lock-up clutch control valve 320 is stuck to the on side or the spool valve element 406 of the lock-up clutch quick release valve 400 is stuck to the off side, the first If the lock-up clutch 36 is maintained in the engaged state even if one of the release modes or the second release mode is selected, switching to the other mode prevents the engine from stalling and prevents the vehicle from stalling. will be able to restart. In addition, the lock-up clutch control valve 3
If the spool valve 326 of the lock-up clutch 20 is stuck on the off side or the spool valve 4 of the lock-up clutch quick release valve 400
06 is stuck on the on side and the lock-up clutch 36 is maintained in the suddenly released state even if one of the first release mode and the second release mode is selected for the purpose of release. By switching to the other mode, the hydraulic oil can be drained through the oil cooler 339, and overheating of the oil can be suitably prevented.
そして、上記のようなロックアツプクラッチ３６の解放
時において車両急制動の場合のように急な解放を要する
場合には、第３電磁弁３３０がオフ状態とされていると
きに第４電磁弁３４６がオン状態とされる。これにより
、ロックアツプクラッチ３６を急解放させるための第２
油路が形成されるので、ロックアツプクラッチ圧油路９
２内の作動油は専らボート４０２ａからボー）４０２ｂ
および解放側油路３２４を経て流体継手１２に流入し、
流体継手１２から流出する作動油は係合側油路３２２、
ポート４０２ｅ、ボー）４０２ｄ、ポート３２１ｆを経
てポート３２１ｇからドレンされる。これにより、流通
抵抗の大きいオイルクーラ３３９を経ないでドレンされ
るので、速やかにロックアツプクラッチ３６が解放され
る。第１５図は、上記ロックアツプクラッチ３６のモー
ドと第３電磁弁３３０および第４電磁弁３４６の作動状
態との関係を示している。When the lock-up clutch 36 is released as described above, if a sudden release is required as in the case of sudden braking of the vehicle, the fourth solenoid valve 346 is turned off while the third solenoid valve 330 is in the OFF state. is turned on. This allows the second clutch to release the lock-up clutch 36 quickly.
Since the oil passage is formed, the lock-up clutch pressure oil passage 9
The hydraulic oil in 2 is exclusively from the boat 402a to the boat 402b)
and flows into the fluid coupling 12 via the release side oil passage 324,
The hydraulic oil flowing out from the fluid coupling 12 flows through the engagement side oil passage 322,
It is drained from port 321g via port 402e, port 402d, and port 321f. As a result, the oil is drained without passing through the oil cooler 339, which has a large flow resistance, so that the lock-up clutch 36 is quickly released. FIG. 15 shows the relationship between the mode of the lock-up clutch 36 and the operating states of the third solenoid valve 330 and the fourth solenoid valve 346.
なお、保合時および解放時においてオイルクーラ３３９
を経て図示しないオイルタンクへ還流させられる作動油
は、オイルクーラ３３９の上流側に設けられたクーラ油
圧制御弁３３８によってリリーフされることにより一定
値以下に調圧されるようになっている。また、バイパス
油路３３４は、ロックアツプクラッチ３６の係合中にお
いても作動油をオイルクーラ３３９にて冷却するために
作動油の一部をオイルクーラ３３９へ導くものである。In addition, the oil cooler 339 is
The hydraulic oil that is returned to an oil tank (not shown) is relieved by a cooler oil pressure control valve 338 provided upstream of the oil cooler 339, so that the pressure is regulated below a certain value. Further, the bypass oil passage 334 guides a portion of the hydraulic oil to the oil cooler 339 in order to cool the hydraulic oil in the oil cooler 339 even while the lock-up clutch 36 is engaged.
絞り３３６および３３７は、ロックアツプクラッチ３６
の係合中にオイルクーラ３３９へ導く作動油の割合を設
定するためのものである。The throttles 336 and 337 are connected to the lock-up clutch 36.
This is for setting the proportion of hydraulic oil that is guided to the oil cooler 339 during engagement.
次に、アキュムレータの背圧制御、Ｎレンジでのライン
油圧ダウン制御、高車速時のライン油圧ダウン制御、リ
バースインヒビット制御などに関連する第１リレー弁３
８０および第２リレー弁４４０について説明する。第１
リレー弁３８０は、第２リレー弁４４０のポー）４４２
ｃと連通するポー１−３８２ａ、信号圧Ｐ３゜４．が供
給されるポート３８２ｂ、第２調圧弁１０２の室１３６
およびリバースインヒビット弁４２０と連通するポート
３８２Ｃ１およびドレンポート３８２ｄと、図のオン側
状態においてポー）３Ｂ２ａとポート３８２ｂ、ポート
３８２Ｃとドレンポート３８２ｄを連通させ、図のオフ
側状態においてポート３２８ａをドレンさせるとともに
ポート３８２ｂとポート３８２ｃを連通させるスプール
弁子３８４と、そのスプール弁子３８４をオフ側状態に
向かつて付勢するスプリング３８６とを備え、スプール
弁子３８４の非スプリング側に設けられた室３８８に信
号圧Ｐ３゜、が作用されないときにはスプール弁子３８
４がオフ側に示す位置とされて信号圧Ｐ５゜１５が第２
調圧弁１０２の室１３６およびリバースインヒビット弁
４２０の室４３５へ供給されるが、室３８日に信号圧Ｐ
、。Ｌ４が作用されたときにはスプール弁子３８４がオ
ン側に示す位置とされて信号圧Ｐ３゜４．が第２リレー
弁４４０のポート４４２Ｃへ供給される。図中において
、第１リレー弁３８０において示されているオンおよび
オフ状態は、第４電磁弁３４６のオンおよびオフ状態と
対応している。Next, the first relay valve 3 is related to accumulator back pressure control, line oil pressure down control in the N range, line oil pressure down control at high vehicle speeds, reverse inhibit control, etc.
80 and the second relay valve 440 will be explained. 1st
The relay valve 380 is connected to the port 442 of the second relay valve 440.
port 1-382a communicating with c, signal pressure P3°4. is supplied to the port 382b, the chamber 136 of the second pressure regulating valve 102
And the port 382C1 and the drain port 382d that communicate with the reverse inhibit valve 420 communicate with the port 3B2a and the port 382b in the on side state of the figure, and the port 382C and the drain port 382d, and drain the port 328a in the off side state of the figure. A chamber 388 provided on the non-spring side of the spool valve 384 includes a spool valve 384 that communicates the ports 382b and 382c, and a spring 386 that biases the spool valve 384 toward the off-side state. When the signal pressure P3° is not applied to the spool valve 38
4 is the off side position, and the signal pressure P5°15 is the second position.
It is supplied to the chamber 136 of the pressure regulating valve 102 and the chamber 435 of the reverse inhibit valve 420, but the signal pressure P
,. When L4 is applied, the spool valve 384 is set to the on side and the signal pressure P3°4. is supplied to port 442C of second relay valve 440. In the figure, the on and off states shown for the first relay valve 380 correspond to the on and off states of the fourth solenoid valve 346.
第２リレー弁４４０は、第２調圧弁１０２の室１３３と
絞り４４３を介して連通し且つ互いに常時連通している
ポー）４４２ｂおよび４４２ ｃ。The second relay valve 440 communicates with the chamber 133 of the second pressure regulating valve 102 via a throttle 443, and has ports 442b and 442c that are constantly in communication with each other.
アキュムレータ３７２および第４調圧弁１７０と連通し
ているポート４４２ｄ、 ドレンポート４４２ｅと、
図のオン側状態においてポート４４２ｄをドレンポー）
４４２ｅと連通させ、図のオフ側状態においてポー）４
４２ｄとドレンポート４４２ｅとの間を遮断するスプー
ル弁子４４４と、そのスプール弁子４４４をオフ側状態
に向かつて付勢するスプリング４４６とを備え、スプー
ル弁子４４４の非スプリング側に設けられた室４４８に
信号圧Ｐ５゜４．が作用されないときにはスプール弁子
４４４がオフ側に示す位置とされ、室４４８に信号圧Ｐ
５６１４が作用されたときにはスプール弁子４４４が
オン側に示す位置とされる。これにより、ポート４４２
ｃおよび４４２ｂを通して第２調圧弁１０２の室１３３
へ供給されている信号圧Ｐ ５ｏｔｓが、スプール弁子
４４４がオンからオフ位置へ切換えられることにより分
岐されて、アキュムレータ３７２および第４調圧弁１７
０の室１７７にも供給される。図中において、第２リレ
ー弁４４０において示されているオンおよびオフ状態は
、第３電磁弁３３０のオンおよびオフ状態と対応してい
る。A port 442d and a drain port 442e communicate with the accumulator 372 and the fourth pressure regulating valve 170,
In the on-side state shown in the figure, drain port 442d)
442e, and in the off-side state of the figure
42d and the drain port 442e, and a spring 446 that biases the spool valve 444 toward the off side state, and is provided on the non-spring side of the spool valve 444. Signal pressure P5°4. When the spool valve 444 is not operated, the spool valve 444 is in the OFF position, and the signal pressure P is applied to the chamber 448.
When 5614 is actuated, the spool valve 444 is in the on-side position. This allows port 442
The chamber 133 of the second pressure regulating valve 102 through c and 442b
The signal pressure P 5ots supplied to the accumulator 372 and the fourth pressure regulating valve 17 is branched by switching the spool valve element 444 from the on to off position.
0 chamber 177 is also supplied. In the figure, the on and off states shown for the second relay valve 440 correspond to the on and off states of the third solenoid valve 330.
