JPH04119254A - Hydraulic controller for vehicle automatic transmission - Google Patents
Hydraulic controller for vehicle automatic transmissionInfo
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Landscapes
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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
変速比を手動操作によらず自動的に変化させる車両用自
動変速機が知られている。複数組の遊星歯車装置が組み
合わされたオートマチックトランスミッション（所謂Ａ
／Ｔ）や、変速比が無段階に変化させられるベルト式無
段変速機などがそれである。上記オートマチックトラン
スミッションには、遊星歯車の構成要素を連結させたり
或いは反力を受けたりするための複数のブレーキおよび
クラッチが備えられており、入力トルクに関連して変化
させられる制御油圧に基づいてそれらブレーキおよびク
ラッチが作動させられるようになっている。また、上記
ベルト式無段変速機では、有効径が可変の一対の可変ブ
ーりに巻き掛けられて動力を伝達する伝動ベルトが備え
られており、入力トルク゛に関連して変化させられる制
御油圧に基づいて伝動ベルトの挟圧力か発生させられる
ようになっている。すなわち、上記オートマチックトラ
ンスミッションおよびベルト式無段変速機では、クラッ
チおよびブレーキや伝動ベルトのような摩擦部材が制御
油圧（ライン圧）により押圧され、その押圧力に従って
トルク伝達容量か決定されるようになっている。BACKGROUND OF THE INVENTION Automatic transmissions for vehicles that automatically change the gear ratio without manual operation are known. An automatic transmission (so-called A
/T) and belt-type continuously variable transmissions in which the gear ratio can be changed steplessly. The automatic transmission is equipped with a plurality of brakes and clutches for coupling the components of the planetary gears or receiving reaction forces based on the control hydraulic pressure that is varied in relation to the input torque. Brakes and clutches are enabled. In addition, the belt-type continuously variable transmission is equipped with a transmission belt that transmits power by being wrapped around a pair of variable boots with a variable effective diameter, and the control oil pressure is changed in relation to the input torque. Based on this, the clamping force of the transmission belt can be generated. In other words, in the above-mentioned automatic transmission and belt-type continuously variable transmission, friction members such as clutches, brakes, and transmission belts are pressed by control hydraulic pressure (line pressure), and the torque transmission capacity is determined according to the pressing force. ing.
発明が解決すべき課題
ところで、特開昭６０−５３２５８号公報に記載されて
いるように、制御油圧が電磁リリーフ弁或いは圧力制御
サーボ弁により連続的に調圧される場合がある。この電
磁リリーフ弁は、入力信号に対応して圧力を連続的に制
御するリニヤ弁であって、アナログ駆動信号が供給され
るソレノイドと、このソレノイドの電磁力によって駆動
される弁子とを有し、その弁子の移動位置に従って前記
制御油圧を連続的に変化させるように構成されている。Problems to be Solved by the Invention As described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 60-53258, the control oil pressure may be continuously regulated by an electromagnetic relief valve or a pressure control servo valve. This electromagnetic relief valve is a linear valve that continuously controls pressure in response to an input signal, and includes a solenoid to which an analog drive signal is supplied and a valve element driven by the electromagnetic force of this solenoid. , and is configured to continuously change the control oil pressure according to the movement position of the valve.
しかし、このようなリニヤ弁が用いられる自動変速機で
は、油圧ポンプによって圧送される作動油は、その一部
が各部を潤滑しつつ循環させられるため、異物の混入か
避けられない。このため、制御油圧を高める側への推力
と低める側への推力とか平衡するように位置決めされる
弁子を備えた前記リニヤ弁では、弁子の駆動力が弱くて
上記異物の影響を受は易く、また、特に弁子の静止状態
では弁子とこれが摺動可能に嵌め入れられているシリン
ダ内壁面との間に異物が堆積して詰まり易いため、堆積
した異物によって弁子が固着するおそれがあった。However, in automatic transmissions that use such linear valves, part of the hydraulic oil pumped by the hydraulic pump is circulated while lubricating various parts, so it is inevitable that foreign matter will be mixed in. For this reason, in the linear valve that is equipped with a valve that is positioned so that the thrust to increase the control oil pressure and the thrust to decrease the control oil pressure are balanced, the driving force of the valve is weak and is not affected by the foreign matter. In addition, especially when the valve is at rest, foreign matter tends to accumulate and become clogged between the valve and the inner wall surface of the cylinder into which it is slidably fitted, so there is a risk that the valve will become stuck due to the accumulated foreign matter. was there.
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、リニヤ弁の弁子の固着を防止
することができる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,
The object is to provide a hydraulic control device for a vehicle automatic transmission that can prevent the valve element of a linear valve from sticking.
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
、摩擦部材を介して動力が伝達される形式の車両用自動
変速機において、その自動変速機内において循環させら
れ且つ潤滑油としても機能する作動油から前記摩擦部材
に押圧力を付与するための制御油圧を発生させる制御油
圧発生手段と、アナログ駆動信号に基づいて駆動される
ソレノイドとそのソレノイドの電磁力により駆動される
弁子とを有し、その弁子の移動位置に従って前記制御油
圧を連続的に変化させるリニヤ弁とを備える形式の油圧
制御装置であって、前記リニヤ弁の弁子を前記摩擦部材
の伝達トルク容量を高める側へ所定の周期で移動させる
移動信号を前記アナログ駆動信号に替えて前記ソレノイ
ドに供給する移動信号供給手段を含むことにある。Means for Solving the Problems The gist of the present invention for achieving the above object is to provide an automatic transmission for a vehicle in which power is transmitted via a friction member. control hydraulic pressure generation means for generating control hydraulic pressure for applying a pressing force to the friction member from hydraulic oil which also functions as lubricating oil; a solenoid driven based on an analog drive signal; and an electromagnetic force of the solenoid. a linear valve that has a driven valve element and continuously changes the control hydraulic pressure according to the movement position of the valve element, the valve element of the linear valve is connected to the friction member. The present invention includes a movement signal supplying means for supplying a movement signal to the solenoid in place of the analog drive signal to move the solenoid at a predetermined period to a side that increases the transmission torque capacity of the solenoid.
作用および発明の効果
このようにすれば、移動信号供給手段により、リニヤ弁
の弁子を前記摩擦部材の伝達トルク容量を高める側へ所
定の周期で移動させる移動信号が前記アナログ駆動信号
に替えて前記ソレノイドに供給されると、リニヤ弁の弁
子が所定の周期で移動させられるので、弁子とシリンダ
ボアの内壁面との間に入り込んだ異物が除去されて、異
物による弁子の固着が好適に解消される。また、移動信
号はリニヤ弁の弁子を摩擦部材の伝達トルク容量を高め
る側へ移動させるものであるので、摩擦部材におけるト
ルク容量が低下することがなく、自動変速機の伝達作動
には何等支障は生じない。Operation and Effects of the Invention With this arrangement, the movement signal supply means replaces the analog drive signal with a movement signal that moves the valve element of the linear valve to the side that increases the transmission torque capacity of the friction member at a predetermined period. When supplied to the solenoid, the valve element of the linear valve is moved at a predetermined period, so that foreign matter that has entered between the valve element and the inner wall surface of the cylinder bore is removed, and the valve element is preferably prevented from sticking by the foreign object. It will be resolved in In addition, since the movement signal moves the valve element of the linear valve to the side that increases the transmission torque capacity of the friction member, the torque capacity of the friction member does not decrease and there is no problem with the transmission operation of the automatic transmission. does not occur.
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２８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、
或いはポンプ羽根車２８とタービン羽根車３２との回転
速度差か所定値以下になると係合側油室３３へ作動油か
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とが直結状態とされる。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 zero and rotated by oil from the pump impeller 28; 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, hydraulic oil is supplied to the engagement side oil chamber 33 and 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、上記車速か所定値以下になったとき、或いは上
記回転速度差が所定値以上になると、解放側油室３５へ
作動油が供給されるとともに係合側油室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 falls below a predetermined value or when the rotational speed difference exceeds a predetermined value, hydraulic oil is supplied to the disengagement side oil chamber 35 and hydraulic oil flows out from the engagement side oil chamber 33. As a result, the lock-up clutch 36 is released.
ＣＶＴｌ４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 l4 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
、入力軸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、ＣＶＴｌ ４の変速比γ（
＝入力軸３０の回転速度Ｎ、、／出力軸３８の回転速度
Ｎ、ｕ、 ）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 on the input shaft 30 and the output shaft 38 so as to be movable in the axial direction but not relatively rotatable around the axes. The movable rotating bodies 50 and 52 are
is moved by the primary hydraulic cylinder 54 and secondary 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 changing the gear ratio γ(
= rotational speed N of the input shaft 30, /rotational speed N, u, of the output shaft 38) is changed. Since the variable pulleys 40 and 42 have the same diameter, the hydraulic cylinders 54 and 56 have similar pressure receiving areas. usually,
The pressure in the driven one of the hydraulic cylinders 54 and 56 is related to the tension in the 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（ＣＶＴｌ４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の入力軸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、ＣＶＴｌ４の出力軸３８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、ＣＶＴｌ４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 l4) 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 input 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 38 of the CVT l4 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 CVT 14 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３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ｐＨ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Ｐ１
１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ｐＩ！１が調圧されるようになっている。こ
の第２ライン油圧ＰＩ！、は、前記伝動ベルト４４の張
力を制御するために調圧されるから、本実施例の張力制
御圧に対応する。FIG. 3 shows in detail the hydraulic control circuit of FIG. 2 for controlling the vehicle power transmission system. oil pump 74
constitutes the hydraulic power 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 the hydraulic oil that has returned to an oil tank (not shown) through the strainer 76, and also sucks 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 lockup clutch pressure oil passage 92. The first line oil pressure pH in the oil passage 80 is regulated. In addition, the first line oil pressure P1 is controlled by the second pressure regulating valve 102 of the pressure reducing valve type.
1 in the second line oil passage 82 by reducing the pressure.
Line hydraulic pi! 1 is pressure regulated. This second line hydraulic PI! , corresponds to the tension control pressure of this embodiment because the pressure is regulated to control the tension of the transmission belt 44.
まず、第２調圧弁１０２の構成を説明する。第４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１１
０、スプリングシート１１２、リターンスプリング１１
４、プランジャ１１６を備えている。スプール弁子１１
０の軸端には順に径か大きい第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 pressure regulating valve 102 will be explained. As shown in FIG. 4, the second pressure regulating valve 102 includes a spool valve 11 that opens and closes between the first line oil passage 80 and the second line oil passage 82.
0, spring seat 112, return spring 11
4. It is equipped with a plunger 116. Spool bento 11
A first land 118, a second land 120, and a third land 122, each having a larger diameter, are formed in this order on the shaft end of the shaft.
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ＰＩ！、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Ｐｉｔ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１１
０の第１ランド１１８の端面側には、絞り１２８を介し
て後述の変速比圧Ｐｒが導かれる室１３０が設けられて
おりスプール弁子１１０が変速比圧Ｐｒ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Ｐ、ｈを作用させるための室１３２が設けられて、
スプール弁子１１０かこのスロットル圧Ｐｌｈにより開
弁方向へ付勢されるようになっている。A second line hydraulic pressure PI is connected between the second land 120 and the third land 122! , is the feedback pressure at the throttle 124
A chamber 126 is provided through which the spool valve element 110 is urged in the valve closing direction by the second line oil pressure Pit. Also, spool valve 11
A chamber 130 is provided on the end face side of the first land 118 of 0, through which a gear ratio pressure Pr (described later) is guided through a throttle 128, and the spool valve element 110 is urged in the valve closing direction by the gear ratio pressure Pr. 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 are formed on the plunger 116, and a chamber 132 for applying throttle pressures P and h, which will be described later, is provided on the end surface side of the land 117. ,
The spool valve element 110 is biased in the valve opening direction by this throttle pressure Plh.
したがって、第１ランド１１８の受圧面積をＡ１、第２
ランド１２０の断面の面積をＡ２、第３ランド１２２の
断面の面積をＡ２、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、ポート１３４ａに導かれている第１ライ
ン油路８０内の作動油がボー）１３４ｂを介して第２ラ
イン油路８２へ流入させられる状態と、ポート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） １３４ｃへ流される状態とが
繰り返されて、第２ライン油圧Ｐ１２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Ｐ ｌ ＋を減圧する
ことにより第２ライン油圧Ｐｌ、を第８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 A1, and the pressure receiving area of the second land 118 is A1.
Assuming that the area of the cross section of the land 120 is A2, the area of the cross section of the third land 122 is A2, 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 element 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 element 110 according to formula (1), the hydraulic oil in the first line oil passage 80 guided to the port 134a is transferred to the second line oil passage 82 via the bow 134b. state where it is allowed to flow in, and the port 134b
The state in which the hydraulic oil in the second line oil passage 82 that is led to the drain is communicated with the drain (134c) is repeated, and the second line oil pressure P12 is generated. Since the second line oil passage 82 is a relatively closed system, the second pressure regulating valve 102 reduces the pressure of the first line oil pressure P l +, which is a relatively high oil pressure, as described above. A hydraulic pressure Pl is generated as shown in FIG.
Ｐｆｔ＝（Ａｔ・Ｐ、、＋Ｗ−Ａ、・Ｐ−）／（Ａ３
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Ｐ、。ＩＬが導入される室１３６が設け
られており、スプール弁子１１Ｏがその信号圧Ｐ８゜、
Ｌ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Ｐｚｔが減圧されるようになっている。Pft=(At・P,,+W−A,・P−)/(A3
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 the signal pressure P,. A chamber 136 into which IL is introduced is provided, and the spool valve 11O receives its signal pressure P8°,
When biased in the valve closing direction by L, the second line oil pressure Pzt is reduced depending on the magnitude of the bias.
また、前記プランジャ１１６のランド１１７とランド１
１９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Ｐ８゜
ＩＬを作用させて第２ライン油圧Ｐｚｔを昇圧させるた
めの昇圧用油室１３３か設けられており、第２ライン油
圧Ｐｉ、が上記信号圧Ｐ、。、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ＰＩ
！、の特性については後で詳述する。Furthermore, the land 117 of the plunger 116 and the land 1
19, there is a pressure increasing oil chamber for increasing the second line oil pressure Pzt by applying a control pressure P8°IL through the first relay valve 380, a second relay valve 440, which will be described later, and a throttle 135. 133 is provided, and the second line oil pressure Pi is the signal pressure P. The pressure is increased according to the 2nd line oil pressure PI in the above case
! The characteristics of , will be explained in detail later.
第１調圧弁１００は、第５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に連通ずるボー）１５０ａとドレ
ンポート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ｐＨを絞り１５Ｉ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Ｐ ｆ ＋によりスプール弁子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
１５４と第２ランド１５５との間にはスロットル圧Ｐ
ｔｈ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ｐ Ｉｎ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ＰＩ！
２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１４
２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Ａ６、第１プランジヤ１４６の第１ランド１５
４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Ａ７、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Ｐｌ、が調圧される。As shown in FIG. 5, 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 bow 150a communicating with the first line oil passage 80 and the drain port 150b or 150c, and applies the first line oil pressure as feedback pressure to the end surface of the first land 152. A chamber 153 is provided for controlling the pH through a throttle 15I, and the spool valve element 140 is biased in the valve opening direction by this first line oil pressure P f +. Spool valve 140
There is a throttle pressure P between the first land 154 and the second land 155 of the first plunger 146, which are provided coaxially with the
A chamber 156 is provided between the second land 155 and the second plunger 148 to direct the hydraulic pressure p In in the primary hydraulic cylinder 54 to a branch oil path 305 .