次に、前進用クラッチ７２および後進用ブレーキ７０に
それぞれ設けられたアキュムレータ３４２および３４０
の背圧制御を説明する。前記第５電磁弁３９２がデユー
ティ駆動されると、絞り３９４より下流側に発生する信
号圧Ｐ５゜４．は第１６図に示すようにそのデユーティ
比Ｄｓ５に対応して油圧が変化させられる。すなわち、
絞り３９４および第５電磁弁３９２は、信号圧Ｐ５゜Ｉ
５を発生させる信号圧発生手段として機能している。こ
のように第５電磁弁３９２の駆動デユーティ比Ｄｉｓに
応じて変化させられる信号圧Ｐｇ。４．は、背圧制御の
ために第１リレー弁３８０がオン状態とされ且つ第２リ
レー弁４４０がオフ状態とされると、油路３４８を介し
てアキュムレータ３７２および第４調圧弁１７０へ供給
される。Next, accumulators 342 and 340 are provided in the forward clutch 72 and the reverse brake 70, respectively.
Explain the back pressure control. When the fifth solenoid valve 392 is driven on duty, a signal pressure P5.4. As shown in FIG. 16, the oil pressure is changed corresponding to the duty ratio Ds5. That is,
The throttle 394 and the fifth electromagnetic valve 392 have a signal pressure P5°I.
It functions as a signal pressure generating means for generating 5. In this way, the signal pressure Pg is changed according to the drive duty ratio Dis of the fifth solenoid valve 392. 4. is supplied to the accumulator 372 and the fourth pressure regulating valve 170 via the oil passage 348 when the first relay valve 380 is turned on and the second relay valve 440 is turned off for back pressure control. .
ここで、アキュムレータ３４０．３４２の背圧制御は、
Ｎ−＋Ｄシフト或いはＮ−＋Ｒシフト時のシフトショッ
ク（係合ショック）を軽減するために行うもので、クラ
ッチ係合時に油圧シリンダ内油圧の上昇を所定時間抑制
してショックを緩和する。Here, the back pressure control of the accumulators 340 and 342 is as follows:
This is done to reduce the shift shock (engagement shock) during N-+D shift or N-+R shift, and suppresses the increase in the oil pressure in the hydraulic cylinder for a predetermined period of time when the clutch is engaged, thereby alleviating the shock.
そこで前進用クラッチ７２用のアキュムレータ３４２の
背圧ポート３６６および後進用ブレーキ７０用のアキュ
ムレータ３４０の背圧ボート３６８に供給されている第
４ライン油圧Ｐｆｆｉ、を第４調圧弁１７０によりを変
化させ、アキュムレータ３４２．３４０による緩和作用
を制御する。Therefore, the fourth line oil pressure Pffi, which is supplied to the back pressure port 366 of the accumulator 342 for the forward clutch 72 and the back pressure boat 368 of the accumulator 340 for the reverse brake 70, is changed by the fourth pressure regulating valve 170. Control the relaxation effect by accumulators 342, 340.
上記第４調圧弁１７０では、第４ライン油圧Ｐ２４が信
号圧Ｐ５゜３．に対応した圧に調圧される。In the fourth pressure regulating valve 170, the fourth line oil pressure P24 is equal to the signal pressure P5°3. The pressure is regulated to correspond to the pressure.
すなわち、Ｎ−＋ＤシフトおよびＮ−＋Ｒシフト時にお
いて第１リレー弁３８０および第２リレー弁４４０を通
して信号圧Ｐ ５ｏｔｓが第４調圧弁１７０の室１７７
へ供給されている間は、第１７図に示すように、第４ラ
イン油圧Ｐｆ、は第５電磁弁３９２のデユーティ比Ｄｓ
Ｓに対応した値に制御されるので、シフトショック（係
合ショック）を軽減するために適した背圧を発生させる
ように第５電磁弁３９２がデユーティ駆動される。また
、前進用クラッチ７２内の油圧が第３ライン油圧Ｐｊ２
３まで上昇することにより、第４調圧弁１７０へ供給さ
れている信号圧Ｐ ５ｏｔｓが第２リレー弁４４０によ
り遮断されて室１７７内が大気に解放されると、第４ラ
イン油圧Ｐｆ、は、スプリング１７２の開弁方向の付勢
力に対応して比較的低い４ｋｇ／ｃｍ”程度の一定の圧
力に制御される。この一定の圧力に調圧された第４ライ
ン油圧ＰＩ２４は、専ら変速方向切換弁２６２および流
量制御弁２６４の駆動油圧（パイロット油圧）として利
用される。したがって、本実施例では、上記第４調圧弁
１７０が変速方向切換弁２６２および流量制御弁２６４
を駆動するための弁駆動油圧を発生させる弁駆動油圧発
生装置として機能している。なお、油路３４８に設けら
れたアキュムレータ３７２は、第５電磁弁３９２のデユ
ーティ駆動周波数に関連した信号圧Ｐ５゜４．の脈動を
吸収させるためのものである。That is, during the N-+D shift and the N-+R shift, the signal pressure P 5ots is applied to the chamber 177 of the fourth pressure regulating valve 170 through the first relay valve 380 and the second relay valve 440.
As shown in FIG. 17, while the fourth line oil pressure Pf is being supplied to
Since the fifth solenoid valve 392 is controlled to a value corresponding to S, the fifth electromagnetic valve 392 is driven on duty to generate back pressure suitable for reducing shift shock (engagement shock). Further, the oil pressure in the forward clutch 72 is equal to the third line oil pressure Pj2.
3, the signal pressure P5ots supplied to the fourth pressure regulating valve 170 is shut off by the second relay valve 440, and the inside of the chamber 177 is released to the atmosphere. It is controlled to a relatively low constant pressure of about 4 kg/cm'' in response to the biasing force of the spring 172 in the valve opening direction.The fourth line hydraulic pressure PI24 regulated to this constant pressure is used exclusively for shifting direction switching. It is used as the driving oil pressure (pilot oil pressure) for the valve 262 and the flow rate control valve 264. Therefore, in this embodiment, the fourth pressure regulating valve 170 is used as the drive oil pressure (pilot oil pressure) for the shift direction switching valve 262 and the flow rate control valve 264.
It functions as a valve drive oil pressure generator that generates valve drive oil pressure to drive the valve. Note that the accumulator 372 provided in the oil passage 348 receives a signal pressure P5°4. related to the duty drive frequency of the fifth solenoid valve 392. This is to absorb the pulsations of the
次に、第２ライン油圧Ｐ１２の低下制御に関連した部分
を説明する。低圧側油圧シリンダ内の遠心油圧により伝
動ベルト４４に過負荷が加えられることを防止するため
に、高車速状態において第４電磁弁３４６および第１リ
レー弁３８０がオフ状態とされ且つ第５電磁弁３９２が
オン状態とされると、第３電磁弁３３０および第２リレ
ー弁４４０の作動状態に関わらず、ＣＶＴ１４の出力軸
３８が高速回転時において主として二次側油圧シリンダ
５６へ供給する第２ライン油圧ｐＨｚが低下させられる
。すなわち、第１リレー弁３８０のポート３８２ｂおよ
び３８２Ｃを通して信号圧Ｐ、。１゜（＝ Ｐ ｆ ４
）が第２調圧弁１０２の室１３６へ供給されると、次式
（３）に従って第２ライン油圧Ｐｌｚが調圧され、第１
８図の一点鎖線に示すように、実線に示される通常の第
２ライン油圧に比較して低くされる。これにより、二次
側油圧シリンダ５６内の遠心油圧の影響が解消されて伝
動ベルト４４の耐久性が高められる。このような第２ラ
イン油圧Ｐｊ２２の低下制御は、後述のリバース禁止制
御や、シフトレバ−２５２がＮレンジへ操作されたとき
においても実行される。なお、第４電磁弁３４６がオン
状態とされるか或いは第５電磁弁３９２がオフ状態とさ
れれば、第２ライン油圧Ｐ１２は前記（１）式に従って
通常通り制御される。Next, a description will be given of a portion related to the control to lower the second line oil pressure P12. In order to prevent overload from being applied to the transmission belt 44 due to the centrifugal hydraulic pressure in the low-pressure side hydraulic cylinder, the fourth solenoid valve 346 and the first relay valve 380 are turned off and the fifth solenoid valve is turned off in a high vehicle speed state. 392 is turned on, regardless of the operating states of the third solenoid valve 330 and the second relay valve 440, when the output shaft 38 of the CVT 14 rotates at high speed, the second line mainly supplies the secondary hydraulic cylinder 56. Hydraulic pH is reduced. That is, signal pressure P, through ports 382b and 382C of first relay valve 380. 1゜(=P f 4
) is supplied to the chamber 136 of the second pressure regulating valve 102, the second line oil pressure Plz is regulated according to the following equation (3), and the first
As shown by the dashed line in FIG. 8, the oil pressure is lowered compared to the normal second line oil pressure shown by the solid line. As a result, the influence of centrifugal oil pressure within the secondary hydraulic cylinder 56 is eliminated, and the durability of the transmission belt 44 is increased. Such a control to lower the second line oil pressure Pj22 is also executed during reverse prohibition control, which will be described later, or when the shift lever 252 is operated to the N range. Note that if the fourth solenoid valve 346 is turned on or the fifth solenoid valve 392 is turned off, the second line oil pressure P12 is normally controlled according to equation (1).
Ｐｊ２２＝ （Ａ４・Ｐｔｂ＋（Ａｓ Ａ＜）・
Ｐｓｏｔｓ＋ＷＡ１Ｐ−（Ａｚ Ａ＋）・Ｐ、。ｔｓ
）／ （Ａ３ Ａｔ）・ ・（３）
前進走行中においてリバースを禁止するために設けられ
たリバースインヒビット弁４２０は、マニュアルバルブ
２５０がＲレンジにあるときにその出力ポート２５６か
ら第３ライン油圧Ｐ１３が供給されるボー）４２２ａお
よび４２２ ｂ、後進用ブレーキ７０の油圧シリンダと
油路４２３を介して連通するボート４２２ｃ、およびド
レンボート４２２ｄと、移動ストロークの上端である第
１位置（非阻止位置）と下端である第２位置（阻止位置
）との間で摺動可能に配設されたスプール弁子４２４と
、このスプール弁子４２４を第１位置に向かって開弁方
向に付勢するスプリング４２６と、上記スプール弁子４
２４の下端に当接し且つそれよりも小径のプランジャ４
２８とを備えている。上記スプール弁子４２４にはその
上端部から小径の第１ランド４３０、それより大径の第
２ランド４３２、およびそれと同径の第３ランド４３４
が形成されており、上記第１ランド４３０の端面側に設
けられた室４３５にはオフ状態の第１リレー弁３８０を
通して信号圧Ｐ、。４．が供給されるようになっている
。上記第１ランド４３０と第２ランド４３２との間の室
４３６と、第２ランド４３２と第３ランド４３４との間
の室４３７には、Ｒレンジに操作されたときだけマニュ
アルバルブ２５０から第３ライン油圧Ｐｌ、が作用され
るようになっている一方、上記スプール弁子４２４とプ
ランジャ４２８との間の室４３８には後進用ブレーキ７
０内の油圧が作用されるとともに上記プランジャ４２８
の端面に設けられた室４３９には第３ライン油圧Ｐｌ、
が常時供給されている。なお、このプランジャ４２８の
第３ライン油圧ＰＮ。Pj22= (A4・Ptb+(As A<)・
Psots+WA1P-(Az A+)・P,. ts
)/ (A3 At)... (3) The reverse inhibit valve 420, which is provided to prohibit reverse during forward travel, outputs the third line hydraulic pressure P13 from its output port 256 when the manual valve 250 is in the R range. 422a and 422b to which water is supplied, a boat 422c that communicates with the hydraulic cylinder of the reverse brake 70 via an oil passage 423, and a drain boat 422d, and a first position (non-blocking position) that is the upper end of the movement stroke. A spool valve element 424 is slidably disposed between the lower end and a second position (blocking position), and a spring 426 biases the spool valve element 424 in the valve opening direction toward the first position. And the above spool valve 4
Plunger 4 that abuts the lower end of 24 and has a smaller diameter than that.
It is equipped with 28. The spool valve element 424 has, from its upper end, a first land 430 with a small diameter, a second land 432 with a larger diameter, and a third land 434 with the same diameter.
A signal pressure P, is applied to the chamber 435 provided on the end surface side of the first land 430 through the first relay valve 380 in the OFF state. 4. is being supplied. A chamber 436 between the first land 430 and the second land 432 and a chamber 437 between the second land 432 and the third land 434 are provided with a third valve from the manual valve 250 only when the R range is operated. A line hydraulic pressure Pl is applied, while a reverse brake 7 is applied to a chamber 438 between the spool valve element 424 and the plunger 428.
0 is applied and the plunger 428
In the chamber 439 provided on the end face of the third line hydraulic pressure Pl,
is constantly supplied. Note that the third line oil pressure PN of this plunger 428.
が作用する受圧面積は、前記スプール弁子４２４の第１
ランド４３０および第２ランド４３２が室４３６内の油
圧を受ける受圧面積差と路間等とされている。The pressure-receiving area on which the spool valve 424 acts is
The land 430 and the second land 432 are used as a pressure receiving area difference and a road between which the land 430 and the second land 432 receive the hydraulic pressure in the chamber 436.
このように構成された上記リバースインヒビット弁４２
０は、スプリング４２６の付勢力、後進用ブレーキ７０
内の油圧および第３ライン油圧Ｐ１３に基づく開弁方向
の推力よりも信号圧Ｐ８゜１５および第３ライン油圧Ｐ
１３に基づく閉弁方向の推力が上まわると、スプール弁
子４２４がスプリング４２６の付勢力に抗して移動させ
られてボー１−４２２ｂとポー）４２２ｃとの間が遮断
されてポート４２２ｃとドレンポート４２２ｄとの間が
連通させられるので、後進ブレーキ７０がドレンへ解放
され、前後進切換装置１６の後進ギヤ段の成立が阻止さ
れる。すなわち、第４電磁弁３４６がオフ状態であると
きに第５電磁弁３９２がオン状態とされて信号圧Ｐ、。The reverse inhibit valve 42 configured in this way
0 is the biasing force of the spring 426, the reverse brake 70
Signal pressure P8゜15 and third line hydraulic pressure P13
When the thrust in the valve closing direction based on 1-13 exceeds, the spool valve element 424 is moved against the biasing force of the spring 426, and the connection between the port 1-422b and the port 422c is cut off, and the connection between the port 422c and the drain port 422c is interrupted. Since the port 422d is communicated, the reverse brake 70 is released to the drain, and establishment of the reverse gear of the forward/reverse switching device 16 is prevented. That is, when the fourth solenoid valve 346 is in the off state, the fifth solenoid valve 392 is in the on state and the signal pressure P.
いが発生させられると、シフトレバ−２５２がＲレンジ
へ操作されていることを条件として前後進切換装置１６
の後進ギヤ段の成立が阻止されるのである。しかし、上
記リバースインヒビット弁４２０は、上記第４電磁弁３
４６がオン状態とされること、第５電磁弁３９２がオフ
状態とされること、シフトレバ−２５２がＲレンジ以外
のレンジへ操作されることのいずれか１つが行われると
、スプール弁子４４４がスプリング４２６の付勢力に従
って移動させられて後進ブレーキ７０がマニアルバルブ
２５０のポート２５６と連通させられる。したがって、
後述の電子制御装置４６０によって第４電磁弁３４６が
オフ状態且つ第５電磁弁３９２がオン状態とされている
状態でシフトレバ−２５２がＤレンジからＮレンジを通
り越してＲレンジへ誤操作された場合には、後進用ブレ
ーキ７０の保合が阻止されて前後進切換装置１６がニュ
ートラル状態に維持される。When the shift lever 252 is operated to the R range, the forward/reverse switching device 16 is activated.
This prevents the reverse gear stage from being established. However, the reverse inhibit valve 420 is
46 is turned on, the fifth solenoid valve 392 is turned off, or the shift lever 252 is operated to a range other than the R range, the spool valve 444 is turned on. The reverse brake 70 is moved according to the biasing force of the spring 426 to communicate with the port 256 of the manual valve 250. therefore,
When the shift lever 252 is erroneously operated from the D range past the N range to the R range while the fourth solenoid valve 346 is turned off and the fifth solenoid valve 392 is turned on by the electronic control device 460 (described later). In this case, the reverse brake 70 is prevented from being engaged, and the forward/reverse switching device 16 is maintained in the neutral state.
第１リレー弁３８０がオフ状態、すなわち第４電磁弁３
４６がオフ状態であるときには、信号圧Ｐ ５ｏｔｓが
第１リレー弁３８０を通して第２調圧弁１０２の室１３
６へ供給されるので、第２ライン油圧Ｐｉｔが信号圧Ｐ
１ｏＬＳに応じて所定圧低下させられる。これにより
、Ｎレンジでは、伝動ベルト４４に対する挟圧力がすべ
りを発生しない範囲で可及的に低くされ、ベルトの騒音
レベルが低下させられるのに加えて、伝動ベルト４４の
耐久性が高められる。The first relay valve 380 is in the off state, that is, the fourth solenoid valve 3
46 is in the off state, the signal pressure P 5ots is applied to the chamber 13 of the second pressure regulating valve 102 through the first relay valve 380.
6, the second line oil pressure Pit is the signal pressure P
The predetermined pressure is lowered in accordance with 1oLS. As a result, in the N range, the clamping force on the transmission belt 44 is made as low as possible within a range that does not cause slippage, and in addition to reducing the noise level of the belt, the durability of the transmission belt 44 is increased.
また、第１リレー弁３８０すなわち第４電磁弁３４６が
オン状態であり且つ第２リレー弁４４０すなわち第３電
磁弁３３０がオン状態である場合には、信号圧Ｐ、。４
．が第１リレー弁３８０および第２リレー弁４４０を通
して第２調圧弁１０２の室１３３へ供給されるので、第
２ライン油圧Ｐｆｚが信号圧Ｐ３゜４．に応じて所定圧
扁められる。これにより、急制動時などの急減速変速時
、シフトレバ−２５２のＤレンジからＬレンジへの操作
による急減速変速時、シフトレバ−２５２のＮレンジか
らＤまたはＲレンジへの操作によるアキュムレータ背圧
制御時において、第２ライン油圧Ｐｆｆｉｚが高められ
る。したがって、上記のようなＣＶＴ１４の伝動ベルト
４４の滑りが発生するおそれがある状態においては、伝
動ベルト４４の張力（伝動ベルト４４に対する挟圧力）
が−時的に高められてトルク伝達容量が大きくされる。Further, when the first relay valve 380, that is, the fourth solenoid valve 346 is in the on state, and the second relay valve 440, that is, the third solenoid valve 330 is in the on state, the signal pressure P. 4
．． is supplied to the chamber 133 of the second pressure regulating valve 102 through the first relay valve 380 and the second relay valve 440, so the second line oil pressure Pfz becomes the signal pressure P3°4. A predetermined pressure is applied according to the As a result, accumulator back pressure can be controlled during sudden deceleration changes such as during sudden braking, when sudden deceleration changes are made by operating the shift lever 252 from the D range to the L range, and when the shift lever 252 is operated from the N range to the D or R range. At times, the second line oil pressure Pffiz is increased. Therefore, in a state where the transmission belt 44 of the CVT 14 is likely to slip as described above, the tension of the transmission belt 44 (the clamping force on the transmission belt 44)
is increased over time to increase the torque transmission capacity.