A chamber 157 is provided for introducing the second line hydraulic pressure PI! on the end face of the second plunger 148.
A chamber 158 is provided for guiding 2. The biasing force of the return spring 144 is applied to the spring seat 14.
2 to the spool valve element 140 in the valve closing direction, the pressure receiving area of the first land 152 of the spool valve element 140 is A6, and the first land 15 of the first plunger 146 is
4, the cross-sectional area of the second land 155 and the second plunger 148 is A7, and the return spring 144 has a cross-sectional area of A6.
Let W be the biasing force of
) is established, and the first line oil pressure Pl is regulated.
ＰＩ！Ｉ＝
Ｃ（Ｐ＋、 ｏｒ ＰＩ ｚ） ” Ａｙ＋Ｐ＋ｈ（Ａ
ｇ−Ａ？）＋Ｗ） ／Ａｓ・ ・ ・ ・（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Ｐ１．が第２ライン油圧Ｐ１２（定常状態では
ＰＩ２＝Ｉ２側油圧シリンダ５６内油圧Ｐ。、、）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Ｐ１゜による推力がスプール弁子１４０の閉弁方
向に作用するか、−次側油圧シリンダ５４内油圧Ｐ１゜
が第２ライン油圧ＰＩ！２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Ｐｉｔによる推力がスプール弁子１４
０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、わと第２ライン油圧Ｐｉ、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１４０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はドレンへ開放されている。PI! I= C(P+, or PI z) ” Ay+P+h(A
g-A? )+W) /As・・・・・(2) In the first pressure regulating valve 100, the negative side hydraulic cylinder 5
4 internal oil pressure P1. is higher than the second line oil pressure P12 (in steady state, PI2 = oil pressure P in the I2 side hydraulic cylinder 56), the first plunger 146 and the second plunger 148 are separated from each other, and the above-mentioned Side hydraulic cylinder 54
Either the thrust force due to the internal hydraulic pressure P1° acts on the spool valve element 140 in the valve closing direction, or the internal hydraulic pressure P1° of the -next side hydraulic cylinder 54 is the second line hydraulic pressure PI! 2, the first plunger 146 and the second plunger 148 come into contact with each other, so that the thrust by the second line hydraulic pressure Pit acting on the end face of the second plunger 148 is applied to the spool valve 14.
Acts in the valve closing direction of 0. That is, the second plunger 148, which receives the hydraulic pressure P in the next-side hydraulic cylinder 54 and the second line hydraulic pressure Pi, applies an acting force based on the higher of these hydraulic pressures to close the spool valve 140. It acts in the direction. Note that the first part of the spool valve 140
A chamber 160 provided between the land 152 and the second land 159 is open to a drain.
第３図に戻って、スロットル圧ｐ ｔｈはエンジン１０
における実際のスロットル弁開度θ、ｈ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、変速比圧ＰｒはＣＶＴ１４の実際の変速比
を表すものであり、変速比検知弁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１
８６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 １ ＋を減圧し、実際のスロットル弁開度θ、に
対応したスロットル圧ＰＩｋを発生させるスプール弁子
１９０とを備えている。第６図は上記スロットル圧ＰＩ
ｈと実際のスロットル弁開度θ１．との関係を示すもの
であり、スロットル圧ｐ ｔｈは油路８４を通して第１
調圧弁１００、第２調圧弁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. 3, the throttle pressure p th is the engine 10
It represents the actual throttle valve opening degree θ, h at , and is generated by the throttle valve opening detection valve 180. Further, the gear ratio pressure Pr represents the actual gear ratio of the CVT 14 and is generated by the gear 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);
A plunger 186 that engages with the cam surface of this cam 184 and is driven in the axial direction in relation to the rotation angle of this cam 184
and plunger 1 applied via spring 188.
By being positioned at a position where the thrust from 86 and the thrust from the first line oil pressure Pl are balanced, the first line oil pressure P 1 + is reduced, and the throttle pressure PIk corresponding to the actual throttle valve opening θ is set. It is equipped with a spool valve element 190 that generates the air flow. Figure 6 shows the above throttle pressure PI
h and the actual throttle valve opening θ1. This shows the relationship between the throttle pressure p th and the first
Pressure regulating valve 100, second pressure regulating valve 102, third pressure regulating valve 220,
and the lock-up clutch pressure regulating valve 310, respectively.
また、変速比検知弁１８２は、ＣＶＴ１４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Ｐ１２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１９８とを備えて
いる。したがって、たとえば変速比γが小さくなってＣ
ＶＴ１４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１９８
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。この作動油圧か変速比圧Ｐｒてあり、第７図
に示すように、変速比γの減少（増速側への変化）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
られた変速比圧Ｐｒは、油路８６を通して第２調圧弁１
０２および第３調圧弁２２０へそれぞれ供給される。The gear 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 CVT 14 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 the biasing force from this spring 194, receiving the second line hydraulic pressure P12 and being positioned at a position where the thrusts of both are balanced, the discharge flow rate to the drain is reduced. The spool valve 198 changes the spool valve. Therefore, for example, the gear ratio γ becomes smaller and C
When the movable rotary body 50 approaches the fixed rotary body 46 on the input side of the VT 14 (the V-groove width is reduced), 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 198
As a result, the flow rate of the hydraulic oil discharged to the drain is reduced, so that the hydraulic pressure downstream of the orifice 196 is increased. This working oil pressure is the gear ratio pressure Pr, and as shown in FIG. 7, it increases as the gear ratio γ decreases (changes to the speed increasing side). Then, the gear ratio pressure Pr generated in this way is passed through the oil passage 86 to the second pressure regulating valve 1.
02 and the third pressure regulating valve 220, respectively.
ここで、上記変速比検出弁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Ｐ１２の作動油の逃がし量を変化させることにより
変速比圧Ｐｒを発生させるものであるから、変速比圧Ｐ
ｒは第２ライン油圧ＰＲ，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では変速比圧Ｐｒの増加に伴って第２ライン油
圧ＰＩ！。Here, the gear ratio detection valve 182 has an orifice 196
Since the gear ratio pressure Pr is generated by changing the release amount of the hydraulic oil of the second line hydraulic pressure P12 supplied from the second line oil passage 82 through the
While r is limited to a value greater than or equal to the second line oil pressure PR, the second pressure regulating valve 102, which operates according to equation (1) above, increases the second line oil pressure PI! as the gear ratio pressure Pr increases. .
を減少させる。このため、変速比圧Ｐｒが所定値まで増
加して第２ライン油圧Ｐｉｔ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。decrease. Therefore, when the gear ratio pressure Pr increases to a predetermined value and becomes equal to the second line oil pressure Pit, both are saturated and become constant thereafter.
第８図は、第２調圧弁１０２において、上記の変速比圧
Ｐｒに関連して前記（１）式に従って調圧される基本出
力圧（第２ライン油圧Ｐ１２の最大値）Ｐ ｍ ａ ｅ
の出力特性を示している。すなわち、変速比γに関連し
て低圧側ライン油圧に求められる第９図に示す伝動ベル
ト４４の張力を最適値とするための最適制御圧、すなわ
ち理想圧Ｐ０，１を示す曲線に比較的近似した特性か弁
機構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Ｐ１
２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。上記第２調圧弁１０２の弁機構により
得られる第８図の基本出力圧Ｐ ｗ ｔ ｃは、第２調
圧弁１０２のスプール弁子１１０やプランジャ１１６の
受圧面積等に関連して機械的に定まる値であり、急変速
時においても充分な挟圧力が得られるように理想圧Ｐ０
，１より高く設定されている。FIG. 8 shows the basic output pressure (maximum value of the second line oil pressure P12) P m a e which is regulated in the second pressure regulating valve 102 according to the above formula (1) in relation to the above-mentioned gear ratio pressure Pr.
shows the output characteristics of That is, it is relatively approximated to the curve showing the optimum control pressure, that is, the ideal pressure P0,1, for making the tension of the transmission belt 44 to the optimum value shown in FIG. 9, which is required for the low-pressure side line oil pressure in relation to the gear ratio γ. This characteristic can be obtained only by the valve mechanism, and the second line hydraulic pressure P1 is controlled using a continuously controlled electromagnetic pressure control servo valve.
This has the advantage that the hydraulic circuit is significantly cheaper than the case where 2 is generated. The basic output pressure P w t c in FIG. 8 obtained by the valve mechanism of the second pressure regulating valve 102 is determined mechanically in relation to the pressure receiving area of the spool valve 110 and plunger 116 of the second pressure regulating valve 102. ideal pressure P0 so that sufficient clamping force can be obtained even during sudden speed changes.
, 1.
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ＰＩ！ａ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２２
２、スプリングシート２２４、リターンスプリング２２
６、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Ｐｆ、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Ｐ Ｉ！ｓ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側には変速比圧Ｐｒ
が導かれる室２４０が設けられており、スプール弁子２
２２が変速比圧Ｐｒ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２
２４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Ｐｌｂ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Ｐ０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ＰＩ！３を導くた
めの室２４８か設けられている。このため、第３ライン
油圧Ｐｉ２は、前記（１）式と同様な式から、変速比圧
Ｐｒおよびスロットル圧ｐ ＋ｈ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７０において滑りか発生す
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ＰＲ３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ＰＲ’ｒが高められる。The third pressure regulating valve 220 has the optimum third line hydraulic pressure PI for operating the reverse brake 70 and the forward clutch 72 of the forward/reverse switching device 16! It generates a. This third pressure regulating valve 220 includes a spool valve 22 that opens and closes between the first line oil passage 80 and the third line oil passage 88.
2. Spring seat 224, return spring 22
6, 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 a third line oil pressure Pf is introduced as feedback pressure through the throttle 234. Line hydraulic pressure PI! The valve is biased in the valve closing direction by s. Also, the gear ratio pressure Pr is on the first land 230 side of the spool valve 222.
A chamber 240 is provided in which the spool valve 2 is guided.
22 is biased in the valve closing direction by the gear ratio pressure Pr. In the third pressure regulating valve 220, the biasing force of the return spring 226 in the valve opening direction is applied to the spring seat 220.
24 to the spool valve element 222. Further, a chamber 242 for applying throttle pressure Plb 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 P0. Further, between the first land 244 of the plunger 228 and the second land 246 having a smaller diameter, a third line hydraulic pressure PI! A chamber 248 for introducing 3 is provided. Therefore, the third line oil pressure Pi2 is regulated to an optimal value based on the gear ratio pressure Pr and the throttle pressure p+h using a formula similar to the formula (1) above. This optimum 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 70. Furthermore, when traveling in reverse, the third line hydraulic pressure PR3 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 PR'r 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ＰＩ！ｚ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、マニュアルパルプ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Ｐ１３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Ｐ １２３を出力ポート２
５６からリバースインヒビット弁４２０のポート４２２
ａ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（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
７０からの排油を共に許容する。なお、アキュムレータ
３４２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。3rd line oil pressure PI regulated as above! z is selectively supplied to the forward clutch 72 or the reverse brake 70 by a manual valve 250. That is, the manual pulp 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 in which the third line hydraulic pressure P13 is exclusively output from the output port 258 and supplied to the forward clutch 72, 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 oil pressure P123 is output to the output port 2.
56 to port 422 of reverse inhibit valve 420
a and 422b, and further supplies oil to the reverse brake 70 through the reverse inhibit valve 420, while allowing oil to drain from the forward clutch 72, and is operated to N (neutral) and P (parking) ranges. In this state, oil is allowed to drain from both the forward clutch 72 and the reverse brake 70. Incidentally, the accumulators 342 and 340 are for gradually increasing the 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
ｐＨおよび第２調圧弁１０２により調圧された第２ライ
ン油圧ＰＡ’２は、ＣＶＴ１４の変速比γを調節するた
めに、変速制御弁装置８６０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Ｐ１４は第４
調圧弁１７０により第１ライン油圧Ｐ Ｉ！＋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 pH regulated by the first pressure regulating valve 100 and the second line oil pressure PA'2 pressure regulated by the second pressure regulating valve 102 are transmitted to the transmission control valve in order to adjust the gear ratio γ of the CVT 14. A device 860 supplies one and the other of the primary hydraulic cylinder 54 and the secondary hydraulic cylinder 56. 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 P14 for driving the speed change direction switching valve 262 and the flow rate control valve 264 is the fourth line oil pressure P14.
The pressure regulating valve 170 controls the first line oil pressure P I! +, and is guided by the fourth line oil passage 370.
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か設
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、。ＩＬ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側の端面は大気に開放されている。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Ｐｚ４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Ｐ６゜１Ｌ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Ｐ１゜が後述の信号圧Ｐ、。１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 171 to introduce the fourth line hydraulic pressure P14 to act as feedback pressure, while the spring 172 of the spool valve 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. A chamber 177 for introducing IL is provided, and the end surface of the spool valve element 171 on the non-spring 172 side is open to the atmosphere. In the fourth pressure regulating valve 170 configured in this manner, the spool valve element 171 applies a biasing force in the valve-closing direction based on the feedback pressure corresponding to the fourth line oil pressure Pz4, a biasing force in the valve-opening direction by the spring 172, and a signal. As a result of being operated so that the urging force in the valve opening direction based on the pressure P6°1L is balanced, the fourth line oil pressure P1° becomes the signal pressure P, which will be described later. The pressure is regulated to a value corresponding to the magnitude of 1.
第１０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１２７８ａと、第１
接続油路２７０、第１絞り２７１を備えた第２接続油路
２７２、および第３接続油路２７４にそれぞれ連通する
ポート２７８ｂ２７８ｄ、および２７８ｆと、第１ライ
ン油圧Ｐｌ、が絞り２７６を通して供給されるボート２
７８Ｃと、第１ライン油圧ｐＨが供給されるボート２７
８ｅと、第２ライン油圧ＰＩ！２か供給されるポー）２
７８ｇ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（オフ側位置）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。変速方向切換弁子として機
能する上記スプール弁子２８０には、４つのランド２７
９ ａ、 ２７９ ｂ、 ２７９ ｃ、 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側の端面は大気に開放されている。As shown in detail in FIG. 10, the speed change direction switching valve 262 is a spool valve controlled by the first solenoid valve 266, and has a drain port 1278a communicating with the drain and a first
Ports 278b, 278d, and 278f, which communicate with the connecting oil passage 270, the second connecting oil passage 272 with the first throttle 271, and the third connecting oil passage 274, respectively, and the first line oil pressure Pl are supplied through the throttle 276. boat 2
78C and the boat 27 supplied with the first line hydraulic pH.
8e and 2nd line oil pressure PI! 2 or paw supplied) 2
78g, sliding between the deceleration side position (on side position) which is one end of the movement stroke (top end of the figure) and the speed increase side position (off side position) which is the other end of the movement stroke (bottom end of the figure) It includes a spool valve element 280 that is movably arranged, and a spring 282 that biases the spool valve element 280 toward the speed increasing position. The spool valve element 280, which functions as a speed change direction switching valve element, has four lands 27.
9a, 279b, 279c, and 279d are provided. The end surface of the spool valve element 280 on the spring 282 side is open to the atmosphere.