第１９図は、上述の第３電磁弁３３０、第４電磁弁３４
６、第５電磁弁３９２の作動の組み合わせとそれによっ
て得られる作動モードとをそれぞれ示している。FIG. 19 shows the third solenoid valve 330 and the fourth solenoid valve 34 described above.
6. Combinations of operations of the fifth solenoid valve 392 and the resulting operation modes are shown, respectively.
第２図において、電子制御装置４６０は、第１図の油圧
制御回路における第１電磁弁２６６、第２電磁弁２６８
、第３電磁弁３３０１第４電磁弁３４６、第５電磁弁３
９２を選択的に駆動することにより、ＣＶＴ１４の速度
比ｅ、流体継手１２のロックアツプクラッチ３６の保合
状態、第２ライン油圧Ｐ１２の上昇あるいは低下制御な
どを制御する。電子制御装置４６０は、ＣＰＵＳＲＡＭ
、ＲＯＭ等から成る所謂マイクロコンピュータを備えて
おり、それには、駆動輪２４の回転速度を検出する車速
センサ４６２、ＣＶＴ１４の入力軸３０および出力軸３
８の回転速度をそれぞれ検出する入力軸回転センサ４６
４および出力軸回転センサ４６６、エンジン１０の吸気
配管に設けられたスロットル弁の開度を検出するスロッ
トル弁開度センサ４６８、シフトレバ−２５２の操作位
置を検出するための操作位置センサ４７０、ブレーキペ
ダルの操作を検出するためのブレーキスイッチ４７２、
エンジン１０の回転速度Ｎ、を検出するためのエンジン
回転センサ４７４から、車速■を表す信号、入力軸回転
速度Ｎ ｉ ｎを表す信号、出力軸回転速度Ｎ。ｕｔを
表す信号、スロットル弁開度θいを表す信号、シフレレ
バー２５２の操作位置Ｐ５を表す信号、ブレーキ操作を
表す信号、エンジン回転速度Ｎ８を表す信号がそれぞれ
供給される。電子制御装置４６０内のＣＰＵはＲＡＭの
一時記憶機能を利用しつつＲＯＭに予め記憶されたプロ
グラムに従って入力信号を処理し、前記第１電磁弁２６
６、第２電磁弁２６８、第３電磁弁３３０、第４電磁弁
３４６、第５電磁弁３９２を駆動するための信号を出力
する。In FIG. 2, an electronic control device 460 includes a first solenoid valve 266 and a second solenoid valve 268 in the hydraulic control circuit of FIG.
, third solenoid valve 3301, fourth solenoid valve 346, fifth solenoid valve 3
By selectively driving 92, the speed ratio e of the CVT 14, the engaged state of the lock-up clutch 36 of the fluid coupling 12, the increase or decrease control of the second line oil pressure P12, etc. are controlled. The electronic control unit 460 is a CPU RAM
, ROM, etc., and includes a vehicle speed sensor 462 that detects the rotational speed of the drive wheels 24, an input shaft 30 and an output shaft 3 of the CVT 14,
Input shaft rotation sensor 46 that detects the rotation speed of 8.
4 and an output shaft rotation sensor 466, a throttle valve opening sensor 468 that detects the opening of a throttle valve provided in the intake pipe of the engine 10, an operating position sensor 470 that detects the operating position of the shift lever 252, and a brake pedal. a brake switch 472 for detecting the operation of
From the engine rotation sensor 474 for detecting the rotation speed N of the engine 10, a signal representing the vehicle speed ■, a signal representing the input shaft rotation speed N in , and an output shaft rotation speed N are received. A signal representing ut, a signal representing the throttle valve opening θ, a signal representing the operation position P5 of the shift lever 252, a signal representing the brake operation, and a signal representing the engine rotation speed N8 are supplied, respectively. The CPU in the electronic control unit 460 processes the input signal according to a program stored in advance in the ROM while utilizing the temporary storage function of the RAM, and processes the input signal in accordance with a program stored in advance in the ROM.
6. Output a signal for driving the second solenoid valve 268, the third solenoid valve 330, the fourth solenoid valve 346, and the fifth solenoid valve 392.
電子制御装置４６０においては、電源投入時において初
期化が実行され、その後図示しないメインルーチンが実
行されることにより、各センサからの入力信号等が読み
込まれる一方、その読み込まれた信号に基づいて入力軸
３０の回転速度Ｎい、出力軸３８の回転速度Ｎ。ｕｔ、
ＣＶＴ１４の速度比ｅ、車速■等が算出され、且つ入力
信号条件に従って、ロックア・ンブクラ・フチ３６の口
・ンクア・ンブクラッチ係合制御および急解放制御、Ｃ
ＶＴＩ４の変速制御、アキュムレータ背圧制御、リバー
ス禁止制御、第２ライン圧低下制御、第２ライン圧上昇
制御などが順次あるいは選択的に実行される。In the electronic control unit 460, initialization is executed when the power is turned on, and then a main routine (not shown) is executed to read input signals from each sensor, and input signals based on the read signals. The rotational speed of the shaft 30 is N, and the rotational speed of the output shaft 38 is N. ut,
The speed ratio e of the CVT 14, the vehicle speed ■, etc. are calculated, and according to the input signal conditions, the clutch engagement control and sudden release control, C
Shift control of the VTI 4, accumulator back pressure control, reverse prohibition control, second line pressure reduction control, second line pressure increase control, etc. are executed sequentially or selectively.
上記ＣＶＴ１４の変速制御では、たとえば第２０図に示
すフローチャートにしたがって制御される。ステップＳ
１においては、各センサからの入力信号等が読み込まれ
るとともに、その読み込まれた信号に基づいて車速Ｖ、
入力軸３０の回転速度Ｎ ｉ ｎ、出力軸３８の回転速
度Ｎ。ｔ、スロットル弁開度θい、シフト操作位ＩＰ、
、エンジン回転速度Ｎ、が算出される。ステップＳ２
においては、予め求められた関係（Ｎｉ、’ ＝ ｆ
（θい、Ｖ。The speed change control of the CVT 14 is performed, for example, according to the flowchart shown in FIG. Step S
1, input signals etc. from each sensor are read, and based on the read signals, the vehicle speed V,
The rotational speed N in of the input shaft 30 and the rotational speed N of the output shaft 38. t, throttle valve opening θ, shift operation position IP,
, engine rotational speed N, are calculated. Step S2
, the predetermined relationship (Ni,' = f
(θi, V.
Ｐ、）〕から上記シフト操作位ＷＰ、 、スロットル弁
開度θい、および車速■に基づいて入力軸３０の目標回
転速度Ｎ ｉ ｎ ”が決定される。この関係は、たと
えばスロットル弁開度θいが表す要求出力をエンジン１
０の最小燃費率曲線上で発生させるためにり、Ｓ、Ｌレ
ンジ毎に予め複数組み決定されており、関数式またはデ
ータマツプの形態にてＲＯＭ内に予め記憶されている。P, )], the target rotational speed N in of the input shaft 30 is determined based on the shift operation position WP, the throttle valve opening θ, and the vehicle speed ■.This relationship is based on, for example, the throttle valve opening The required output represented by θ is the engine 1
In order to generate the fuel efficiency on the minimum fuel consumption rate curve of 0, a plurality of sets are determined in advance for each of the S and L ranges, and are stored in the ROM in the form of a functional formula or data map.
シフト操作位置がＳまたはＬレンジである場合は、−層
スポーティな走行またはエンジンブレーキ作用を高める
ことが求められた状態であるから、それらＳまたはＬレ
ンジにおいて選択される関係では、Ｄレンジにおける走
行よりも一層減速側となるように目標回転速度Ｎ、−が
高めに設定されている。なお、走行用のシフト操作位置
はり、Ｓ、Ｌレンジの３位置に限らず、必要に応じて任
意に設定され得るものである。When the shift operation position is in the S or L range, it is a state where sporty driving or enhanced engine braking action is required, so in the relationship selected in the S or L range, driving in the D range is The target rotational speed N,- is set higher so as to be on the deceleration side. Note that the shift operation position for driving is not limited to the three positions of the S range, the S range, and the L range, but can be set arbitrarily as necessary.
続くステップＳ３では、ＣＶＴ１４の人力軸３０の実際
の回転速度Ｎ ｉ ｎと目標回転速度Ｎ ｉ ｎ と
の間の制御偏差ΔＮ、、（＝Ｎ、、”−Ｎ、、）が決定
される。そして、ステップＳ４では、上記ステップＳ３
にて求められた制御偏差ΔＮ ｉ ｎの大きさに基づい
て第１０図に示す複数種類の変速モードの何れかが選択
される。この選択方法は、たとえば、第１０図に示す複
数種類の変速モードに対応した斜線領域のうち、制御偏
差ΔＮ ｉ ｎが含まれる領域に対応した変速モードが
選択される。第１０図の複数種類の斜線領域のうち、互
いに隣接する領域間にはオーバラップ部が設けられてい
るが、これは隣接する変速モードが交互に繰り返されて
制御が不安定になることを防止するためのものである。In the subsequent step S3, the control deviation ΔN, , (=N, , "-N, ,) between the actual rotational speed N in and the target rotational speed N in of the human power shaft 30 of the CVT 14 is determined. Then, in step S4, the above step S3
One of the plurality of speed change modes shown in FIG. 10 is selected based on the magnitude of the control deviation ΔN i determined in . In this selection method, for example, the shift mode corresponding to the region including the control deviation ΔN i is selected from among the hatched regions corresponding to a plurality of types of shift modes shown in FIG. Among the multiple types of hatched areas in Fig. 10, overlapping areas are provided between adjacent areas, but this prevents the control from becoming unstable due to alternating repetition of adjacent shift modes. It is for the purpose of
制御偏差ΔＮ ｉ ｎがオーバラップ部内の値をとる場
合には、現在の変速モードに近いシフト状態が選択され
る。たとえば、当初の制御偏差ΔＮ ｉｎが２５０ｒｐ
ｍで変速モード（ロ）が選択されている場合において、
制御偏差ΔＮ ｉ ｎが１４Ｏｒｐｍに低下して変速モ
ード（ロ）と変速モード（ハ）とのオーバラップ部内に
含まれた場合には、変速モード（ロ）が選択される。ま
た、変速モード（ハ）が選択されている状態から制御偏
差ΔＮ、。が変速モード（ロ）と変速モード（ハ）との
オーバラップ部内に含まれた場合には、変速モード（ハ
）が選択されるのである。When the control deviation ΔN i n takes a value within the overlap region, a shift state close to the current shift mode is selected. For example, the initial control deviation ΔN in is 250 rpm.
When shift mode (b) is selected in m,
When the control deviation ΔN in decreases to 14 Orpm and falls within the overlap between the shift mode (b) and the shift mode (c), the shift mode (b) is selected. Also, the control deviation ΔN from the state where the shift mode (c) is selected. If the shift mode (b) and the shift mode (c) are included in the overlap region, the shift mode (c) is selected.
そして、ステップＳ５において変速モード（ロ）が選択
されたか否かが判断されるとともに、ステップＳ６にお
いて変速モード（ホ）が選択されたか否かが判断される
。ステップＳ４において変速モード（ロ）が選択されて
いる場合には上記ステップＳ５の判断が肯定されるので
、ステップＳ７において、第２電磁弁２６８のデユーテ
ィ比Ｄｓ２（％）が次式（４）に従って算出される。ス
テップＳ４において変速モード（ホ）が選択されている
場合には上記ステップＳ６の判断が肯定されるので、ス
テップＳ８において第２電磁弁２６８のデユーティ比Ｄ
ｓ２が次式（５）に従って算出される。Then, in step S5, it is determined whether or not the shift mode (B) has been selected, and in step S6, it is determined whether or not the shift mode (E) has been selected. If the shift mode (b) is selected in step S4, the determination in step S5 is affirmative, so in step S7, the duty ratio Ds2 (%) of the second solenoid valve 268 is determined according to the following equation (4). Calculated. If the shift mode (E) is selected in step S4, the determination in step S6 is affirmative, so in step S8 the duty ratio D of the second electromagnetic valve 268 is
s2 is calculated according to the following equation (5).
Ｄ、、＝に、・ΔＮ ｉ ｎ ・ ・ ・（４）Ｄ
、、＝−に、−ΔＮｉ、１・・・（５）但し、Ｋ、 、
Ｋ、 は定数である。D, , = ・ΔN i n ・ ・ (4) D
, , =-, -ΔNi, 1... (5) However, K, ,
K, is a constant.
ここで、第２電磁弁２６８のデユーティ比り、２の決定
に際して、２種類の式（４）および（５）が用いられる
理由は、流量制御弁２６４の流量特性が減速方向と増速
方向とにおいて異なるためである。Here, the reason why two types of equations (4) and (5) are used when determining the duty ratio 2 of the second solenoid valve 268 is that the flow rate characteristics of the flow rate control valve 264 are different in the deceleration direction and the speed increase direction. This is because they differ in terms of
第１電磁弁２６６および第２電磁弁２６８は、後述のス
テップＳ１２において、上記のようにして決定されたデ
ユーティ比Ｄｉ２或いは前記ステップＳ４において決定
されたオン或いはオフ状態にてそれぞれ駆動される。第
２電磁弁２６８のデユーティ駆動は、たとえば一定の時
間（周期）Ｔ。The first solenoid valve 266 and the second solenoid valve 268 are each driven in step S12, which will be described later, at the duty ratio Di2 determined as described above or in the on or off state determined in step S4. The duty drive of the second solenoid valve 268 is, for example, for a certain period (cycle) T.
の内、ＴＤ −Ｄ、□／１００時間がオン状態とされ、
Ｔｎ ・（Ｌ Ｄ−２／ １００ ）時間がオフ状
態とされるように周期的に実行される。ここで、前記（
４）式および（５）式により決定されるデユーティ比Ｄ
ｓ２は、制御偏差ΔＮ ｉ ｎの大きさに比例して流量
を大きくするものであり、これにより制御偏差ΔＮ ｉ
ｎが解消される方向に流量が制御されるので、ステッ
プＳ７またはＳ８により決定されたデユーティ比Ｄ ｓ
２により流量制御弁２６４の駆動が実施（ステップ５１
２）されることにより、目標回転速度Ｎ ｉ ｎ と
実際の回転速度Ｎ ｉ ｎとを一致させるフィードバッ
ク制御が実行されるのである。Among them, TD-D, □/100 hours are in the on state,
It is executed periodically so that the off state is maintained for Tn·(LD-2/100) time. Here, the above (
Duty ratio D determined by equations (4) and (5)
s2 increases the flow rate in proportion to the size of the control deviation ΔN i
Since the flow rate is controlled in the direction in which n is eliminated, the duty ratio D s determined in step S7 or S8
2, the flow rate control valve 264 is driven (step 51
2), thereby performing feedback control to match the target rotational speed N i n with the actual rotational speed N i n .
ステップＳ９では、第３電磁弁３３０および第４電磁弁
３４６により実行される各制御、すなわちロックアツプ
クラッチの係合解放制御、ロックアツプクラッチの危、
解放制御、アキュムレータ背圧制御、リバース禁止制御
、第２ライン油圧低下制御のうちのいずれの制御モード
を実行するかを決定するための制御モード決定ルーチン
が実行される。この制御モード決定ルーチンは図示され
ていないが、予め定められた条件が成立したか否かにし
たがって制御モードを決定する。In step S9, each control executed by the third solenoid valve 330 and the fourth solenoid valve 346, that is, lock-up clutch engagement/release control, lock-up clutch danger control,
A control mode determination routine is executed to determine which control mode to execute among release control, accumulator back pressure control, reverse prohibition control, and second line oil pressure reduction control. Although this control mode determination routine is not shown, the control mode is determined depending on whether predetermined conditions are satisfied.
たとえば、シフトレバ−２５２がＮレンジへ操作された
ときには、第１９図のＢモードとなるように第３電磁弁
３３０および第４電磁弁３４６をオフ状態と決定し、さ
らに第５電磁弁３９２をオン状態と決定する。これによ
り、Ｎレンジでの伝動ベルト４４の騒音を防止し且つ耐
久性を高めるために第２ライン油圧Ｐ１２が所定値だけ
低下させられる。車速Ｖがたとえば７乃至１０ｋｍ／ｈ
程度の予め定められた値以上の前進走行中と判断される
場合は、Ｒレンジへ操作されても上記第３電磁弁３３０
、第４電磁弁３４６、第５電磁弁３９２の作動と同じ状
態が維持される。このため、リバースインヒビット弁４
２０の室４３５に信号圧Ｐ ５ｏｔｓが供給され続ける
ので、シフトレバ−２５２が誤ってＲレンジへ操作され
ると、マニュアルバルブ２５０のボート２５６からリバ
ースインヒビット弁４２０の室４３６へ第３ライン油圧
Ｐｌ。For example, when the shift lever 252 is operated to the N range, the third solenoid valve 330 and the fourth solenoid valve 346 are determined to be in the OFF state so as to be in the B mode of FIG. 19, and the fifth solenoid valve 392 is further turned on. state and decide. As a result, the second line oil pressure P12 is lowered by a predetermined value in order to prevent noise from the transmission belt 44 in the N range and increase durability. Vehicle speed V is, for example, 7 to 10 km/h
If it is determined that the vehicle is traveling forward by a predetermined value or more, the third solenoid valve 330
, the fourth solenoid valve 346, and the fifth solenoid valve 392 remain in the same operating state. For this reason, the reverse inhibit valve 4
Since the signal pressure P 5ots continues to be supplied to the chamber 435 of the reverse inhibit valve 420, if the shift lever 252 is mistakenly operated to the R range, the third line oil pressure Pl is transferred from the boat 256 of the manual valve 250 to the chamber 436 of the reverse inhibit valve 420.
が供給されてリバースインヒビット弁４２０が阻止位置
へ作動させられて後進ギヤ段の成立が阻止される。is supplied, the reverse inhibit valve 420 is operated to the blocking position, and establishment of the reverse gear is prevented.
また、車両のスロットル開度θおよび車速Ｖがよく知ら
れ且つ予め記憶され且つ図示しないロックアツプクラッ
チ係金線図の係合領域に入ると、第１５図の保合モード
すなわち第１９図のＣモードとなるように第３電磁弁３
３０のオン状態および第４電磁弁３４６のオフ状態と決
定し、ロックアツプクラッチ３６を係合させる。この状
態において、車速Ｖが予め定められた一定の値、たとえ
ば１００に＋ｎ／ｈを超えると、第５電磁弁３９２のオ
ン状態が決定されて第１９図のＤモードとなるように第
３電磁弁３３０のオン状態および第４電磁弁３４６のオ
フ状態に加えて第５電磁弁がオン状態に決定される。こ
れにより、遠心油圧によって伝動ベルト４４が過大な張
力となることを防止するために第２ライン油圧Ｐ１２が
所定値だけ低下させられる。Further, when the throttle opening degree θ and the vehicle speed V of the vehicle are well known and stored in advance, and the vehicle enters the engagement region of the lock-up clutch engagement diagram (not shown), the holding mode shown in FIG. 15, that is, the C state shown in FIG. 3rd solenoid valve 3 to be in mode
30 is in the on state and the fourth solenoid valve 346 is in the off state, and the lock-up clutch 36 is engaged. In this state, when the vehicle speed V exceeds a predetermined constant value, for example 100+n/h, the fifth solenoid valve 392 is turned on and the third solenoid valve 392 is set to the D mode in FIG. In addition to the ON state of the valve 330 and the OFF state of the fourth solenoid valve 346, the fifth solenoid valve is determined to be in the ON state. Thereby, the second line oil pressure P12 is reduced by a predetermined value in order to prevent the transmission belt 44 from becoming excessively tensioned due to the centrifugal oil pressure.