しかし、スプール弁子２８０の下端側の端面には、第１
電磁弁２６６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Ｐ Ｉ！ａ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２６６か図の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
てドレンボート２７８ａとポート２７８ｂとの間、ボー
）２７８ｅ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２７８０との間、ボート２
７８ｄと２７８ｅとの間、およびボート２７８ｆと２７
８ｇ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状態となる。However, the lower end surface of the spool valve 280 has a first
When the solenoid valve 266 is in the ON state, that is, in the closed state, the fourth line oil pressure PI! is regulated by the fourth pressure regulating valve 170. a is applied, but when the first electromagnetic 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 oil pressure P14 is not applied. When the first electromagnetic valve 266 is in the state shown on the ON side in the figure, the shift direction switching valve 262 is also in the position shown in the ON side in the figure, and the first
When the solenoid valve 266 is in the OFF position shown in the figure, the speed change direction switching valve 262 is also in the OFF position shown 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 distance between the drain boat 278a and the port 278b, and between the boat 278e and the port 278f are reduced. Boat 2 between Boat 278b and 2780
between boats 78d and 278e, and boats 278f and 27
8g are respectively closed, but the first solenoid valve 266
During the period in which the spool valve 280 is in the OFF state, the spool valve 280 is positioned at the speed increasing side position, resulting in a switching state opposite to the above.
なお、上記変速方向切換弁２６２には、スプール弁子２
８０と同軸に配設されてそれに当接可能なプランジャ２
８１と、リニヤ弁３９０により発生させられる信号圧Ｐ
、。ＩＬを油路２８５を介して受は入れてスプール弁子
２８０か減速側位置に向かう方向の推力を発生させる減
速用油室２８３とが設けられている。この信号圧Ｐ、。Note that the speed change direction switching valve 262 includes a spool valve 2
plunger 2 disposed coaxially with 80 and capable of abutting thereon;
81 and the signal pressure P generated by the linear valve 390
,. A deceleration oil chamber 283 is provided that receives the IL through an oil passage 285 and generates a thrust in a direction toward the spool valve 280 toward the deceleration side position. This signal pressure P.
１．は、第１電磁弁２６６および第２電磁弁２６８のソ
レノイドＳ１およびＳ２の故障時において変速方向切換
弁２６２を減速側へ切り換えるためにも用いられる。1. is also used to switch the speed change direction switching valve 262 to the deceleration side when the solenoids S1 and S2 of the first solenoid valve 266 and the second solenoid valve 268 fail.
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に連通するポート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
るボー）２８６ｂおよび２８６ｄと、二次側油路３０２
を介して二次側油圧シリンダ５６に連通ずるボー）２８
６ｃ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２８８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。流量制御弁子として機能する上記スプール弁子
２８８には、各ボート間を開閉するための３つのランド
２８７ａ、２８７ｂ、２８７ｃ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側の端面は大気に開放されているため油
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Ｐ ｆ ４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Ｐ１４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か図の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。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 communicates with the downstream side hydraulic cylinder 54 via the primary side oil passage 300 and is connected to the second side hydraulic cylinder 54 via the primary side oil passage 300.
A port 286a that communicates with the connection oil passage 272, bows 286b and 286d that communicate with the first connection oil passage 270 and the third connection oil passage 274, respectively, and the secondary oil passage 302.
28 which communicates with the secondary hydraulic cylinder 56 via
6c, 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 spool valve element 288 that is slidably disposed, and a spring 290 that urges the spool valve element 288 toward the flow rate suppression side position. The spool valve 288, which functions as a flow rate control valve, is provided with three lands 287a, 287b, and 287c for opening and closing between the boats. Similar to the speed change direction switching valve 262, the end face of the spool valve element 288 on the spring 290 side is open to the atmosphere, so no hydraulic pressure is applied thereto. However, when the second electromagnetic valve 268 is in the ON state, that is, in the closed state, a fourth pressure regulator is provided on the lower end side of the spool valve element 288.
The line hydraulic pressure P f 4 is applied, and in the off state, that is, the open state, the downstream side of the throttle 292 is exhausted and the fourth line hydraulic pressure P14 is not applied. When the second solenoid valve 268 is in the state shown on the ON side in the figure, the flow rate control valve 264 is in the operating position shown on the ON side in the figure, and the second
When the electromagnetic valve 268 is in the state shown on the OFF side in the figure, the flow rate control valve 264 is in the operating position shown on the OFF side in the figure.
このため、第２電磁弁２６８かオン状態（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ボート２８６ａとボ
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。Therefore, during the period when the second solenoid valve 268 is in the on state (duty ratio is 100%), the spool valve element 288 is positioned at the flow rate non-restriction side position, and the port 286C is placed between the boats 286a and 286b. and 286d are opened, but the second solenoid valve 268 is in the off state (
During the period when the duty ratio is 0%, the spool valve 288
is positioned at the flow rate suppression side position, resulting in a switching state opposite to the 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Ｐ１．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、、、 （＝Ｐｆｆ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Ｐｊ？２から二次側油圧シリンダ５６内
へ作動油か供給されるようにするためのものである。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 ｏｕｔ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Ｐ０１．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 ｏ ｕ ＩＯ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、チエツク弁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
３０１を弁座２９９に向かつて付勢するスプリング３０
３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。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 supplies the first line hydraulic pressure P1. is supplied, the secondary hydraulic cylinder 56
In order to prevent a large amount of hydraulic oil from flowing out into the second line oil passage 82 and reducing the hydraulic pressure P,... (=Pff) in the secondary hydraulic cylinder 56, the second line This is to ensure that hydraulic oil is supplied from the hydraulic pressure Pj?2 into the secondary side hydraulic cylinder 56. Also, the throttle 296 and the check valve 298 are used to supply the hydraulic oil to the secondary side hydraulic cylinder 56 in synchronization with the duty drive of the flow rate control valve 264. The pulsations occurring in the hydraulic pressure p out in the secondary hydraulic cylinder are suitably alleviated.In other words, the spike-like upper peak in the pulsation of the hydraulic pressure P01 in the secondary hydraulic cylinder is released by the throttle 296, and the pulsation in the hydraulic pressure P01. This is because the peak is compensated for through the check valve 298.
The valve seat 299 has a planar seat surface, the valve element 301 has a planar contact surface that comes into contact with the seat surface, and a spring that urges the valve element 301 toward the valve seat 299. 30
3, and 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。ここて、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のすへりか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 maximum speed is achieved within a range where only the edge of the transmission belt 44 occurs during the 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
変速比γ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８ｏ内の作動油は、ポート２７８ｅ、ポート２７
８ｆ、第３接続油路２７４、ポート２８６ ｄ、ポー）
２８６ｃ。Therefore, when the first solenoid valve 266 is on,
Regardless of the operating state of the second solenoid valve 268, the gear ratio γ 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 8o flows through the ports 278e and 27.
8f, third connection oil passage 274, port 286 d, port)
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２８６
ｂ、第１接続油路２７０、ポート２７８ｂ、 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１１図の（イ）に示すように変速比γは減速方向
へ急速に変化させられる。While the hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 54 flows through the secondary oil passage 302 into the secondary hydraulic cylinder 56, the hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 54 flows through the secondary oil passage 300, port 286a,
b. It is discharged to the drain through the first connection oil passage 270, port 278b, and drain port 278a. As a result, the gear ratio γ is rapidly changed in the deceleration direction as shown in FIG. 11(a).
また、第１電磁弁２６６がオン状態であるときに第２１
Ｅ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１１図の
（ハ）に示すように変速比γは減速方向へ緩やかに変化
させられる。Further, when the first solenoid valve 266 is in the on state, the second solenoid valve 266 is in the on state.
When the E-magnetic valve 268 is turned off, the hydraulic oil in the second line oil passage 82 is supplied into the secondary hydraulic cylinder 56 through the throttle 296 and check valve 298 that are provided in parallel in the bypass oil passage 295. As well as -
The hydraulic oil in the next hydraulic cylinder 54 is gradually discharged through a small gap formed actively or inevitably in the sliding portion of the piston. As a result, the gear ratio γ is gradually changed in the deceleration direction as shown in FIG. 11(c).
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じた速度で変速比γか減速
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 γ is changed to the deceleration side at a speed corresponding to the duty ratio of the second electromagnetic valve 268.
第１１図の（ロ）はこの状態を示している。FIG. 11(b) shows this state.
反対に、第１電磁弁２６６か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の変速
比γは増速方向（変速比γの減少方向）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を磁弁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、ポー）２７
８ｃ。Conversely, when the first solenoid valve 266 is off, the second
Regardless of the operating state of the electromagnetic valve 268, the gear ratio γ of the CVT 14 is changed in the direction of increasing speed (the direction of decreasing the gear ratio γ). 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.
ポート２７８ｂ、第１接続油路２７０、ポート２８６ｂ
１ポート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、ボー）
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２８６ｄ、
第３接続油路２７４、ポート２７８ｆ、ポート２７８ｇ
を通して第２ライン油路８２へ排出される。これにより
、第１１図の（へ）に示すように変速比γか速やかに増
速方向へ変化させられる。Port 278b, first connection oil passage 270, port 286b
1 port 286a, - flows into the primary side hydraulic cylinder 54 through the downstream side oil passage 300, and the bow)
278e, the port 278d, the second connection oil passage 272, and the downstream oil passage 300 to flow into the primary hydraulic cylinder 54, while the hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 56 is
Secondary oil passage 302, bow) 286c, port 286d,
Third connection oil passage 274, port 278f, port 278g
It is discharged to the second line oil passage 82 through. As a result, the gear ratio γ is quickly changed in the speed increasing direction, as shown in FIG. 11(f).
また、第１電磁弁２６６かオフである状態であるときに
第２電磁弁２６８か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１１図の（ニ）に示すように
変速比γ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 connecting 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 gear ratio γ is gradually changed in the direction of speed increase, as shown in FIG. 11(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で変速比γ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 (f) and (d), the speed ratio γ is changed to the speed increasing side at a speed corresponding to the duty ratio of the second electromagnetic valve 268.
第１１図の（ホ）はこの状態を示している。(E) in FIG. 11 shows this state.
ここで、ＣＶＴｌ４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か正の時）には第１２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１３図に示すような
油圧値が望まれる。第１２図および第１３図は、いずれ
も入力軸３０か一定の軸トルクで回転させられている状
態で、変速比γ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１２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５６
内の油圧Ｐ。Ｉｌｌ 、第１３図のエンジンブレーキ走
行時にはＰｏ。ｌ 〉ＰＩｎ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Ｐ Ｉｎ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変速比γ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Ｐ ｌ ＋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か望まれる。Here, the first line oil pressure pH in CVT14 is desired to be a hydraulic value as shown in FIG. 12 during positive drive running (when the drive torque T is positive), and when running with engine braking (when the drive torque T is positive). is negative), a hydraulic pressure value as shown in FIG. 13 is desired. Figures 12 and 13 both show the oil pressure values required when the gear ratio γ 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 next hydraulic cylinder 54 and the secondary hydraulic cylinder 56 are equal, during normal drive running as shown in FIG.
Hydraulic pressure inside P. Ill, Po during engine braking driving as shown in Fig. 13. l>PIn, and in both cases, the hydraulic pressure in the driving side hydraulic cylinder>the hydraulic pressure in the driven side hydraulic cylinder. Since the above P In during normal drive running is to generate thrust of the hydraulic cylinder on the driving side, it is necessary to make sure that the hydraulic cylinder can generate the thrust to obtain the target gear ratio γ, and to reduce power loss. In order to reduce the pressure, it is desirable that the first line oil pressure P l + be regulated to a value obtained by adding a necessary and sufficient margin oil pressure α to the above P In.
しかし、上記第１２図および第１３図に示す第１ライン
油圧ＰＩ！、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か設け
られ、Ｐｌ、、および第２ライン油圧Ｐｆｚ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１４図に示すような、ｐ ｌａを示す
曲線とＰｏ、。However, the first line oil pressure PI shown in FIGS. 12 and 13 above! It is impossible to adjust the pressure based on the oil pressure in one of the hydraulic cylinders. Therefore, in this example,
The first pressure regulating valve 100 is also provided with a second plunger 148, and a biasing force based on whichever is higher of Pl and second line hydraulic pressure Pfz is transmitted to the spool valve element 140 of the first pressure regulating valve 100. It has become so. As a result, a curve indicating p la and Po as shown in FIG. 14, for example.
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Ｐｌ、がＰＩｆｉおよび第２ライン油圧Ｐｉ
２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ｐＨ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。During no-load running, where the curve intersects with the first
The line oil pressure Pl is PIfi and the second line oil pressure Pi
The oil pressure value is controlled to a value obtained by adding the margin value α to the higher oil pressure value. Thereby, the first line hydraulic pressure pH is controlled to a necessary and sufficient value, and power loss is minimized.
因に、第１４図の破線に示す第１ライン油圧Ｐｚ、’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、変速比γが小さ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。Incidentally, the first line oil pressure Pz,' shown by the broken line in FIG. 14 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 gear ratio γ is small. There is.
前記余裕値αは、ＣＶＴｌ ４の変速比変化範囲全域内
において所望の速度て変速比γを変化させて所望の変速
比γ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Ｐｌｈ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１０
０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Ｐ
１１は、第１５図に示すように、Ｐ、ｆｉもしくはＰ
ａｕｌとスロットル圧ｐ ｔｈとにしたがって増加する
が、スロットル圧ｐ ｔｈ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、変速比γ
が最小値となって一次側可変プーリ４０のＶ溝幅の減少
が機械的に阻止された状態で一次側油圧シリンダ５４内
の油圧Ｐ ｌ＋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Ｐ Ｒ＋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 gear ratio γ at a desired speed within the entire gear ratio change range of the CVTl 4 to obtain the desired gear ratio γ, and is clear from equation (2). As shown in FIG.
Line oil pressure pH is increased. Said first pressure regulating valve 10
The pressure receiving area of each part of the spring 14 and the biasing force of the return spring 144 are set in this way. At this time, the first line oil pressure P regulated by the first pressure regulating valve 100
11 is P, fi or P, as shown in FIG.
aul and the throttle pressure p th, but is saturated at the maximum value corresponding to the throttle pressure p th. As a result, the gear ratio γ
Even if the hydraulic pressure P l+ in the primary hydraulic cylinder 54 increases in a state where the V-groove width of the primary variable pulley 40 is mechanically prevented from decreasing due to the minimum value, the margin value α is always greater than that.
This prevents the first line oil pressure PR+, which is controlled to a high level, from increasing excessively.
第３図に戻って、第１調圧弁１００のポート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 ｅｌ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Ｐ ｌｂ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Ｐｌｈに応じて高くなる
ロックアツプクラッチ油圧ｐ ｃｌを発生させる。Returning to FIG. 3, the hydraulic oil flowing out from the port 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 Pel as a feedback pressure and is biased in the valve opening direction, and a spool valve element 312 which is biased in the valve closing direction. spring 314
, a chamber 316 to which the throttle pressure Plb is supplied, and a plunger 317 that receives the hydraulic pressure in the chamber 316 and urges the spool valve element 312 in the valve closing direction, and the spool valve element 312 receives the feedback pressure. By operating so that the thrust based on Plh and the thrust of the spring 314 are in balance and causing the hydraulic oil in the lock-up clutch pressure oil passage 92 to flow out, the lock-up clutch oil pressure pcl increases in accordance with the throttle pressure Plh. generate.
これにより、エンジン１０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か係
合させられる。上記ロックアツ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 corresponding to the actual output torque of the engine 10. The above lock-up clutch pressure regulating valve 31
The hydraulic oil that has flowed 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ＰＩ！４と同じ
圧力の信号圧Ｐ６゜１３を発生させる。第４電磁弁３４
６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
Ｐ１４と同じ圧力の信号圧Ｐ、。、４を発生させる。リ
ニヤ弁３９０は、減圧弁形式の弁機構を有しており、第
１６図に詳しく示すように、第４ライン油圧Ｐ Ｉ！
４を元圧として調圧することにより出力信号圧Ｐ８゜１
Ｌを発生させるためにバルブポデー３９７のシリンダボ
ア３９８内に摺動可能に嵌め入れられたスプール弁子３
９１と、電子制御装置４６０から供給される駆動電流■
６゜、Ｌによって励磁されるリニヤソレノイド３９２と
、このリニヤソレノイド３９２の励磁状態に関連してス
プール弁子３９１を昇圧側へ付勢するコア３９３と、ス
プール弁子３９１を降圧側へ付勢するスプリング３９４
と、スプール弁子３９１を降圧側へ付勢するために前記
出力信号圧Ｐ、。１Ｌが導かれるフィードバック油室３
９５とを備えている。上記スプール弁子３９１は、コア
３９３から付与される昇圧側への付勢力とスプリング３
９４から付与される降圧側への付勢力とが平衡する位置
へ移動するように作動させられることにより、第１７図
に示す出力特性に従い、電子制御装置４６０から供給さ
れる駆動信号（駆動電流Ｉ８゜ＩＬ）に基づいて出力信
号圧Ｐ、。１Ｌを変化させる。このようにして第４ライ
ン油圧Ｐ１４を元圧として調圧された信号圧Ｐ、。１．
は、リニヤ弁３９０の出力ポート３９６から第１リレー
弁３８０のボー）３８２ｂへ供給される。The third solenoid valve 330 discharges pressure downstream of the throttle 331 to the drain in its off state, and the fourth line oil pressure PI of the fourth line oil passage 370 in its on state. A signal pressure P6°13 having the same pressure as 4 is generated. Fourth solenoid valve 34
6 is a signal pressure P that discharges pressure downstream of the throttle 344 to the drain in the off state and is the same pressure as the fourth line oil pressure P14 in the on state. , 4 is generated. The linear valve 390 has a pressure reducing valve type valve mechanism, and as shown in detail in FIG. 16, the fourth line hydraulic pressure PI!
By adjusting the pressure using 4 as the source pressure, the output signal pressure P8゜1
A spool valve element 3 is slidably fitted into a cylinder bore 398 of a valve body 397 to generate L.
91 and the drive current ■ supplied from the electronic control unit 460
6°, a linear solenoid 392 excited by L, a core 393 that biases the spool valve element 391 toward the pressure increasing side in relation to the excited state of the linear solenoid 392, and a core 393 that biases the spool valve element 391 toward the pressure decreasing side. spring 394
and the output signal pressure P for urging the spool valve element 391 to the pressure decreasing side. Feedback oil chamber 3 where 1L is guided
95. The spool valve element 391 receives the pressure increasing force applied from the core 393 and the spring 3
94, the drive signal (drive current I8) supplied from the electronic control unit 460 is adjusted according to the output characteristics shown in FIG.゜IL) based on the output signal pressure P,. Change 1L. The signal pressure P is thus regulated using the fourth line oil pressure P14 as the source pressure. 1.
is supplied from the output port 396 of the linear valve 390 to the output port 382b of the first relay valve 380.
本実施例では、上記各信号圧Ｐ、。３２、Ｐ、。、４、
Ｐ、。、の組み合わせにより後述のロックアツプクラッ
チの保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と複数種
類の制御が実行されるようになっている。また、上記信
号圧Ｐ、。１．は、第１電磁弁２６６および第２電磁弁
２６８のソレノイド故障時において変速方向切換弁２６
２を減速側へ切り換えるためにも使用されるようになっ
ている。In this embodiment, each of the signal pressures P, 32, P. ,4,
P. By combining , multiple types of control such as lock-up clutch engagement and sudden release control, accumulator back pressure control, N range line oil pressure down control, line oil pressure down control at high vehicle speeds, and reverse inhibit control, which will be described later, are possible. It is set to be executed. In addition, the signal pressure P, 1. When the solenoid of the first solenoid valve 266 and the second solenoid valve 268 fails, the shift direction switching valve 26
2 to the deceleration side.
ロックアツプクラッチ３６の保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Ｐ ｃｌ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３
２４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 transfers the hydraulic oil in the oil passage 92 whose pressure is regulated to the lock-up clutch oil pressure Pcl to the engagement side oil passage 322 and the disengagement side oil passage 3 of the fluid coupling 12.
24 to put the lock-up clutch 36 in the engaged state or released state, and the lock-up clutch quick release valve 400 supplies the hydraulic oil that flows out when the lock-up clutch 36 is released to the oil cooler. By draining water without passing through 339, the lock-up clutch 36 is quickly released.
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）はロックアツプクラッチ油
圧ｐ ｃｌが供給されるポート３２１ｃとポート３２１
ｄ、ボー）３２１ｂとドレンボー）３２１ａ、ポート
３２１ｅとポート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）はボー）３
２１ｃとポート３２１ｂ、ポート３２１ｄとポート３２
Ｉｅ、ポート３２１ｆとドレンポー）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３２８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３２
８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、。１３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), the lock-up clutch hydraulic pressure pcl is supplied to a port 321c and a port 321.
d, bow) 321b and drain bow) 321a, port 321e and port 321f are communicated, and when the lock-up clutch 36 is released (off side in the figure), bow) 3
21c and port 321b, port 321d and port 32
Ie, a spool valve 326 that communicates between the port 321f and the drain port 321g, and a spring 328 that biases the spool valve 326 toward the release side (off side). Lower end surface side of spool valve 326 (non-spring 32
8 side) is a signal pressure P generated when the third solenoid valve 330 is in the on state. A chamber 332 into which 13 is introduced is provided.
ロックアツプクラッチ急解放弁４００は、２位置作動形
式のスプール弁であり”Ｃ１絞り４０１を介してクラッ
チ圧油路９２と連通ずるポート４０２ａ、解放側油路３
２４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と連通するボー）４０２
ｃ、ロックアツプクラッチ制御弁３２０のポート３２１
ｆと連通ずるボー）４０２ｄ、係合側油路３２２と連通
するポート４０２ｅ、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）は上記ポート４０２ｂとボー）４０２
ｃ、ボー）４０２ｅとポート４０２ｆを連通させ、急解
放時（図のオン側）は上記ポート４０２ａとポート４０
２ｂ、ポート４０２ｄとボー）４０２ｅ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
側位置へ向かっ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４１Ｏ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、。１４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 spool valve, and includes a port 402a that communicates with the clutch pressure oil passage 92 via the C1 throttle 401, and a release side oil passage 3.
port 402b communicating with port 24, port 402b communicating with port 321b of lock-up clutch control valve 320)
c. Port 321 of lock-up clutch control valve 320
port 402e communicating with the engagement side oil passage 322, lock-up clutch control valve 32
0 baud) 321d, and the port 402b and baud) 402 that communicate with the port 402b during normal operation (off side in the figure).
(c, bow) 402e and port 402f are communicated, and at the time of sudden release (on side in the figure), the above port 402a and port 40 are connected.
2b, a spool valve element 406 that communicates with a port 402d and a bow 402e, and a spring 408 that urges the spool valve element 406 toward the quick release side position. The chamber 41O on the lower end side of the spool valve 406 is
Signal pressure P, which is generated when the fourth solenoid valve 346 is in the on state. 14 is designed to be guided. 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内の作動油がボー
）３２１ｃ、ボー）３２１ｄ、ボー）４０２ｆ、ポート
４０２ ｅ。Therefore, when the third solenoid valve 330 is turned on while the fourth solenoid valve 346 is in the off state, the spool valve element 326 is brought to the position shown on the on side 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、ボー）４０２ｂ、ポート４０２Ｃ，ボー）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, baud) 402b, port 402C, baud) 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か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３２１ｂ１ポー）４０２ｃ、ボー）４
０２ｂ、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係合側
油路３２２、ポート４０２ｅ、ポート４０２ｆ、ボー）
３２１ｄ、ボー）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。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 the hydraulic oil in the lock-up clutch pressure oil passage 92 is drained.
321c, port 321b1 port) 402c, port) 4
02b, and the fluid coupling 12 through the release side oil passage 324.
The hydraulic oil flowing out from the fluid coupling 12 is supplied to the engagement side oil passage 322, port 402e, port 402f, bow)
321d, bow) 402e, and oil cooler 339
It is drained after 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内の作動油がボー）４０２ａ、ボー）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
、ポート４０２ ｅ、ボー）４０２ｄ、ボート３２１ｆ
１ポー）３２１ｅ、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前記第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が保合
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 bow) 402a, the bow) 402b, and the release side oil passage 324, and the hydraulic oil flowing out from the fluid coupling 12 is maintained. Side oil passage 322
, port 402e, boat) 402d, boat 321f
The oil is drained through the oil cooler 339 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 mode and the second release mode is selected, engine stall is prevented by switching to the other mode, and the vehicle is 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 or 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内の作動油は専らポート４０２ａからポー）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）４０２ｅ、ボー）４０２ｄ。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 port 402a to port 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,
Poe) 402e, Bo) 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１８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。It is drained from port 321g via 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. 18 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の保合中にお
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。Note that 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. Furthermore, 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 when 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 to set 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のポート４４２
Ｃと連通ずるポート５８２ａ、信号圧Ｐ８゜１．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の室４３５と連通ず
るポート３８２Ｃ１およびドレンボート３８２ｄと、図
のオン側状態においてポート３８２ａ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３
８８に信号圧Ｐ８゜１４が作用されないときにはスプー
ル弁子３８４がオフ側に示す位置とされて信号圧Ｐ、。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 582a communicating with C, signal pressure P8°1. port 382b to which is supplied, port 382C1 and drain boat 382d that communicate with chamber 136 of second pressure regulating valve 102 and chamber 435 of reverse inhibit valve 420, and port 382a and port 382b in the on side state in the figure.
, communicate the port 382c and the drain port 382d,
A spool valve element 384 that drains the port 328a and communicates the ports 382b and 382c in the off-side state shown in the figure, and a spring 386 that biases the spool valve element 384 toward the off-side state,
Chamber 3 provided on the non-spring side of the spool valve 384
When the signal pressure P8.14 is not applied to the spool valve 384, the spool valve 384 is in the OFF position and the signal pressure P is applied.
ＩＬ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３８８
に信号圧Ｐ、。１４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Ｐ、。１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。IL is supplied to the chamber 136 of the second pressure regulating valve 102 and the chamber 435 of the reverse inhibit valve 420;
signal pressure P,. 14 is applied, the spool valve 384 is in the ON position and the signal pressure P. 1 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】３３と
絞り４４３を介して連通し且つ互いに常時連通している
ポート４４２ｂおよび４４２Ｃ１第４調圧弁１７０と連
通しているポート４４２ｄ、ドレンボー）４４２ｅと、
図のオン側状態においてボー）４４２ｄをドレンポート
４４２ｅと連通させ、図のオフ側状態においてボー）４
４２ｄとドレンボー）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゜１３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
８゜１．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、ボー）４４２ｃ
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Ｐ８゜１Ｌか、スプール弁子４４
４がオンからオフ位置へ切換えられることにより分岐さ
れて第４調圧弁１７０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。The second relay valve 440 is connected to a port 442b, which communicates with the second pressure regulating valve 102 through a throttle 443, and a port 442d, which communicates with the fourth pressure regulating valve 170, and a port 442C, which communicate with each other at all times. 442e and
In the on-side state shown in the figure, the bow) 442d is communicated with the drain port 442e, and in the off-side state shown in the figure, the bow) 442d is connected to the drain port 442e.
42d and Dorenbo) 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. When the signal pressure P5.13 is not applied to the chamber 448, the spool valve 444 is in the OFF position, and the signal pressure P5.13 is applied to the chamber 448.
8゜1. When the spool valve 444 is actuated, the spool valve 444 is in the on-side position. This allows Bo) 442c
Whether the signal pressure P8°1L is supplied to the chamber 133 of the second pressure regulating valve 102 through 442b or the spool valve 44
4 is switched from the on to off position, the water is branched and also supplied to the chamber 177 of the fourth pressure regulating valve 170. 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。前記リニヤ弁３９０の駆動によ
り出力される信号圧Ｐ８゜ＩＬは、第１７図に示すよう
にその駆動電流■、。１Ｌに対応じて変化させられ、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３４
８を介して第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. As shown in FIG. 17, the signal pressure P8.degree. 1L, and when the first relay valve 380 is turned on and the second relay valve 440 is turned off for back pressure control, the oil passage 34
8 to the fourth pressure regulating valve 170.
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（
保合ショック）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:
Shift shock during N+D shift or N→R shift (
This is done in order to reduce the locking shock.When the clutch is engaged, the rise in the oil pressure in the hydraulic cylinder is suppressed for a predetermined period of time to reduce 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の背圧ポート３６８に供給されている第
４ライン油圧Ｐｉ、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 Pi, which is supplied to the back pressure port 366 of the accumulator 342 for the forward clutch 72 and the back pressure port 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Ｐ１４か信
号圧Ｐ、。１．に対応した圧に調圧される。In the fourth pressure regulating valve 170, the fourth line oil pressure P14 or the signal pressure P. 1. 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Ｐ８゜、が第４調圧弁１７０の室１７７へ供給さ
れている間は、第４ライン油圧Ｐ１４はリニヤ弁３９０
の駆動電流Ｉ５゜、に対応した値に制御されるので、シ
フトショック（保合ショック）を軽減するために適した
背圧を発生させるようにリニヤ弁３９０が駆動される。That is, while the signal pressure P8° is being supplied to the chamber 177 of the fourth pressure regulating valve 170 through the first relay valve 380 and the second relay valve 440 during the N-D shift and the N→R shift, the fourth line Hydraulic pressure P14 is linear valve 390
Since the linear valve 390 is controlled to a value corresponding to the drive current I5°, the linear valve 390 is driven so as to generate a back pressure suitable for reducing shift shock (locking shock).
また、前進用クラッチ７２内の油圧が第３ライン油圧Ｐ
Ｉ！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、。ＩＬが第２リレー弁４４０に
より遮断されて室１７７内が大気に開放されると、第４
ライン油圧ＰＩ！、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 ２程度
の一定の圧力に制御される。この−定の圧力に調圧され
た第４ライン油圧Ｐ１４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。Also, the oil pressure in the forward clutch 72 is the third line oil pressure P.
I! 3, the signal pressure P being supplied to the fourth pressure regulating valve 170. When the IL is shut off by the second relay valve 440 and the inside of the chamber 177 is opened to the atmosphere, the fourth
Line hydraulic PI! , is controlled to a relatively low constant pressure of about 4 kg/cm 2 in response to the biasing force of the spring 172 in the valve opening direction. The fourth line oil pressure P14 regulated to a constant pressure is exclusively applied to the shift direction switching valve 262.
and the drive oil pressure (pilot oil pressure) of the flow control valve 264
used as. Therefore, in this embodiment, the fourth pressure regulating valve 170 functions as a valve drive oil pressure generating device that generates valve drive oil pressure for driving the speed change direction switching valve 262 and the flow rate control valve 264.
次に、遠心油圧を補償するための第２ライン油圧Ｐｚ２
の低下制御に関連した部分を説明する。Next, the second line oil pressure Pz2 for compensating the centrifugal oil pressure
We will explain the parts related to the control of the decrease in .