また、上記ロックアツプクラッチ３６の保合状態におい
て、Ｄレンジにおいて車速■およびスロットル開度θが
前記線図の保合領域から出た場合、或いはＮレンジに操
作された場合には、第１５図の第１の解放モード若しく
は第２の解放モード、すなわち第１９図のＡ若しくはＨ
モードとなるように第３電磁弁３３０および第４電磁弁
３４６が共にオン状態あるいはオフ状態と決定される。Furthermore, when the lock-up clutch 36 is in the engaged state, if the vehicle speed ■ and the throttle opening θ go out of the engagement range shown in the diagram above in the D range, or if the N range is operated, as shown in FIG. the first release mode or the second release mode, i.e. A or H in FIG.
Both the third solenoid valve 330 and the fourth solenoid valve 346 are determined to be in the on state or the off state so that the mode is set.
これにより、ロックアツプクラッチ３６が解放される。As a result, the lock-up clutch 36 is released.
上記Ｈモードは、車両の発進時やＤ→Ｌシフト時のよう
にＣＶＴ１４の伝達容量を通常よりも必要とするときに
選択される。これにより、第２ライン油圧Ｐ１２が所定
値だけ高められて伝動ベルト４４の挟圧力が高められる
。The H mode is selected when the transmission capacity of the CVT 14 is required more than usual, such as when starting the vehicle or shifting from D to L. As a result, the second line oil pressure P12 is increased by a predetermined value, and the clamping force of the transmission belt 44 is increased.
リバース禁止制御でもなく、またＮまたはＰレンジでも
ない場合には、Ｒレンジのときに次式（６）式に従って
前後進切換装置１６における入力軸（出力軸３８）と出
力軸５８との回転速度差Ｎｄが次式（６）から算出され
、Ｄ、Ｓ、Ｌレンジのような前進レンジのときには次式
（７）に従って回転速度差Ｎｄが算出される。If it is not reverse prohibition control and it is not in N or P range, the rotational speed of the input shaft (output shaft 38) and output shaft 58 in the forward/reverse switching device 16 is determined according to the following equation (6) when in the R range. The difference Nd is calculated from the following equation (6), and in the case of forward ranges such as the D, S, and L ranges, the rotational speed difference Nd is calculated according to the following equation (7).
Ｎｄ＝ｌＮｏｕｔ−ｉｐ−Ｎｐｅｌ ・ −・（６
）Ｎｄ＝ＩＮ、ｕｔ−Ｎｐｅｌ ・−−（７
）ここで、上記Ｎ。ｔはＣＶＴ１４の出力軸３８の回転
速度、Ｎ ｐｃは前後進切換装置１６のキャリヤ６０の
回転速度、ｉｐは後進時の前後進切換装置１６のギヤ比
である。上記Ｎ ｐｃは車速■と完全に一対一の対応関
係にあるものであり、次式（８）に従って得られる。ま
た、上記ｉｐは後進用ブレーキ７０が完全に係合状態で
ある時のＮ。ｕｔおよびＮｐｃから次式（９）に従って
得られる。Nd=lNout-ip-Npel・−・(6
) Nd=IN, ut-Npel ・--(7
) Here, the above N. t is the rotational speed of the output shaft 38 of the CVT 14, Npc is the rotational speed of the carrier 60 of the forward/reverse switching device 16, and ip is the gear ratio of the forward/reverse switching device 16 during reverse travel. The above Npc has a completely one-to-one correspondence with the vehicle speed ■, and is obtained according to the following equation (8). Further, the above ip is N when the reverse brake 70 is fully engaged. It is obtained from ut and Npc according to the following equation (9).
Ｎ、ｃ＝Ｃ／Ｖ ・ ・ ・（８）ｉｐ
＝ Ｎ ｏｕｔ／ Ｎ ｐｅ ” ・（９）但
し、Ｃは定数である。N, c=C/V ・ ・ ・ (8) ip
= N out / N pe ” (9) However, C is a constant.
上記のようにして求められた回転速度差Ｎｄは、予めＲ
ＯＭに記憶された例えば３０ｒｐｍ程度の判断基準値Ｃ
Ｍよりも大きいか否かが判断される。The rotational speed difference Nd obtained as above is determined in advance by R
For example, a judgment reference value C of about 30 rpm stored in the OM
It is determined whether or not it is larger than M.
この判断基準値ＣＮは、前進用クラッチ７２または後進
用ブレーキ７０の保合が完了したか否かを判断するため
の値である。実際の回転速度差Ｎｄが判断基準値ＣＭよ
りも大きくないと判断された場合には保合完了状態であ
るので背圧制御が実行されないが、実際の回転速度差Ｎ
ｄが判断基準値ＣＭよりも大きいと判断された場合には
、第３電磁弁３３０のオフ状態、第４電磁弁３４６のオ
ン状態、第５電磁弁３９２のオン若しくはデユティ駆動
状態が決定され、第１９図のＦに示すアキュムレータ背
圧制御モードが選択される。このときの第５電磁弁３９
２のデユーティ比は、予め記憶された時間関数に従って
変化させられる。これにより、Ｎ−Ｄシフト操作成いは
Ｎ−＋Ｒシフト操作時においてアキュムレータ３４２或
いは３４０の背圧が緩やかに変化させられて前進用クラ
ッチ７２或いは後進用ブレーキ７０の保合が滑らかに行
われる。This determination reference value CN is a value for determining whether or not engagement of the forward clutch 72 or the reverse brake 70 is completed. If it is determined that the actual rotational speed difference Nd is not larger than the judgment reference value CM, the maintenance is completed and back pressure control is not executed, but the actual rotational speed difference Nd
If it is determined that d is larger than the determination reference value CM, the off state of the third solenoid valve 330, the on state of the fourth solenoid valve 346, and the on or duty drive state of the fifth solenoid valve 392 are determined, The accumulator backpressure control mode shown at F in FIG. 19 is selected. The fifth solenoid valve 39 at this time
The duty ratio of 2 is changed according to a pre-stored time function. As a result, during the N-D shift operation or the N-+R shift operation, the back pressure of the accumulator 342 or 340 is changed gently, and the forward clutch 72 or reverse brake 70 is smoothly engaged.
前進レンジにおいてブレーキスイッチ４７２がオン状態
であり且つ車速■が予め記憶された判断基準値よりも低
いというロックアツプクラッチ３６の解放条件が満たさ
れた場合には、ロックアツプクラッチ急解放制御モード
（Ｅ）が−旦選択された後、それに続いてロックアツプ
クラッチ解放制御モード（Ｇ）が選択される。すなわち
、第３電磁弁３３０のオフ状態、第４電磁弁３４６のオ
ン状態、および第５電磁弁３９２のオフ状態が決定され
ることにより上記のロックアツプクラッチ急解放制御モ
ード（Ｅ）が選択されて所定時間経過した後、第３電磁
弁３３０だけがオン状態に切換られることによりロック
アツプクラッチ解放制御モード（Ｇ）が選択されるので
ある。When the brake switch 472 is in the ON state in the forward range and the release conditions for the lock-up clutch 36 are satisfied, that is, the vehicle speed is lower than a pre-stored judgment reference value, the lock-up clutch quick release control mode (E ) is selected once, then the lock-up clutch release control mode (G) is selected. That is, the lock-up clutch quick release control mode (E) is selected by determining the off state of the third solenoid valve 330, the on state of the fourth solenoid valve 346, and the off state of the fifth solenoid valve 392. After a predetermined period of time has elapsed, only the third solenoid valve 330 is turned on, thereby selecting the lock-up clutch release control mode (G).
また、フェイルセーフに関するステップでは、ロックア
ツプクラッチ制御弁３２０、ロックアツプクラッチ急解
放弁４００の異常（フェイル）を検出し、車両の走行に
支障が生じないように第１５図の第１の解放モード或い
は第２の解放モードのいずれかを選択する。たとえば、
車速Ｖ或いはスロットル開度θいが係合線図のロックア
ツプクラッチ３６の保合領域から外れて、第１の解放モ
ードおよび第２の解放モードの一方とされている場合で
も、流体継手１２の入出力軸の回転差（＝Ｎ、−Ｎｉ、
）が所定の判断基準値たとえば３０ｒｐｍ値より小さい
ことに基づいてロックアツプクラッチ３６の保合と判断
される場合や、再発進時のエンジンストールに基づいて
ロックアツプクラッチ３６の保合と判断される場合には
、他方の解放モードが選択される。また、車速Ｖ或いは
スロットル開度θいが係合線図のロックアツプクラッチ
３６の保合領域内となって、第１５図の保合モードとな
るように、第３電磁弁３３０がオン状態、第４電磁弁３
４６がオフ状態とされている場合でも、流体継手１２の
入出力軸の回転差（＝Ｎ、−Ｎ、、）が所定値の判断基
準値より大きいことに基づいてロックアツプクラッチ３
６が解放していると判断される場合には、実際はロック
アツプクラッチ制御弁３２０がオフ状態、ロックアツプ
クラッチ急解放弁４００がオン状態となって急解放モー
ドとなっているので、他方の解放モードが選択されるこ
とにより、作動油の冷却が確保される。In addition, in the fail-safe step, an abnormality (failure) of the lock-up clutch control valve 320 and the lock-up clutch quick release valve 400 is detected, and the first release mode shown in FIG. Alternatively, select either the second release mode. for example,
Even if the vehicle speed V or the throttle opening θ is out of the engagement range of the lock-up clutch 36 in the engagement diagram and the lock-up clutch 36 is in one of the first release mode and the second release mode, the fluid coupling 12 Rotation difference between input and output shafts (=N, -Ni,
) is smaller than a predetermined judgment reference value, for example, 30 rpm, and it is determined that the lock-up clutch 36 is engaged, or it is determined that the lock-up clutch 36 is engaged based on the engine stalling when restarting the vehicle. If so, the other release mode is selected. Further, the third solenoid valve 330 is turned on so that the vehicle speed V or the throttle opening θ is within the engagement range of the lock-up clutch 36 shown in the engagement diagram, and the engagement mode shown in FIG. 15 is established. 4th solenoid valve 3
46 is in the off state, the lock-up clutch 3 is activated based on the fact that the rotational difference (=N, -N, .