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リニヤ弁３９０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Ｐ１２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 −０ＩＬ（＝ Ｐ ｌ 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Ｐ１２が調圧され、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。Transmission belt 44 is activated by centrifugal hydraulic pressure in the low pressure side hydraulic cylinder.
In order to prevent overload from being applied to the fourth solenoid valve 346 and the first relay valve 380 in a high vehicle speed state,
When the is turned off and the linear valve 390 is turned on, the output shaft 38 of the CVT 14 mainly uses the secondary side hydraulic pressure during high-speed rotation, regardless of the operating states of the third solenoid valve 330 and the second relay valve 440. The second line oil pressure P12 supplied to the cylinder 56 is lowered. That is, when the signal pressure P -0IL (= P l 4) is supplied to the chamber 136 of the second pressure regulating valve 102 through the ports 382b and 382c of the first relay valve 380, the second line oil pressure P12 is increased according to the following equation (3). is regulated and made lower than the normal second line oil pressure. As a result, the influence of centrifugal oil pressure in the secondary hydraulic cylinder 56 is eliminated, and the durability of the transmission belt 44 is increased.
このような第２ライン油圧Ｐ’Ｉ！２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リニヤ弁３９
０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。Such second line oil pressure P'I! The lowering control in step 2 is also executed during reverse prohibition control, which will be described later, or when the shift lever 252 is operated to the N range. In addition, the fourth
The solenoid valve 346 is turned on or the linear valve 39
0 is turned off, the second line oil pressure P12 is normally controlled according to the equation (1).
Ｐｉ ２＝ ＣＡ４・Ｐ、、十Ｗ
Ａ＋・Ｐ、−（Ａ２−Ａυ・Ｐ、。、５） ／（Ａ３
−Ａ２）・ ・ ・（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ＰＡ、か供給されるポート４２２ａお
よび４２２ｂ、後進用ブレーキ７０の油圧シリンダと油
路４２３を介して連通するポート４２２ｃ、およびドレ
ンポート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４２
４の下端に当接し且つそれよりも小径のプランジャ４２
８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Ｐ８゜ＩＬが供給されるようになっている。Pi 2= CA4・P,, 10W A+・P, -(A2−Aυ・P,.,5) /(A3
-A2)... (3) The reverse inhibit valve 420, which is provided to prohibit reverse during forward travel, controls the output of the third line hydraulic pressure PA from its output port 256 when the manual valve 250 is in the R range. The ports 422a and 422b that are supplied, the port 422c that communicates with the hydraulic cylinder of the reverse brake 70 via the oil passage 423, and the drain port 422d, and the first
position (non-blocking position) and the second position which is the lower end (blocking position)
a spool valve 424 slidably disposed between the spool valve 424;
A spring 426 that biases the spool valve element 424 in the valve opening direction toward the first position;
Plunger 42 that abuts the lower end of 4 and has a smaller diameter than that.
8. The spool valve 424 has a first land 430 with a small diameter and a second land 430 with a larger diameter from its upper end.
A land 432 and a third land 434 having the same diameter as the land 432 are formed, and a signal pressure P8°IL is supplied to a chamber 435 provided on the end surface side of the first land 430 through the first relay valve 380 in the OFF state. It is now possible to do so.
第１位置にあるスプール弁子４２４の第１ランド４３０
と第２ランド４３２との間に位置する室４３６と、同じ
く第１位置にあるスプール弁子４２４の第２ランド４３
２と第３ランド４３４との間に位置する室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Ｐｚｚか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・ヤ４２８
との間の室４３８には後進用ブレーキ７０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Ｐｚｓ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
Ｐ／、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。First land 430 of spool valve 424 in first position
and the second land 432, and the second land 43 of the spool valve 424, which is also in the first position.
In the chamber 437 located between the second and third lands 434,
Manual valve 250 only when operated to R range
While the third line oil pressure Pzz is applied from the spool valve 424 and the plunger valve 428
The hydraulic pressure in the reverse brake 70 is applied to the chamber 438 between the plunger 428 and the third line hydraulic pressure Pzs is constantly supplied to the chamber 439 provided on the end face of the plunger 428. The pressure receiving area on which the third line hydraulic pressure P/ of the plunger 428 acts is the spool valve 424.
The first land 430 and the second land 432 of the chamber 436
The pressure-receiving area difference that receives the hydraulic pressure inside and between roads, etc.
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Ｐｌ、に基づく開弁方向
の推力よりも信号圧Ｐ、。１Ｌおよび第３ライン油圧Ｐ
Ｉ！ ２に基づく閉弁方向の推力か上まわると、スプ
ール弁子４３４かスプリング４２６の付勢力に抗して移
動させられてポー）４２２ｂとポー）４２２ｃとの間か
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、後進用ブレーキ７０がドレン
へ開放され、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
あるときにリニヤ弁３９０かオン状態とされて信号圧Ｐ
、。、Ｌか発生させられると、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３４６がオン状態とされること、リニヤ弁３９０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４３４がスプリング４２６の付勢力
に従って移動させられて後進用ブレーキ７０がマニュア
ルバルブ２５０のボ−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かオフ状態且つリニヤ弁３９０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レンジへ誤作動された場合には、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。The reverse inhibit valve 42 configured in this way
0 is the biasing force of the spring 426, the reverse brake 70
signal pressure P, than the thrust in the valve opening direction based on the internal oil pressure and the third line oil pressure Pl. 1L and 3rd line oil pressure P
I! When the thrust in the valve closing direction based on 2 is exceeded, the spool valve element 434 is moved against the biasing force of the spring 426, and the gap between the port 422b and the port 422c is cut off, and the port 422c and the drain port are closed. 422d, 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 linear valve 390 is in the on state and the signal pressure P
,. , L is generated, the shift lever 252 shifts to R.
On the condition that the range is being operated, establishment of the reverse gear of the forward/reverse switching device 16 is prevented. However, the reverse inhibit valve 420 is activated when the fourth solenoid valve 346 is turned on, when the linear valve 390 is turned off, and when the shift lever 252 is operated to a range other than the R range. When one of these is performed, the spool valve element 434 is moved according to the biasing force of the spring 426, and the reverse brake 70 is brought into communication with the boat 256 of the manual valve 250. Therefore, if the shift lever 252 is erroneously operated from the D range to the N range to the R range while the fourth electromagnetic valve 346 is turned off and the linear valve 390 is turned on by the electronic control device 460 described below. , the engagement of the reverse brake 70 is prevented and the forward/reverse switching device 16
is maintained in a 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かオフ状態であるときには、信号圧Ｐ１゜、Ｌが第
１リレー弁３８０を通して第２調圧弁１０２の室１３６
へ供給されるので、第２ライン油圧Ｐｉｓが信号圧Ｐ、
。１Ｌ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
性か高められる。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 P1°, L passes through the first relay valve 380 to the chamber 136 of the second pressure regulating valve 102.
Since the second line oil pressure Pis is supplied to the signal pressure P,
. The predetermined pressure is lowered according to 1L. This results in N
In the range, the clamping force on the transmission belt 44 is made as low as possible without causing slippage, which not only reduces the noise level of the belt but also increases the durability of the transmission belt 44.
また、第１リレー弁３８０すなわち第４電磁弁３４６が
オン状態である場合には第２リレー弁４４０すなわち第
３電磁弁３３０の作動状態に拘わらず、信号圧Ｐ、。１
Ｌ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Ｐ１２は次式（４）にしたがいリニヤ弁３
９０から出力される信号圧Ｐ、。、Ｌに基づいて所定圧
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Ｐｉ２が高められる。Further, when the first relay valve 380, that is, the fourth solenoid valve 346, is in the on state, the signal pressure P, regardless of the operating state of the second relay valve 440, that is, the third solenoid valve 330. 1
Since L 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, the second line oil pressure P12 is supplied to the linear valve 3 according to the following equation (4).
Signal pressure P, output from 90. , L to a predetermined degree of compression. 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 this time, the second line oil pressure Pi2 is increased.
したがって、上記のようなＣＶＴｌ４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。Therefore, the transmission belt 44 of the CVTl4 as described above
In a state where there is a risk of slipping, the tension of the transmission belt 44 (the clamping force on the transmission belt 44) is -
The torque transmission capacity is increased from time to time to increase the torque transmission capacity.
Ｐ ｆ ２ ＝ （Ａ４・ Ｐ＋ｂ＋（Ａ４°−Ａ
４）Ｐ−６ｌＬ＋ｗＡ、・Ｐ、） ／（Ａ３−Ａ２）
・ ・ ・（４）
第１９図は、上述の第３電磁弁３３０、第４電磁弁３４
６、リニヤ弁３９０の作動の組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。P f 2 = (A4・P+b+(A4°−A
4) P-6lL+wA,・P,) /(A3-A2)・・・・(4) FIG. 19 shows the above-mentioned third solenoid valve 330 and fourth solenoid valve 34.
6. The combinations of operations of the linear valve 390 and the resulting operation modes are shown, respectively.
第２図に戻って、電子制御装置４６０は、第３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３３０、第４電磁弁３４６、リニヤ弁３９
０を選択的に駆動することにより、ＣＶＴｌ４の変速比
γ、流体継手１２のロックアツプクラッチ３６の係合状
態、第２ライン油圧ＰＩ！、の上昇あるいは低下などを
制御する。Returning to FIG. 2, the electronic control device 460 controls the first solenoid valve 266 and the second solenoid valve 268 in the hydraulic control circuit of FIG.
, third solenoid valve 330, fourth solenoid valve 346, linear valve 39
By selectively driving PI! , to control the rise or fall of .
電子制御装置４６０は、ＣＰＵｌＲＡＭ、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、
ＣＶＴｌ ４の入力軸３ｏおよび出力軸３８の回転速度
をそれぞれ検出する入力軸回転センサ４６４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４
７４から、車速ＳＰＤを表す信号、入力軸回転速度Ｎ、
。を表す信号、出力軸回転速度Ｎ ａ ｕ ｔを表す信
号、スロットル弁開度θ、を表す信号、シフトレバ−２
５２の操作位置Ｐ。The electronic control device 460 includes a so-called microcomputer consisting of 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 rotation sensor 464 and an output shaft rotation sensor 466 that detect the rotational speeds of the input shaft 3o and output shaft 38 of the CVTl 4, respectively, and a throttle valve opening that detects the opening of the throttle valve provided in the intake pipe of the engine 10. sensor 468, operation position sensor 470 for detecting the operation position of shift lever 252, brake switch 472 for detecting operation of the brake pedal, engine 10
Engine rotation sensor 4 for detecting the rotational speed N of
74, a signal representing the vehicle speed SPD, an input shaft rotation speed N,
. , a signal representing the output shaft rotational speed N a ut , a signal representing the throttle valve opening θ, a signal representing the shift lever 2
52 operating position P.
を表す信号、ブレーキ操作を表す信号、エンジン回転速
度Ｎ、を表す信号がそれぞれ供給される。A signal representing the brake operation, a signal representing the engine rotational speed N, and a signal representing the engine rotational speed N are respectively supplied.
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２６６、第２電磁
弁２６８、第３電磁弁３３０、第４電磁弁３４６、リニ
ヤ弁３９０を駆動するための信号を出力する。The CPU in the electronic control unit 460 uses the temporary storage function of the RAM and processes input signals according to a program stored in the ROM in advance, and processes the first solenoid valve 266, the second solenoid valve 268, the third solenoid valve 330, A signal for driving the fourth solenoid valve 346 and the linear valve 390 is output.
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Ｎ０、出力軸３８の回転速度Ｎ０゜、、
ＣＶＴｌ４の変速比γ、車速ＳＰＤ等が算出され、且つ
入力信号条件に従って、ロックアツプクラッチ３６のロ
ックアツプクラッチ係合制御および急解放制御、ＣＶＴ
ｌ４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ライン油圧低下制御、第２ライン油圧上昇
制御、ソレノイドフェイル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 N0 of the shaft 30, the rotational speed N0° of the output shaft 38,...
The gear ratio γ, vehicle speed SPD, etc. of the CVT l4 are calculated, and in accordance with the input signal conditions, the lock-up clutch engagement control and sudden release control of the lock-up clutch 36, and the CVT
14 shift control, accumulator back pressure control, reverse prohibition control, second line oil pressure reduction control, second line oil pressure increase control, solenoid fail control, etc. are executed sequentially or selectively.
以下において、第１９図のＣモードにおける通常走行に
おいて実行される電子制御装置４６０の作動を第１図の
フローチャートに従って説明する。Below, the operation of the electronic control unit 460 executed during normal driving in the C mode of FIG. 19 will be explained according to the flowchart of FIG. 1.
この作動においては、第２ライン油圧ＰＩ！、を理想圧
Ｐ ｏｔ＋ と一致させるための最適制御と、作動油の
粘性が高く制御応答性および制御精度が得られないため
その最適制御では充分なベルト挟圧力が得られないと推
定される期間はその最適制御を阻止して第２ライン油圧
Ｐ１２を基本出力圧Ｐ、、、。In this operation, the second line oil pressure PI! , to match the ideal pressure P ot+ , and the period during which it is estimated that sufficient belt clamping force cannot be obtained with the optimal control because the viscosity of the hydraulic oil is high and control responsiveness and control accuracy cannot be obtained. prevents the optimal control and changes the second line oil pressure P12 to the basic output pressure P, .
とする制御とが含まれている。and controls.
第１図のステップＳ１において、入力軸回転速度Ｎ、。In step S1 of FIG. 1, the input shaft rotational speed N.
、出力軸回転速度Ｎ。。１、エンジン回転速度Ｎ１、ス
ロットル弁開度θ、ｈなとの車両の状態パラメータか読
み込まれた後、ＣＶＴｌ ４の実際の変速比γが上記入
力軸回転速度Ｎｌｎおよび出力軸回転速度Ｎ。。１に基
づいて算出されるとともに、予め記憶された関係から、
上記実際のエンジン回転速度Ｎ、およびスロットル弁開
度θ１ｈに基づいてエンジン１０の出力トルク、換言す
ればＣＶＴｌ４の入力トルクＴ ｌ ｎが算出される。, output shaft rotational speed N. . 1. After the vehicle state parameters such as the engine rotational speed N1, throttle valve opening θ, and h are read, the actual gear ratio γ of the CVT l 4 is set to the input shaft rotational speed Nln and the output shaft rotational speed N. . 1 and from the pre-stored relationship,
The output torque of the engine 10, in other words, the input torque T l n of the CVT l4 is calculated based on the actual engine rotational speed N and the throttle valve opening θ1h.
続くステップＳ２においては、燃費および運転性を得る
ために予め求められた最適曲線に沿ってエンジン１０が
作動するように実際の入力トルクＴ ｌ ｍまたはスロ
ットル弁開度θ１．と車速ＳＰＤに基づいてＣＶＴｌ４
の変速比γを制御する変速比制御が実行され、第１１図
に示す変速モードのいずれかが決定される。In the subsequent step S2, the actual input torque T l m or the throttle valve opening θ1. and vehicle speed SPD based on CVTl4
A speed change ratio control is executed to control the speed change ratio γ, and one of the speed change modes shown in FIG. 11 is determined.