If it is determined that the lock-up clutch control valve 6 is released, the lock-up clutch control valve 320 is actually in the off state and the lock-up clutch quick release valve 400 is in the on state and is in the quick release mode, so the other one is released. By selecting the mode, cooling of the hydraulic oil is ensured.
以上のように、ステップＳ９において制御モードが選択
された後は、ステップＳ１２において第１９図のＦに示
す背圧制御モードであるか否かが判断される。背圧制御
モードであれば、ステップＳ１２において第５電磁弁３
９２のデユーティ比Ｄ３％が決定されるが、背圧制御モ
ードでなければ、ステップＳ１２が直接実行される。こ
のステップ３１２では、ステップＳ４およびＳ９にて決
定された各制御モードに対応する第１電磁弁２６６、第
２電磁弁２６８、第３電磁弁３３０、第４電磁弁３４６
、および第５電磁弁３９２のオン状態或いはオフ状態が
得られるように駆動信号が出力される。As described above, after the control mode is selected in step S9, it is determined in step S12 whether or not the back pressure control mode shown in F in FIG. 19 is selected. If it is the back pressure control mode, the fifth solenoid valve 3 is activated in step S12.
The duty ratio D3% of 92 is determined, but if it is not the back pressure control mode, step S12 is directly executed. In this step 312, the first solenoid valve 266, the second solenoid valve 268, the third solenoid valve 330, and the fourth solenoid valve 346 correspond to each control mode determined in steps S4 and S9.
, and a drive signal is output so that the fifth solenoid valve 392 is turned on or off.
上述のように、本実施例によれば、リバースインヒビッ
ト弁４２０は、信号圧Ｐ、。、５が室４３５に供給され
且つマニュアルバルブ２５０からの第３ライン油圧Ｐ１
３が室４３６に供給されると阻止位置へ切り換えられる
ように構成されているため、上記信号圧Ｐ ５（ｌｔｓ
は、他の目的、すなわち第２ライン油圧Ｐ１２を低下さ
せるためにも用いられる。したがって、第５電磁弁３９
２を含む共通の信号圧発生手段を用いて複数種類の制御
を行うことができるので、各制御を目的として信号圧発
生手段をそれぞれ用意する場合に比較して、油圧制御回
路が簡単になる。As described above, according to this embodiment, the reverse inhibit valve 420 has a signal pressure P,. , 5 are supplied to the chamber 435 and the third line oil pressure P1 is supplied from the manual valve 250.
3 is supplied to the chamber 436, the signal pressure P5(lts
is also used for another purpose, namely to lower the second line oil pressure P12. Therefore, the fifth solenoid valve 39
Since a plurality of types of control can be performed using a common signal pressure generation means including 2, the hydraulic control circuit becomes simpler than when signal pressure generation means are prepared for each control purpose.
また、たとえ第５電磁弁３９２に異常が発生して、シフ
トレバ−２５２がＲレンジへ操作されていないときに信
号圧Ｐｌ。３．かりバースインヒビット弁４２０の室４
３５に供給されても、マニュアルパルプ２５０のポート
２５６から後進ギヤを成立させるための油圧、すなわち
第３ライン油圧Ｐ１３が出力されない限りリバースイン
ヒビット弁４２０が阻止位置へ切り換えられない利点が
ある。Further, even if an abnormality occurs in the fifth solenoid valve 392 and the shift lever 252 is not operated to the R range, the signal pressure Pl. 3. Chamber 4 of the reverse inhibit valve 420
35, there is an advantage that the reverse inhibit valve 420 cannot be switched to the blocking position unless the hydraulic pressure for establishing the reverse gear, that is, the third line hydraulic pressure P13, is output from the port 256 of the manual pulp 250.
以上、本発明の一実施例を図面に基づいて説明したが、
本発明はその思想を逸脱しない範囲において種々変更が
加えられ得るものである。Although one embodiment of the present invention has been described above based on the drawings,
The present invention can be modified in various ways without departing from its spirit.
たとえば、前述の実施例では、信号圧Ｐｌ。Ｌ４および
信号圧Ｐｌ。１．がオフ状態且つオン状態であるときに
後進ギヤ段の成立を阻止するように構成されていたが、
他のオンオフ状態であってもよい。For example, in the embodiment described above, the signal pressure Pl. L4 and signal pressure Pl. 1. was configured to prevent establishment of reverse gear when the gear is in the off state and in the on state,
Other on/off states are also possible.
要するに、後進ギヤ段の成立を阻止するための信号圧Ｐ
５゜、および信号圧Ｐ８゜４．の発生状態の組み合わせ
に対して、少なくとも一方の状態が異なっているだけで
リバースインヒビット弁４２０が非阻止位置とされるよ
うに構成されていればよいのである。In short, the signal pressure P for preventing the establishment of reverse gear
5°, and signal pressure P8°4. It is sufficient that the reverse inhibit valve 420 is set to the non-blocking position when at least one of the combinations of occurrence states is different.
また、前述の実施例では、流体継手１２に備えられたロ
ックアツプクラッチ３６について説明されているが、他
の形式の油圧作動のクラッチであってもよいのである。Further, in the above embodiment, the lock-up clutch 36 provided in the fluid coupling 12 has been described, but other types of hydraulically operated clutches may be used.
また、前述の実施例では、−次側油圧シリンダ５４およ
び二次側油圧シリンダ５６へ作用させるために２種類の
第１ライン油圧Ｐ Ｒ＋および第２ライン油圧Ｐｉｔが
用いられる形式であったが、単一の油圧源から出力され
る油圧を常時二次側油圧シリンダに作用させて伝動ベル
トの張力を制御する一方、その油圧源からの作動油を一
次側油圧シリンダに流入させたり一次側油圧シリンダ内
の作動油を流出させたりする変速制御弁装置によって速
度比を変化させる形式の油圧制御装置であってもよい。Furthermore, in the above embodiment, two types of first line hydraulic pressure PR+ and second line hydraulic pressure Pit were used to act on the negative side hydraulic cylinder 54 and the secondary side hydraulic cylinder 56. The tension of the transmission belt is controlled by constantly applying the hydraulic pressure output from a single hydraulic source to the secondary hydraulic cylinder, while the hydraulic oil from that hydraulic source is allowed to flow into the primary hydraulic cylinder and The hydraulic control device may be of a type in which the speed ratio is changed by a speed change control valve device that causes hydraulic oil in the pump to flow out.
また、前述の実施例では、ベルト式のＣＶＴＩ４につい
て説明されていたが、ローラを介して動力伝達されるト
ラクション形式の無段変速機であっても適用され得る。Further, in the above-mentioned embodiments, a belt-type CVTI 4 has been described, but the present invention may also be applied to a traction-type continuously variable transmission in which power is transmitted via rollers.
また、前述の実施例では、スロットル弁開度検知弁１８
０によって発生させられたスロットル圧Ｐｔｈが用いら
れていたが、ディーゼルエンジンを搭載した車両などの
ようにスロットル弁を用いない形式の車両では、アクセ
ルペダル操作量に対応した油圧を用いればよい。このよ
うな場合は、たとえば、前述の実施例のカム１８４をア
クセルペダルの踏み込みに伴って回転させるようにアク
セルペダルと機械的に関連させればよい。Further, in the above-described embodiment, the throttle valve opening detection valve 18
Although the throttle pressure Pth generated by 0 is used, in a vehicle that does not use a throttle valve, such as a vehicle equipped with a diesel engine, a hydraulic pressure corresponding to the accelerator pedal operation amount may be used. In such a case, for example, the cam 184 of the above-described embodiment may be mechanically associated with the accelerator pedal so as to rotate as the accelerator pedal is depressed.
また、前述の実施例におけるＣＶＴ１４の変速制御では
、目標回転速度Ｎ ｉ ｎ ”に実際の入力軸回転速度
Ｎ８．、が一致するように制御されいたが、速度比ｅ＝
Ｎｏ、、Ｌ／Ｎ、ｆｉであるから、目標速度比ｅｌに実
際の速度比ｅが一致するように速度比ｅが制御されてい
ても実質的に同じである。Further, in the speed change control of the CVT 14 in the above-described embodiment, control was performed so that the actual input shaft rotation speed N8. matched the target rotation speed N in '', but the speed ratio e=
No., L/N, fi, so even if the speed ratio e is controlled so that the actual speed ratio e matches the target speed ratio el, it is substantially the same.
また、前述の実施例では、ＣＶＴ１４の出力軸３８と中
間ギア装置１８との間に前後進切換装置１６が設けられ
ていたが、流体継手１２とＣＶＴ１４の入力軸３０との
間に前後進切換装置１６が設けられていてもよいのであ
る。また、上記前後進切換装置１６は、前進２段以上の
ギア段を備えていても差支えない。Further, in the above embodiment, the forward/reverse switching device 16 was provided between the output shaft 38 of the CVT 14 and the intermediate gear device 18, but the forward/reverse switching device 16 was provided between the fluid coupling 12 and the input shaft 30 of the CVT 14. A device 16 may also be provided. Further, the forward/reverse switching device 16 may have two or more forward gears.