次いで、ステップＳ３では、ＣＶＴｌ４が緩やかな変速
状態、すなわち第１１図のハに示す緩減速変速状態或い
は第１１図の二に示す緩減速変速状態であるか否かが判
断される。このステップＳ３の判断が否定される場合に
は、ＣＶＴｌ４が緩やかな変速状態でなく、リニヤ弁３
９０のスプール弁子３９１が比較的移動することにより
、その固着が発生し難い状態であるので、ステップＳ４
およびＳ５において第１タイマカウンタＣＮＴ １およ
び第２タイマカウンタＣＮＴ２の内容がそれぞれｒＯＪ
にクリアされた後、ステップ６において第２０図の第２
ライン油圧最適制御が実行されるるとともに、ステップ
Ｓ７において駆動電流■、。、。Next, in step S3, it is determined whether the CVT l4 is in a slow speed change state, that is, a slow deceleration speed change state shown in FIG. 11C or a slow deceleration speed change state shown in FIG. 11B. If the determination in step S3 is negative, the CVT l4 is not in a gradual gear change state and the linear valve 3
Since the spool valve 391 of 90 moves relatively, it is difficult for the spool valve 391 to become stuck, so step S4
And in S5, the contents of the first timer counter CNT1 and the second timer counter CNT2 are changed to rOJ.
20 in step 6.
While the line oil pressure optimum control is executed, the drive current (2) is increased in step S7. ,.
が出力される。is output.
上記第２ライン油圧最適制御では、第２０図のステップ
ＳＳＩにおいて、たとえば第２１図に示す予め記憶され
た関係から実際の変速比γに基づいて、−次側可変プー
リ４０の有効径り、。、すなわち伝動ベルト４４の掛り
径ＤＩ＋ｔが算出される。In the second line oil pressure optimization control, in step SSI of FIG. 20, the effective diameter of the next variable pulley 40 is determined based on the actual gear ratio γ from the pre-stored relationship shown in FIG. 21, for example. That is, the hanging diameter DI+t of the transmission belt 44 is calculated.
続くステップＳＳ２では、予め記憶された次式（５）に
示す関係から、実際の入力トルクＴ０、実際の伝動ベル
ト４４の掛り径Ｄｉｍおよび出力軸回転速度Ｎ ｏ ａ
ｔに基づいて理想圧Ｐ０２．が算出される。In the subsequent step SS2, the actual input torque T0, the actual hanging diameter Dim of the transmission belt 44, and the output shaft rotational speed N o a
t based on the ideal pressure P02. is calculated.
なお、次式（５）の右辺第２項は遠心油圧の補正項であ
り、右辺第３項は余裕値である。また、次式（５）は定
数である。Note that the second term on the right side of the following equation (5) is a correction term for centrifugal oil pressure, and the third term on the right side is a margin value. Further, the following equation (5) is a constant.
Ｐ、、１
”Ｃ＋・Ｔ、、／Ｄ、、、−Ｃ２−Ｎ、、、”十ΔＰ
次いで、ステップＳＳ３では、次式（６）から上記伝動
ベルト４４の掛り径Ｄ１゜に基づいて変速比圧Ｐ、が算
出される。P,,1 "C+・T,,/D,,,-C2-N,,,"10ΔP Next, in step SS3, the speed is changed based on the hanging diameter D1° of the transmission belt 44 from the following equation (6). Specific pressure P is calculated.
Ｐ、＝Ｃ，・Ｄ＋−Ｃａ ・ ・ ・ （６
）但し、Ｃ８およびＣ４は定数である。P, =C,・D+−Ca ・ ・ ・ (6
) However, C8 and C4 are constants.
そして、ステップＳＳ４において、前記ステップＳＳ２
において算出された理想圧Ｐ ＯＤ ｌが、上記ステッ
プＳＳ３において算出された変速比圧Ｐ。Then, in step SS4, the step SS2
The ideal pressure P OD l calculated in step SS3 is the gear ratio pressure P calculated in step SS3.
以上であるか否かが判断される。すなわち、上記理想圧
Ｐ０９．が、第２２図乃至第２４図の変速比圧Ｐ、を示
す線より上の領域に位置するか否かが判断されるのであ
る。It is determined whether or not the above is satisfied. That is, the ideal pressure P09. is located in a region above the line indicating the gear ratio pressure P in FIGS. 22 to 24.
上記ステップＳＳ４の判断が肯定された場合には、ステ
ップＳＳ６において後述の（８）式の変速比圧Ｐ、′の
内容が、上記ステップＳＳ３において算出された変速比
圧Ｐ７の内容として置換される。If the judgment in step SS4 is affirmative, in step SS6, the contents of the gear ratio pressure P,' in equation (8) described later are replaced with the contents of the gear ratio pressure P7 calculated in step SS3. .
しかし、上記ステップＳＳ４の判断か否定された場合に
は、ステップＳＳ５において後述の（８）式の変速比圧
Ｐ、′の内容が、上記ステップＳＳ２において算出され
た理想圧Ｐ ６１１１に置換される。However, if the determination in step SS4 is negative, in step SS5 the contents of gear ratio pressure P,' in equation (8) described later are replaced with the ideal pressure P 6111 calculated in step SS2. .
続くステップＳＳ７では、予め記憶された次式（７）の
関係を表すデータマツプから実際のスロットル弁開度θ
１．に基づいてスロットル圧ｐ ｔｂが算出されるとと
もに、ステップＳＳ８では、次式（８）に示す予め記憶
された関係から前記変速比圧Ｐ。In the subsequent step SS7, the actual throttle valve opening θ is calculated from a data map representing the relationship of the following equation (7) stored in advance.
1. The throttle pressure p tb is calculated based on the following equation (8), and in step SS8, the gear ratio pressure P is calculated based on the pre-stored relationship shown in the following equation (8).
および上記スロットル圧ＰＩｈに基づいてＰ ＩＩ ＠
ｅが算出される。そして、ステップＳＳ９では、次式
（９）に示す予め記憶された関係から上記の値Ｐ ＩＩ
Ｉ ＊ ｅおよび前記ステップＳＳ２において算出され
た理想圧Ｐ０，１に基づいてリニヤ弁３９０の出力信号
圧Ｐ、。ＩＬが決定された後、ステップ５Ｓ１０におい
て、第１７図に示す予め記憶された関係からその出力信
号圧Ｐ、。１Ｌを得るための駆動電流値１．。１Ｌか決
定される。そして、このようにして決定された駆動電流
値■、。ＩＬは第１図のステップＳ８において出力され
る。And based on the above throttle pressure PIh, P II @
e is calculated. Then, in step SS9, the above value P II
I*e and the output signal pressure P of the linear valve 390 based on the ideal pressure P0,1 calculated in step SS2. After IL is determined, in step 5S10, its output signal pressure P, is determined from the pre-stored relationship shown in FIG. Drive current value 1 to obtain 1L. . It is determined whether it is 1L or not. Then, the drive current value ■, determined in this way. IL is output in step S8 of FIG.
Ｐ、、＝Ｍ、、（θｌｈ） ・ ・
・ （７）Ｐ、、ｃ ’＝ｃＳ＋ｃ＠・Ｐ、ｂ−Ｃ７・
Ｐ。P,,=M,,(θlh) ・ ・
・ (7) P,, c'=cS+c@・P, b−C7・
P.
Ｐ、。、Ｌ＝Ｃ，（Ｐ、、。 ＰＯｊｌ）・ ・
・ （９）
但し、Ｃｓ、 Ｃｓ、 Ｃ７およびＣ８は定数である。P. , L=C, (P,,.POjl)・・
- (9) However, Cs, Cs, C7 and C8 are constants.
ここで、上記ステップＳＳ４は、ステップＳ８２におい
て算出された理想圧Ｐ ｏ ｐ ｌが、第２２図、第２
３図、第２４図における変速比圧Ｐ、を示す斜線以上の
領域内に位置するか否かを判断するためのものである。Here, in step SS4, the ideal pressure P o p l calculated in step S82 is calculated as shown in FIG.
This is for determining whether or not the gear ratio pressure P in FIGS.
理想圧Ｐ ｏ ｐ ｔが変速比圧Ｐ、を示す斜線よりも
上の領域内に位置する場合には、（８）式の右辺のＰｌ
１の内容が実際の変速比圧Ｐｒとされることにより、
第２２図に示す値Ｐ ｓｅｅが得られる。この値Ｐ ｍ
＠ ｅ ′は、出力信号圧Ｐ、。１゜を作用させな
いときに第２調圧弁１（１２が（１）式に従って調圧す
る値Ｐ ｌ ｔ （＝ Ｐ−ｃ）と同じ値である。こ
のため、第２ライン油圧Ｐｉ２を上記Ｐ１．ｃから理想
圧Ｐ ｏｐｌへ降圧させるための出力信号圧Ｐ ５ｏｌ
Ｌｓすなわち、降圧値（Ｐ、、ｃ ’ −Ｐ、、、 ）
を得るための出力信号圧Ｐ、。、がステップＳＳ９にて
算出されることにより、理想圧Ｐ ｏ ｐ ｔが得られ
るようにするのである。When the ideal pressure P o p t is located in the area above the diagonal line indicating the gear ratio pressure P, Pl on the right side of equation (8)
By setting the content of 1 as the actual gear ratio pressure Pr,
The value P see shown in FIG. 22 is obtained. This value P m
@e' is the output signal pressure P. This is the same value as the value P lt (=P-c) that the second pressure regulating valve 1 (12) regulates according to equation (1) when the pressure is not applied. Therefore, the second line oil pressure Pi2 is set to the above P1. Output signal pressure P 5ol for lowering the pressure from c to ideal pressure P opl
Ls, that is, the blood pressure drop value (P,, c' - P,,, )
Output signal pressure P, to obtain. , is calculated in step SS9, so that the ideal pressure P op t is obtained.
反対に、理想圧Ｐ ０１１１が変速比圧Ｐ、を示す斜線
よりも下の領域内に位置する場合には、（８）式の右辺
のＰ、′の内容が理想圧Ｐ ６ｊｌに置換されることに
より、第２３図および第２４図に示す値Ｐ ｍ ＠ ｅ
が得られる。この値Ｐ ｌ１ｌｌｅ ′は、理想圧Ｐ
０，１のようにそのときの変速比γの値に対応した縦軸
に平行な線上に位置しているのではなく、変速比圧Ｐ、
を示す斜線と理想圧Ｐ。□を示す横軸に平行な線との交
点を通る縦軸に平行な線上に位置するものであり、この
線上において値Ｐ ｍ ＠ ｅ ′を理想圧Ｐ ６１
１１へ降圧させるための出力信号圧Ｐ８゜ＩＬが求めら
れるのである。On the other hand, if the ideal pressure P 0111 is located within the area below the diagonal line indicating the gear ratio pressure P, the contents of P and ' on the right side of equation (8) are replaced with the ideal pressure P 6jl. Therefore, the value P m @ e shown in FIGS. 23 and 24
is obtained. This value P l1lle ' is the ideal pressure P
Rather than being located on a line parallel to the vertical axis corresponding to the value of the gear ratio γ at that time, such as 0 or 1, the gear ratio pressure P,
The diagonal line and ideal pressure P. It is located on a line parallel to the vertical axis passing through the intersection with a line parallel to the horizontal axis indicating □, and on this line, the value P m @ e ' is set to the ideal pressure P
The output signal pressure P8°IL is required to lower the voltage to 11.
このようにして求められた出力信号圧Ｐ、。１Ｌは、そ
のときの変速比γの値に対応した縦軸に平行な線上にお
いて値Ｐ ＩＩＩ ＠ ｅを降圧させて理想圧Ｐ０，１
に一致させるための値である。すなわち、本実施例では
、変速比圧Ｐ、を示す斜線よりも上の領域内において降
圧値（Ｐ、、。 ＰＯｊｌ）を算出することにより、
複雑な計算が解消されるのである。The output signal pressure P, obtained in this way. 1L is the ideal pressure P0,1 by lowering the value P III @ e on a line parallel to the vertical axis corresponding to the value of the gear ratio γ at that time.
This is the value to match. That is, in this embodiment, by calculating the pressure drop value (P,...POjl) within the area above the diagonal line indicating the gear ratio pressure P,
This eliminates complicated calculations.
しかも、このように計算が簡単となるので、コンピュー
タによる計算誤差が小さくなって第２ライン油圧ＰＩ１
２の調圧精度が向上する利点がある。Moreover, since the calculation is simplified in this way, the calculation error caused by the computer is reduced and the second line hydraulic pressure PI1
There is an advantage that the pressure regulation accuracy of No. 2 is improved.
このように、上記第２ライン油圧最適制御において、第
２調圧弁１０２の機械的構成によって定まる基本出力圧
Ｐ ｍ ＠ ｅと最適な最適制御圧Ｐ、□との差が解消
されるように、換言すればその差Ｐ、。、ｎだけ基本出
力圧Ｐ ｆｆｉ ＠ ｅから低下した第２ライン油圧Ｐ
Ｉ！２が得られるように、電子制御装置４６０によって
リニヤ弁３９０が駆動信号■、。、によって駆動される
ことにより、そのリニヤ弁３９０により発生させられた
信号圧Ｐ、。、に基づいて第２調圧弁１０２が第２ライ
ン油圧Ｐｊ７．を調圧して、第２ライン油圧Ｐ１２かそ
の理想曲線に高精度で一致させられるのである。In this way, in the second line oil pressure optimization control, the difference between the basic output pressure P m @ e determined by the mechanical configuration of the second pressure regulating valve 102 and the optimum control pressure P, □ is eliminated. In other words, the difference is P. , the second line oil pressure P decreased from the basic output pressure P ffi @ e by n
I! The linear valve 390 is actuated by the electronic control unit 460 so as to obtain the drive signal (2). , the signal pressure P, generated by the linear valve 390. , the second pressure regulating valve 102 adjusts the second line oil pressure Pj7. By regulating the pressure, the second line oil pressure P12 or its ideal curve can be made to match with high precision.
第３図に戻って、ＣＶＴｌ ４か緩変速状態である場合
には、リニヤ弁３９０のスプール弁子３９１か比較的静
止状態に維持されて異物の堆積により固着が発生し易い
状態であるので、前記ステップＳ３の判断が肯定されて
、ステップ８８以下か実行される。ステップＳ８におい
ては、第１タイマカウンタＣＮＴｌの内容が予め記憶さ
れた判断基準値ＴＣＩ以上となったか否かが判断される
。Returning to FIG. 3, when the CVTl 4 is in a slow speed change state, the spool valve element 391 of the linear valve 390 is maintained in a relatively stationary state and is likely to become stuck due to accumulation of foreign matter. If the determination in step S3 is affirmative, steps 88 and subsequent steps are executed. In step S8, it is determined whether the content of the first timer counter CNTl has exceeded a pre-stored judgment reference value TCI.
当初は第１タイマカウンタＣＮＴ１の内容が判断基準値
ＴＣＩに到達しないことから、上記ステップＳ８の判断
が否定されるので、ステップＳ９において第１タイマカ
ウンタＣＮＴ１の内容がそれまでの内容にｒｌＪが加算
されることにより更新された後、前記ステップ８６以下
が実行される。Initially, since the content of the first timer counter CNT1 does not reach the determination reference value TCI, the determination in step S8 is negative, so in step S9, the content of the first timer counter CNT1 is added to the previous content by rlJ. After the update is performed, steps 86 and subsequent steps are executed.
以上のステップが繰り返し実行されるうち、第１タイマ
カウンタＣＮＴｌの内容が判断基準値ＴＣ１に到達する
と、ステップＳ８の判断か肯定されるので、ステップＳ
ＩＯにおいて第２タイマカウンタＣＮＴ２の内容が予め
記憶された判断基準値ＴＣ２以上となったか否かか判断
される。当初は第２タイマカウンタＣＮＴ２の内容が判
断基準値ＴＣ２に到達しないことから、上記ステップＳ
１０の判断が否定されるので、ステップＳｌｌにおいて
第２タイマカウンタＣＮＴ２の内容がそれまでの内容に
「１」が加算されることにより更新された後、ステップ
Ｓ１２において第１９図のＦまたはＨモードである第２
ライン油圧上昇モードか一時的に決定されるとともに、
ステップ１３において駆動電流Ｉ８゜１Ｌがその最大値
である「１」にセットされる。これにより、出力信号圧
Ｐ、。１Ｌの最大値がオン状態の第１リレー弁３８０を
通して第２調圧弁１０２の昇圧用油室１３３へ供給され
るので、第２ライン油圧Ｐ Ｉ！２が最大値（Ｐ−、ｃ
とされる。そして、以上のステップか繰り返し実行され
るうち、第２タイマカウンタＣＮＴ２の内容が判断基準
値ＴＣ２に到達すると、ステップＳ１０の判断が肯定さ
れるので、前記ステップＳ４およびＳ５において第１タ
イマカウンタＣＮＴ １および第２タイマカウンタＣＮ
Ｔ２の内容か「０」にクリアされた後、ステップＳ６の
第２ライン油圧最適制御か実行される。なお、上記判断
基準値ＴＣＩは分のオーダの値であり、判断基準値ＴＣ
２は秒のオーダの値である。While the above steps are repeatedly executed, when the content of the first timer counter CNTl reaches the judgment reference value TC1, the judgment in step S8 is affirmed, so step S
At IO, it is determined whether the contents of the second timer counter CNT2 are equal to or greater than a pre-stored determination reference value TC2. Initially, since the content of the second timer counter CNT2 does not reach the judgment reference value TC2, the above step S
Since the determination in step S10 is negative, the content of the second timer counter CNT2 is updated by adding "1" to the previous content in step Sll, and then the F or H mode in FIG. 19 is selected in step S12. is the second
The line oil pressure rise mode is temporarily determined, and
In step 13, the drive current I8°1L is set to its maximum value "1". As a result, the output signal pressure P,. Since the maximum value of 1L is supplied to the pressure increasing oil chamber 133 of the second pressure regulating valve 102 through the first relay valve 380 in the on state, the second line oil pressure PI! 2 is the maximum value (P-, c
It is said that Then, while the above steps are repeatedly executed, when the contents of the second timer counter CNT2 reach the determination reference value TC2, the determination in step S10 is affirmed, so in steps S4 and S5, the first timer counter CNT1 is and second timer counter CN
After the content of T2 is cleared to "0", the second line oil pressure optimization control in step S6 is executed. Note that the above judgment reference value TCI is a value on the order of minutes, and the judgment reference value TC
2 is a value on the order of seconds.
このように、駆動電流■、。１は、ＴＣＩ期間内ではス
テップＳ６の最適制御により決定された値とされ且つＴ
Ｃ２期間内では最大値Ｉ８゜ＩＬ ｖａａｘにセットさ
れるので、第２ライン油圧ＰＩ！２は、第２５図に示す
ように、ＴＣＩ期間内では上記最適制御により決定され
た値とされるが、ＴＣ２期間内では最大値に変化させら
れ、リニヤ弁３９０のスプール弁子３９１は第２ライン
油圧Ｐｉ２を高める側へ一定の周期（ＴＣ１＋ＴＣ２）
で大きく移動させられる。Thus, the driving current ■,. 1 is the value determined by the optimal control in step S6 within the TCI period, and T
During the C2 period, the maximum value I8°IL vaax is set, so the second line oil pressure PI! As shown in FIG. 25, 2 is the value determined by the optimal control within the TCI period, but is changed to the maximum value within the TC2 period, and the spool valve 391 of the linear valve 390 is set to the second value. Constant cycle to increase line oil pressure Pi2 (TC1+TC2)
can be moved significantly.
上述のように、本実施例によれば、移動信号供給手段に
対応するステップＳ８．ＳＩＯ，Ｓ１２゜Ｓ１３により
、リニヤ弁３９０のスプール弁子３９１を伝動ベルト４
４の伝達トルク容量を高める側へ一定の周期で移動させ
る移動信号（１，。ＩＬ ＋ｍａｘ）が発生させられて
、その移動信号が最適制御による駆動信号Ｉ８゜１Ｌに
替えてリニヤ弁３９０のリニヤソレノイド３９２に供給
されるとリニヤ弁３９０のスプール弁子３９１が移動さ
せられるのて、そのスプール弁子３９１弁子とこれに嵌
め入れられたシリンダボア３９８の内壁面との間に入り
込んだ異物が除去されて、異物による弁子の固着が好適
に解消される。また、上記移動信号はスプール弁子３９
１を伝動ベルト４４の伝達トルク容量を高める側へ移動
させるものであるので、ＣＶＴｌ４におけるトルク容量
が低下することがなく、ＣＶＴｌ４の動力伝達作動には
何等支障は生じない。As described above, according to the present embodiment, step S8.corresponding to the mobile signal supply means. The spool valve 391 of the linear valve 390 is connected to the transmission belt 4 by SIO, S12 and S13.
A movement signal (1,.IL +max) is generated to move the linear valve 390 to the side where the transmission torque capacity of the linear valve 390 is increased at a constant cycle. When supplied to the solenoid 392, the spool valve element 391 of the linear valve 390 is moved, and foreign matter that has entered between the spool valve element 391 valve element and the inner wall surface of the cylinder bore 398 fitted therein is removed. As a result, sticking of the valve due to foreign matter is suitably eliminated. Further, the above movement signal is applied to the spool valve 39.
1 to the side that increases the transmission torque capacity of the transmission belt 44, the torque capacity of the CVT 14 does not decrease, and no problem occurs in the power transmission operation of the CVT 14.
次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説
明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号
を付して説明を省略する。Next, another embodiment of the present invention will be described. In the following description, parts common to those in the above-described embodiments are designated by the same reference numerals, and the description thereof will be omitted.
前述の第１図のフローチャートにおいて、ステップＳ３
乃至Ｓ５およびＳ８乃至Ｓ１３を除去し、第２６図に示
すステップをステップＳ６の第２ライン油圧最適制御ル
ーチン内のステップＳＳＩＯに替えて設けてもよい。第
２６図のステップＳＲ１では、上記第２ライン油圧最適
制御ルーチンのステップＳＳ９において求められた出力
信号圧Ｐ、。、。In the flowchart of FIG. 1 described above, step S3
It is also possible to remove steps S5 to S8 and S13 and provide the steps shown in FIG. 26 in place of step SSIO in the second line oil pressure optimum control routine of step S6. In step SR1 of FIG. 26, the output signal pressure P, determined in step SS9 of the second line oil pressure optimum control routine. ,.
か前回のサイクルの値Ｐ６゜ｌＬｆを基準とする判断基
準範囲の上限値Ｐ８゜ｌＬｆ＋ΔＰ以下であるか否かが
判断され、ステップＳＲ２では、上記出力信号圧Ｐ、。It is determined whether or not the output signal pressure P, is less than the upper limit value P8°lLf+ΔP of the judgment reference range based on the value P6°lLf of the previous cycle.In step SR2, the output signal pressure P,.
ＩＬが前回のサイクルの値Ｐ、。ｌＬｆを基準とする判
断基準範囲の下限値Ｐ、。１Ｌｆ−６２以上であるか否
かが判断される。上記ステップＳＲＩおよびＳＲ２の判
断の一方が否定された場合には、出力信号圧Ｐ、。１．
が上記判断基準範囲内にないので、ステップＳＲ３にお
いては次回のサイクルに備えて、前回のサイクルの値Ｐ
８゜ｌＬｆの内容が今回のサイクルにおいて求められた
出力信号圧Ｐ、。１Ｌの内容に更新されるとともに、ス
テップＳＲ４およびＳＲ５において第１タイマカウンタ
ＣＮＴ １およびＣＮＴ２の内容がｒＯＪにクリアされ
た後、ステップＳＲ６においては前記ステップ５ＳＩＯ
と同様に出力信号圧Ｐ、。ＩＬを得るための駆動電流Ｉ
８゜、が決定される。IL is the value P of the previous cycle. Lower limit value P of the judgment reference range based on lLf. It is determined whether or not it is 1Lf-62 or more. If one of the determinations in steps SRI and SR2 is negative, the output signal pressure P. 1.
is not within the above judgment standard range, so in step SR3, the value P of the previous cycle is set in preparation for the next cycle.
The content of 8°lLf is the output signal pressure P found in the current cycle. 1L and the contents of the first timer counters CNT1 and CNT2 are cleared to rOJ in steps SR4 and SR5, and then in step SR6 the contents of step 5SIO
Similarly, the output signal pressure P,. Drive current I to obtain IL
8° is determined.
しかし、上記ステップＳＲＩおよびＳＲ２の判断か共に
肯定された場合には、出力信号圧Ｐ４゜１Ｌか上記判断
基準範囲内にある状態であるので、ステップＳＲ７にお
いて第１タイマカウンタＣＮＴ１の内容が予め定められ
た判断基準値ＴＣＩ以上となったか否かが判断される。However, if both of the judgments in steps SRI and SR2 are affirmative, the output signal pressure P4°1L is within the judgment reference range, so in step SR7 the contents of the first timer counter CNT1 are set in advance. It is determined whether or not the value exceeds the determined criterion value TCI.
当初は第１タイマカウンタＣＮＴｌの内容が判断基準値
ＴＣＩに到達しないので、ステップＳＲ８において第１
タイマカウンタＣＮＴｌの内容がそれまでの値に「１」
が加算されることにより更新された後、前記ステップＳ
Ｒ６が実行される。Initially, the contents of the first timer counter CNTl do not reach the judgment reference value TCI, so in step SR8
The content of timer counter CNTl changes to the previous value “1”
is updated by adding the above step S
R6 is executed.
以上のステップが繰り返し実行されるうち、第１タイマ
カウンタＣＮＴｌの内容が判断基準値ＴＣ１に到達する
と、ステップＳＲ７の判断が肯定されるので、ステップ
ＳＲ９において第２タイマカウンタＣＮＴ２の内容が予
め定められた判断基準値ＴＣ２以上となったか否かが判
断される。当初は第２タイマカウンタＣＮＴ２の内容が
判断基準値ＴＣ２に到達しないので、ステップ５ＲＩＯ
において第２タイマカウンタＣＮＴ２の内容がそれまで
の値に［１」が加算されることにより更新された後、前
記ステップ５ＲＩＩにおいて第２ライン油圧アツプモー
ドが決定され且つステップ５Ｒ１２において駆動電流Ｉ
、。２．の内容がその最大値■、。ＩＬ ｇａａｘに設
定される。このようにして駆動電流Ｉ８゜１Ｌの内容が
■、。ＩＬ ｗ＋ａｘに設定されてからＴＣ２期間が経
過すると、第２タイマカウンタＣＮＴ２の内容が判断基
準値ＴＣ２に到達するので、ステップＳＲ３においてＰ
、。ＩＬｆが更新されるとともに、ステップＳＲ４、Ｓ
Ｒ５において第１タイマカウンタＣＮＴ１および第２タ
イマカウンタＣＮＴ２の内容かクリアされる。While the above steps are repeatedly executed, when the content of the first timer counter CNTl reaches the determination reference value TC1, the determination in step SR7 is affirmed, so the content of the second timer counter CNT2 is predetermined in step SR9. It is determined whether or not the value is equal to or greater than the determination reference value TC2. Initially, the contents of the second timer counter CNT2 do not reach the judgment reference value TC2, so step 5RIO
After the contents of the second timer counter CNT2 are updated by adding [1] to the previous value, the second line oil pressure up mode is determined in step 5RII, and the drive current I is increased in step 5R12.
,. 2. The content of is its maximum value■,. Set to IL gaax. In this way, the content of the drive current I8°1L becomes (■). When the TC2 period elapses after IL w+ax is set, the contents of the second timer counter CNT2 reach the judgment reference value TC2, so P is set in step SR3.
,. While ILf is updated, steps SR4 and S
In R5, the contents of the first timer counter CNT1 and the second timer counter CNT2 are cleared.
本実施例においても、移動信号供給手段に対応するステ
ップＳＲ７，ＳＲ９，ＳＲＩ １．５ＲＩ２により、リ
ニヤ弁３９０のスプール弁子３９１を伝動ベルト４４の
伝達トルク容量を高める側へ一定の周期で移動させる移
動信号（１，。ＩＬ ｍａ＋＋）が発生させられて、そ
の移動信号が最適制御による駆動信号１．。１に替えて
リニヤ弁３９０のリニヤソレノイド３９２に供給される
と、リニヤ弁３９０のスプール弁子３９１が移動させら
れるので、前述の実施例と同様の効果が得られる。Also in this embodiment, the spool valve element 391 of the linear valve 390 is moved at regular intervals to the side that increases the transmission torque capacity of the transmission belt 44 by steps SR7, SR9, and SRI 1.5RI2 corresponding to the movement signal supply means. A movement signal (1,.IL ma++) is generated, and the movement signal is a drive signal 1.IL ma++ with optimal control. . 1 is supplied to the linear solenoid 392 of the linear valve 390, the spool valve element 391 of the linear valve 390 is moved, so that the same effect as in the previous embodiment can be obtained.
また、第１図のフローチャートにおいて、第２ライン油
圧上昇モードに切り換えるためのステップＳ１２を除去
することにより、その第１図が実行される通常走行モー
ド（第１９図のＣモード）において、ステップＳ１３の
内容を■、。１Ｌ＝０にセットすることにより、第２５
図に示すように第２ライン油圧Ｐｚ２が変化させられて
、前述の実施例と同様の効果が得られる。同様に、第２
６図のフローチャートにおいて、ステップ５ＲＩＩを除
去し且つステップ５Ｒ１２の内容をＩａｏｎ、＝０とし
ても同じ効果が得られる。In addition, in the flowchart of FIG. 1, by removing step S12 for switching to the second line oil pressure increase mode, step S13 is removed in the normal running mode (mode C in FIG. 19) in which FIG. 1 is executed. ■The contents of. By setting 1L=0, the 25th
As shown in the figure, the second line oil pressure Pz2 is changed, and the same effects as in the previous embodiment can be obtained. Similarly, the second
In the flowchart of FIG. 6, the same effect can be obtained by removing step 5RII and setting the content of step 5R12 to Iaon,=0.