また、前述の実施例の流体継手１２に替えて、トルクコ
ンバータ、電磁クラッチ、湿式クラッチなどの他の形式
の継手が用いられ得る。Further, instead of the fluid coupling 12 of the above-described embodiment, other types of couplings such as a torque converter, an electromagnetic clutch, a wet type clutch, etc. may be used.
なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施例であり
、本発明はその思想を逸脱しない範囲において種々変更
が加えられ得るものである。The above-mentioned embodiment is merely an embodiment of the present invention, and various modifications may be made to the present invention without departing from the spirit thereof.
第１図は第２図の装置を作動させるための油圧制御装置
を詳細に示す回路図である。第２図は本発明の一実施例
の油圧制御装置が備えられた車両用動力伝達装置を示す
骨子図である。第３図は第１図の第２１１圧弁を詳しく
示す図である。第４図は第１図の第１調圧弁を詳しく示
す図である。第５図は第１図のスロットル弁開度検知弁
の出力特性を示す図である。第６図は第１図の速度比検
知弁の出力特性を示す図である。第７図は第３図の第２
調圧弁の出力特性を示す図である。第８図は第２ライン
油圧の理想特性を示す図である。第９図は第１図の変速
制御弁装置の構成を詳しく示す図である。第１Ｏ図は、
第９図の変速制御弁装置における第１電磁弁および第２
電磁弁の作動状態と第２図のＣＶＴのシフト状態との関
係を説明する図である。第１１図、第１２図、第１３図
は、第２図のＣＶＴの速度比と各部の油圧値との関係を
説明する図であって、第１１図は正トルク走行状態、第
１２図はエンジンブレーキ走行状態、第１３図は無負荷
走行状態をそれぞれ示す図である。
第１４図は、第４図の第１調圧弁における一次側油圧シ
リンダ内油圧または第２ライン油圧に対する出力特性を
示す図である。第１５図は、第１図の第３電磁弁および
第４電磁弁の作動状態の組み合わせとロックアツプクラ
ッチの作動状態との関係を示す図表である。第１６図は
、第１図の第５電磁弁の駆動デユーティ比Ｄ５％とそれ
により得られる信号圧Ｐ、。４．との関係を示す図であ
る。第１７図は、第１図の油圧回路において第５電磁弁
のデユーティ比０３％とそれに関連して連続的に変化さ
せられる第４ライン油圧Ｐ１４との変化特性を示す図で
ある。第１８図は、車速（遠心油圧）に関連して変化す
る第２ライン油圧を説明する図である。第１９図は、第
２図の制御装置において、第３電磁弁、第４電磁弁、第
５電磁弁の作動の組み合わせとそれにより選択される制
御モードとの関係を示す図表である。第２０図は、第２
図の制御装置の作動を説明するフローチャートである。
１６ ：
７０ ：
５０
５２
９２
２０
前後進切換装置（自動変速機）
後進用ブレーキ（後進用油圧アクチュエータ）：マニュ
アルバル７’ （切ｔＡ弁）
：シフトレバー（シフト操作部材）
：第５電磁弁（信号圧発生手段）FIG. 1 is a detailed circuit diagram of a hydraulic control system for operating the device of FIG. 2. FIG. 2 is a schematic diagram showing a vehicle power transmission device equipped with a hydraulic control device according to an embodiment of the present invention. FIG. 3 is a diagram showing the 211th pressure valve of FIG. 1 in detail. FIG. 4 is a diagram showing the first pressure regulating valve of FIG. 1 in detail. FIG. 5 is a diagram showing the output characteristics of the throttle valve opening detection valve shown in FIG. 1. FIG. 6 is a diagram showing the output characteristics of the speed ratio detection valve shown in FIG. 1. Figure 7 is the second part of Figure 3.
FIG. 3 is a diagram showing output characteristics of a pressure regulating valve. FIG. 8 is a diagram showing ideal characteristics of the second line oil pressure. FIG. 9 is a diagram showing in detail the configuration of the speed change control valve device shown in FIG. 1. Figure 1O is
The first solenoid valve and the second solenoid valve in the speed change control valve device shown in FIG.
3 is a diagram illustrating the relationship between the operating state of a solenoid valve and the shift state of the CVT shown in FIG. 2. FIG. 11, 12, and 13 are diagrams for explaining the relationship between the speed ratio of the CVT shown in FIG. 2 and the oil pressure value of each part, and FIG. 11 shows the positive torque running state, and FIG. FIG. 13 shows an engine brake running state and a no-load running state. FIG. 14 is a diagram showing the output characteristics of the first pressure regulating valve of FIG. 4 with respect to the primary side hydraulic cylinder internal oil pressure or the second line oil pressure. FIG. 15 is a chart showing the relationship between the combination of the operating states of the third solenoid valve and the fourth solenoid valve of FIG. 1 and the operating state of the lock-up clutch. FIG. 16 shows the drive duty ratio D5% of the fifth solenoid valve in FIG. 1 and the signal pressure P obtained thereby. 4. FIG. FIG. 17 is a diagram showing the change characteristics of the duty ratio of the fifth electromagnetic valve of 03% and the fourth line oil pressure P14 that is continuously changed in relation to the duty ratio of 03% in the hydraulic circuit of FIG. FIG. 18 is a diagram illustrating the second line oil pressure that changes in relation to vehicle speed (centrifugal oil pressure). FIG. 19 is a chart showing the relationship between the combinations of operations of the third solenoid valve, the fourth solenoid valve, and the fifth solenoid valve and the control modes selected thereby in the control device of FIG. 2. Figure 20 shows the second
3 is a flowchart illustrating the operation of the control device shown in the figure. 16: 70: 50 52 92 20 Forward/reverse switching device (automatic transmission) Reverse brake (reverse hydraulic actuator): Manual valve 7' (off tA valve): Shift lever (shift operation member): 5th solenoid valve ( signal pressure generation means)
Claims (1)
エンジンの動力が駆動輪へ伝達される車両用自動変速機
において、シフト操作部材の後進操作位置への操作に関
連して前記後進ギヤを成立させるための油圧を後進用油
圧アクチュエータに供給する形式の油圧制御回路であっ
て、 前記シフト操作部材の操作に関連して切り換えられ、該
シフト操作部材がその後進操作位置へ操作されたときに
前記後進ギヤを成立させるための油圧を出力する切換弁
と、 前進走行中に後退ギヤの成立を阻止するための信号圧を
発生させる信号圧発生手段と、 前記後進用油圧アクチュエータに油圧が供給される油路
に介挿され、前記信号圧および前記後進ギヤを成立させ
るための油圧が同時に供給されているときには該後進ギ
ヤの成立を阻止する阻止位置に切り換えられるが、該信
号圧および該後進ギヤを成立させるための油圧の少なく
とも一方が供給されないときには該後進ギヤの成立を許
容する非阻止位置に位置させられる後退阻止弁と を含むことを特徴とする車両用自動変速機の油圧制御装
置。[Scope of Claims] In an automatic transmission for a vehicle in which engine power is transmitted to drive wheels via a gear device that automatically switches to a reverse gear stage, there is a system that relates to the operation of a shift operation member to a reverse operation position. A hydraulic control circuit of a type that supplies hydraulic pressure for establishing the reverse gear to a reverse hydraulic actuator, the circuit being switched in conjunction with the operation of the shift operation member, and the shift operation member being moved to the reverse operation position. a switching valve that outputs hydraulic pressure to establish the reverse gear when operated; a signal pressure generating means that generates a signal pressure to prevent the reverse gear from being established during forward travel; and the reverse hydraulic actuator. When the signal pressure and the hydraulic pressure for establishing the reverse gear are supplied at the same time, the signal pressure is switched to a blocking position that prevents the reverse gear from being established. an automatic transmission for a vehicle, comprising: a reverse prevention valve positioned at a non-blocking position that allows establishment of the reverse gear when at least one of pressure and hydraulic pressure for establishing the reverse gear is supplied; Hydraulic control device.
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1206087A JP2586652B2 (en) | 1989-08-09 | 1989-08-09 | Hydraulic control device for automatic transmission for vehicles |
| EP90308498A EP0412718B1 (en) | 1989-08-09 | 1990-08-01 | Hydraulic control apparatus for vehicle transmission system, incorporating valves for reverse inhibit valve |
| DE69028961T DE69028961T2 (en) | 1989-08-09 | 1990-08-01 | Hydraulic control for a vehicle transmission system, which contains valves which prevent the engagement of the reverse gear |
| US07/562,113 US5086672A (en) | 1989-08-09 | 1990-08-02 | Hydraulic control apparatus for vehicle transmission system, incorporating valves for reverse inhibit valve |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1206087A JP2586652B2 (en) | 1989-08-09 | 1989-08-09 | Hydraulic control device for automatic transmission for vehicles |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0369859A true JPH0369859A (en) | 1991-03-26 |
| JP2586652B2 JP2586652B2 (en) | 1997-03-05 |
Family
ID=16517600
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| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1206087A Expired - Fee Related JP2586652B2 (en) | 1989-08-09 | 1989-08-09 | Hydraulic control device for automatic transmission for vehicles |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2586652B2 (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5780377A (en) * | 1993-09-02 | 1998-07-14 | Toto Ltd. | Light-transmissive ceramics and method of manufacturing same |
Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6313949A (en) * | 1986-07-01 | 1988-01-21 | Aisin Warner Ltd | Reverse shift control device in automatic gear |
-
1989
- 1989-08-09 JP JP1206087A patent/JP2586652B2/en not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6313949A (en) * | 1986-07-01 | 1988-01-21 | Aisin Warner Ltd | Reverse shift control device in automatic gear |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5780377A (en) * | 1993-09-02 | 1998-07-14 | Toto Ltd. | Light-transmissive ceramics and method of manufacturing same |
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| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2586652B2 (en) | 1997-03-05 |
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