また、第２７図に示す実施例では、電子制御装置４６０
とリニヤ弁３９０との間に、信号発生回路５００から出
力された信号を駆動電流Ｉ８゜１Ｌに混合するための信
号混合回路５０２が設けられている。信号発生回路５０
０は、リニヤ弁３９０のスプール弁子３９１を周期的に
移動させるための脈動信号を常時出力するものであり、
信号混合回路５０２は、電子制御装置４６０から出力さ
れる駆動電流１．。１．に対して、スプール弁子３９１
を伝動ベルト４４の挟圧力が高められる側へ移動させる
ように、信号発生回路５００からの脈動信号を混合させ
る。本実施例では、上記信号混合回路５０２は、よく知
られた減算回路により構成されており、電子制御装置４
６０から出力される駆動電流■、。１Ｌから信号発生回
路５００の出力信号を差し引く。これにより、第１９図
のＣモードか選択されている通常走行では、スプール弁
子３９１は伝動ベルト４４の挟圧力を高める側へ周期的
に移動させられるので、第２ライン油圧Ｐ１２は、第２
８図に示すように、最適制御ルーチンにより決められた
破線に示す値から実線に示す値へ周期的に高められる。Further, in the embodiment shown in FIG. 27, the electronic control device 460
A signal mixing circuit 502 is provided between the linear valve 390 and the signal generating circuit 500 to mix the signal output from the signal generating circuit 500 into the drive current I8°1L. Signal generation circuit 50
0 constantly outputs a pulsating signal for periodically moving the spool valve element 391 of the linear valve 390;
The signal mixing circuit 502 receives the drive current 1. output from the electronic control device 460. . 1. For spool valve 391
The pulsating signals from the signal generation circuit 500 are mixed so as to move the transmission belt 44 toward the side where the clamping force of the transmission belt 44 is increased. In this embodiment, the signal mixing circuit 502 is constituted by a well-known subtraction circuit, and the electronic control unit 4
Drive current output from 60. The output signal of the signal generation circuit 500 is subtracted from 1L. As a result, during normal running in which mode C in FIG.
As shown in FIG. 8, the value indicated by the broken line determined by the optimum control routine is periodically increased to the value indicated by the solid line.
本実施例においても、リニヤ弁３９０のスプール弁子３
９１か伝動ベルト４４の挟圧力を高める側へ周期的に移
動させられることから、スプール弁子３９１とシリンダ
ボア３９８の内壁面との間における異物の堆積が防止さ
れ、スプール弁子３９１の固着が解消される。本実施例
では、上記信号発生回路５００から出力される脈動信号
か移動信号として機能し、上記信号混合回路５０２が移
動信号を供給する移動信号供給手段として機能している
。Also in this embodiment, the spool valve 3 of the linear valve 390
91 is periodically moved to the side where the squeezing force of the transmission belt 44 is increased, the accumulation of foreign matter between the spool valve element 391 and the inner wall surface of the cylinder bore 398 is prevented, and the sticking of the spool valve element 391 is eliminated. be done. In this embodiment, the pulsating signal outputted from the signal generating circuit 500 functions as a moving signal, and the signal mixing circuit 502 functions as a moving signal supply means for supplying the moving signal.
また、上記第２７図の示す実施例を第１図または第２６
図の実施例に付加してもよい。このようにすれば、リニ
ヤ弁３９０のスプール弁子３９１は、ＴＣ２期間内では
大きく移動させられ且つＴＣ１期間内では小刻みに周期
的に移動させられるので、第２ライン油圧Ｐｊ７２は第
２９図に示すように変化させられる。このようにすれば
、スプール弁子３９１の小刻みな移動により異物の付着
が防止されるとともにスプール弁子３９１の大きな距離
の移動により異物が除去されるので、スプール弁子３９
１の固着が一層防止され得る。In addition, the embodiment shown in FIG.
It may be added to the embodiment shown. In this way, the spool valve element 391 of the linear valve 390 is moved largely during the TC2 period and periodically moved in small increments during the TC1 period, so that the second line oil pressure Pj72 becomes as shown in FIG. It can be changed as follows. In this way, the attachment of foreign matter is prevented by the small movement of the spool valve 391, and the foreign matter is removed by moving the spool valve 391 over a large distance.
1 can be further prevented from sticking.
以上、本発明の一実施例を図面に基づいて説明したが、
本発明はその他の態様においても適用される。Although one embodiment of the present invention has been described above based on the drawings,
The invention also applies in other aspects.
たとえば、前述の実施例の油圧制御回路では、第２調圧
弁１０２の弁機構により決まる基本出力圧Ｐ□。を理想
圧Ｐ ｏｐｌ まて減圧させるための出力信号圧Ｐ、。For example, in the hydraulic control circuit of the embodiment described above, the basic output pressure P□ is determined by the valve mechanism of the second pressure regulating valve 102. Output signal pressure P, for reducing the ideal pressure Popl.
ＩＬをリニヤ弁３９０がら発生させることにより、第２
ライン油圧Ｐｆ２を調圧する形式であったか、リニヤ弁
３９０と同様に構成された調圧弁、たとえば圧力制御サ
ーボ弁が直接的に第２ライン油圧Ｐｌ、を調圧するよう
に構成されてもよい。この場合には、上記リニヤ弁が制
御油圧発生手段を兼ねている。By generating IL from the linear valve 390, the second
The pressure regulating valve may be configured to regulate the line hydraulic pressure Pf2, or a pressure regulating valve configured similarly to the linear valve 390, such as a pressure control servo valve, may be configured to directly regulate the second line hydraulic pressure Pl. In this case, the linear valve also serves as control oil pressure generating means.
また、前述の実施例はベルト式無段変速機の油圧制御装
置であったか、複数組の遊星歯車装置を備えた有段式自
動変速機（所謂Ａ／Ｔ）においてライン油圧をリニヤ弁
を用いて調圧する形式の油圧制御装置であってもよいの
である。In addition, the above-mentioned embodiment was a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission, or a linear valve was used to control line hydraulic pressure in a stepped automatic transmission (so-called A/T) equipped with multiple sets of planetary gears. A hydraulic control device that regulates pressure may also be used.
また、前述の第２７図の実施例では、異物による固着を
防止するためにスプール弁子３９１を移動させる移動信
号が、信号発生回路５００により発生させられるととも
に信号混合回路５０２により駆動電流Ｉ８゜１Ｌに混合
されていたが、その移動信号は予め記憶されたプログラ
ムにより発生させられるとともにリニヤ弁３９ｏに供給
されるように構成されてもよいのである。Further, in the embodiment shown in FIG. 27, the signal generation circuit 500 generates a movement signal for moving the spool valve 391 in order to prevent sticking due to foreign matter, and the signal mixing circuit 502 generates a driving current I8°1L. However, the movement signal may be generated by a pre-stored program and may also be configured to be supplied to the linear valve 39o.
また、前述の第２７図の実施例では、異物による固着を
防止するために、信号発生回路５００から出力される脈
動信号がスプール弁子３９１を移動させるための移動信
号として用いられていたが、その脈動信号は、周期成い
は振幅か所定の範囲内でランダムに変動するものであっ
てもよい。Further, in the embodiment shown in FIG. 27 described above, the pulsating signal output from the signal generation circuit 500 was used as a movement signal for moving the spool valve element 391 in order to prevent sticking due to foreign matter. The pulsating signal may vary randomly in period or amplitude within a predetermined range.
なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施例であり
、本発明はその主旨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。It should be noted that the above-mentioned embodiment is merely one 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図の電子制御装置の作動を説明するフロ
ーチャートである。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自動変速機を示す骨子図であ
る。第３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４図は第３図の第２
調圧弁を詳しく示す図である。第５図は第３図の第１調
圧弁を詳しく示す図である。第６図は第３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７図は第
３図の変速比検知弁の出力特性を示す図である。第８図
は第４図の第２調圧弁の出力特性を示す図である。第９
図は第２ライン油圧の理想特性を示す図である。第１０
図は、第３図の変速制御弁装置を詳しく説明する図であ
る。第１１図は第３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１２図、第１
３図、第１４図は、第２図のＣＶＴの変速比と各部の油
圧値との関係を説明する図であって、第１２図は正トル
ク走行状態、第１３図はエンジンブレーキ走行状態、第
１４図は無負荷走行状態をそれぞれ示す図である。第１
５図は、第５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１６図は、第３図のリニヤ弁の構成を詳し
く説明する図である。第１７図は、第３図のリニヤ弁の
出力特性を示す図である。第１８図は、第３図の油圧回
路において第３電磁弁および第４電磁弁の作動の組合わ
せとロックアツプクラッチの作動状態との対応関係を示
す図である。第１９図は、第３図の油圧回路において第
３電磁弁、第４電磁弁、およびリニヤ弁の作動状態の組
合わせと各制御モードとの対応関係を示す図である。第
２０図は、第１図の第２ライン油圧最適制御ルーチンを
示す図である。第２１図は、第２０図において用いられ
る変速比と一次側可変プーリの掛り径との関係を示す図
である。第２２図、第２３図、および第２４図は、第２
０図における作動をそれぞれ説明する図である。第２５
図は、第１図の制御により得られる作動を示すタイムチ
ャートである。第２６図は、本発明の他の実施例の作動
を説明するフローチャートである。第２７図は、本発明
の他の実施例の要部構成を示すブロック線図である。第
２８図は、第２７図の実施例の作動を説明する第２５図
に相当する図である。第２９図は、本発明の他の実施例
の作動を説明する第２５図に相当する図である。
１４：ＣＶＴ（車両用自動変速機）
４４：伝動ベルト（摩擦部材）
１０２：第２調圧弁（制御油圧発生手段）３９０：リニ
ヤ弁
３９１ニスプール弁子
３９２：リニヤソレノイド
５０２：信号混合回路（移動信号供給手段）ステップＳ
８．ＳＩＯ，Ｓ１２．Ｓ１３：移動信号供給手段
ステップＳＲ７，ＳＲ９，５ＲＩ１．５Ｒ１２：移動信
号供給手段
Ｐｊ７２ ：第２ライン油圧（制御油圧）出願人 ト
ヨタ自動車株式会社
第４因
第５図
第６図
第７図
案違比ｒ
（，１・）
俊速
比
（、Ｉ・）
第７５図
第１８ａ
第１７図
ソニャ弁３’１Ｏｔｒ！ｙＥｔｎｔ５ｊ；ｔ ｌ５ｏｔ
Ｌ（Ａ）纂２１図
変速比ど
第ｎ図
鵬３図
ｖ４図
第２５図FIG. 1 is a flowchart illustrating the operation of the electronic control device shown in FIG. FIG. 2 is a schematic diagram showing a vehicle automatic transmission equipped with a hydraulic control device according to an embodiment of the present invention. FIG. 3 is a detailed circuit diagram of a hydraulic control system for operating the device of FIG. 2. Figure 4 is the second part of Figure 3.
It is a figure showing a pressure regulating valve in detail. FIG. 5 is a diagram showing the first pressure regulating valve of FIG. 3 in detail. FIG. 6 is a diagram showing the output characteristics of the throttle valve opening detection valve shown in FIG. 3. FIG. 7 is a diagram showing the output characteristics of the gear ratio detection valve shown in FIG. 3. FIG. 8 is a diagram showing the output characteristics of the second pressure regulating valve shown in FIG. 4. 9th
The figure is a diagram showing ideal characteristics of the second line oil pressure. 10th
The figure is a diagram illustrating the speed change control valve device of FIG. 3 in detail. FIG. 11 is a diagram illustrating the relationship between the operating states of the first solenoid valve and the second solenoid valve in the speed change control valve device of FIG. 3 and the shift state of the CVT shown in FIG. 2. Figure 12, 1st
3 and 14 are diagrams explaining the relationship between the gear ratio of the CVT shown in FIG. 2 and the oil pressure values of various parts, in which FIG. 12 shows the positive torque running state, FIG. 13 shows the engine brake running state, FIG. 14 is a diagram showing the no-load running state. 1st
FIG. 5 is a diagram showing the output characteristics of the first pressure regulating valve in FIG. 5 with respect to the primary side hydraulic cylinder internal oil pressure or the second line oil pressure. FIG. 16 is a diagram illustrating in detail the configuration of the linear valve shown in FIG. 3. FIG. 17 is a diagram showing the output characteristics of the linear valve shown in FIG. 3. FIG. 18 is a diagram showing the correspondence between the combination of operations of the third solenoid valve and the fourth solenoid valve and the operating state of the lock-up clutch in the hydraulic circuit of FIG. 3. FIG. 19 is a diagram showing the correspondence between the combinations of operating states of the third solenoid valve, the fourth solenoid valve, and the linear valve and each control mode in the hydraulic circuit of FIG. 3. FIG. 20 is a diagram showing the second line oil pressure optimum control routine of FIG. 1. FIG. 21 is a diagram showing the relationship between the gear ratio and the hanging diameter of the primary variable pulley used in FIG. 20. Figures 22, 23, and 24 are
FIG. 2 is a diagram illustrating the operation in FIG. 25th
The figure is a time chart showing the operation obtained by the control shown in FIG. FIG. 26 is a flowchart illustrating the operation of another embodiment of the present invention. FIG. 27 is a block diagram showing the main structure of another embodiment of the present invention. FIG. 28 is a diagram corresponding to FIG. 25 for explaining the operation of the embodiment shown in FIG. 27. FIG. 29 is a diagram corresponding to FIG. 25 for explaining the operation of another embodiment of the present invention. 14: CVT (Automatic transmission for vehicles) 44: Transmission belt (friction member) 102: Second pressure regulating valve (control hydraulic pressure generating means) 390: Linear valve 391 Nispool valve 392: Linear solenoid 502: Signal mixing circuit (movement signal Supply means) Step S
8. SIO, S12. S13: Movement signal supply means Step SR7, SR9, 5RI1.5R12: Movement signal supply means Pj72: 2nd line hydraulic pressure (control hydraulic pressure) Applicant Toyota Motor Corporation No. 4 Cause 5 Fig. 6 Fig. 7 Design difference r (,1・) Speed ratio (,I・) Fig. 75 Fig. 18a Fig. 17 Sonya valve 3'1 Otr! yEtnt5j;t l5ot
L (A) Figure 21 Gear ratio Figure n Figure 3 Figure v4 Figure 25
Claims (1)
速機において、該自動変速機内において循環させられ且
つ該自動変速機の潤滑油としても機能する作動油から前
記摩擦部材に押圧力を付与するための制御油圧を発生さ
せる制御油圧発生手段と、アナログ駆動信号に基づいて
駆動されるソレノイドと該ソレノイドの電磁力により駆
動される弁子とを有し、該弁子の移動位置に従って前記
制御油圧を連続的に変化させるリニヤ弁とを備える形式
の油圧制御装置であって、 前記リニヤ弁の弁子を前記摩擦部材の伝達トルク容量を
高める側へ所定の周期で移動させる移動信号を前記アナ
ログ駆動信号に替えて前記ソレノイドに供給する移動信
号供給手段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 power is transmitted through a friction member, the friction is extracted from hydraulic oil that is circulated within the automatic transmission and also functions as a lubricating oil for the automatic transmission. A control hydraulic pressure generating means for generating control hydraulic pressure for applying a pressing force to a member, a solenoid driven based on an analog drive signal, and a valve element driven by the electromagnetic force of the solenoid, the valve element a linear valve that continuously changes the control hydraulic pressure according to the movement position of the linear valve, the valve element of the linear valve being moved at a predetermined period to a side that increases the transmission torque capacity of the friction member. A hydraulic control device for an automatic transmission for a vehicle, comprising a movement signal supply means for supplying a movement signal to the solenoid in place of the analog drive signal.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP24154290A JPH04119254A (en) | 1990-09-11 | 1990-09-11 | Hydraulic controller for vehicle automatic transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP24154290A JPH04119254A (en) | 1990-09-11 | 1990-09-11 | Hydraulic controller for vehicle automatic transmission |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH04119254A true JPH04119254A (en) | 1992-04-20 |
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ID=17075910
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|---|---|---|---|
| JP24154290A Pending JPH04119254A (en) | 1990-09-11 | 1990-09-11 | Hydraulic controller for vehicle automatic transmission |
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