JPH04169334A - Speed change ratio control device of continuously variable transmission for vehicle - Google Patents
Speed change ratio control device of continuously variable transmission for vehicleInfo
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Landscapes
- Control Of Driving Devices And Active Controlling Of Vehicle (AREA)
- Control Of Transmission Device (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
産業上の利用分野
本発明は、車両用無段変速機の変速比制御装置に関する
ものである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION Field of the Invention The present invention relates to a gear ratio control device for a continuously variable transmission for a vehicle.
従来の技術
エンジンの回転を無段階に変速し、摩擦係合装置を介し
でて駆動輪へ伝達する形式の車両用無段変速機が知られ
ている。たとえば、前後進切換装置を出力側に備えたベ
ルト式無段変速機がそれである。このような無段変速機
を備えた車両では、予め求められた関係から実際の要求
出力量（スロットル弁開度）および車速に基づいて目標
値を決定し、実際の入力軸回転速度或いは変速比がその
目標値と一致するように変速比が調節されるようになっ
ている。このため、車両の停止操作が行われると、車速
の低下に伴って変速比が最減速側へ向かって変化させら
れるが、車輪のロックが発生するような車両の急停止操
作が行われると、変速比が最減速側の値に到達する前に
車両が停止するため、再発進時の駆動力が得られない場
合があった。これに対し、実開昭６３−４０６９号公報
に記載されているように、無段変速機の出力軸と駆動輪
との間にクラッチ手段を設け、車両の急停止操作により
無段変速機の変速比が最減速側の値に到達しないで車両
が停止した場合には、その停止期間中においてクラッチ
手段を解放させることにより無段変速機を回転させて、
その変速比を最減速側へ変化させるようにした技術が提
案されている。2. Description of the Related Art Continuously variable transmissions for vehicles are known that steplessly change the speed of engine rotation and transmit it to drive wheels via a frictional engagement device. An example of this is a belt-type continuously variable transmission equipped with a forward/reverse switching device on the output side. In a vehicle equipped with such a continuously variable transmission, the target value is determined based on the actual required output amount (throttle valve opening) and vehicle speed from a predetermined relationship, and the actual input shaft rotation speed or gear ratio is determined based on the actual required output amount (throttle valve opening) and vehicle speed. The gear ratio is adjusted so that the gear ratio matches the target value. Therefore, when a vehicle is stopped, the gear ratio is changed toward the maximum deceleration as the vehicle speed decreases, but if a sudden vehicle stop that causes the wheels to lock occurs, Because the vehicle stopped before the gear ratio reached the maximum deceleration value, there were cases in which driving force was not available when restarting the vehicle. On the other hand, as described in Japanese Utility Model Application Publication No. 63-4069, a clutch means is provided between the output shaft of the continuously variable transmission and the driving wheels, and the continuously variable transmission is activated by a sudden stop operation of the vehicle. When the vehicle stops without the gear ratio reaching the maximum deceleration value, the continuously variable transmission is rotated by releasing the clutch means during the stop period,
A technique has been proposed in which the gear ratio is changed to the maximum deceleration side.
発明が解決すべき課題
ところで、上記従来の車両によれば、車両の停止期間中
においてクラッチ手段が解放させられることにより無段
変速機の変速比が最減速側へ向かって変化させられるの
で、車両の急停止に続いて直ちに急発進操作が行われる
場合には、変速比が充分に最減速側へ変化しない状態で
再び動力伝達が開始され、たとえば登板路などにおいて
車両の発進が困難となる場合があった。また、そのよう
な急停止後に続いて急発進操作が行われる場合において
は、クラッチ手段の係合が間に合わないため、エンジン
の吹上がりや車両の後ずさりが発生したり、或いは第２
のクラッチの保合による大きな保合ショックが発生する
という問題があった。Problems to be Solved by the Invention However, according to the conventional vehicle described above, the gear ratio of the continuously variable transmission is changed toward the maximum deceleration side by releasing the clutch means while the vehicle is stopped. If a sudden start operation is performed immediately after a sudden stop, power transmission will start again without the gear ratio changing sufficiently to the maximum deceleration side, making it difficult to start the vehicle, for example on a hill. was there. In addition, when a sudden start operation is performed following such a sudden stop, the clutch means is not engaged in time, which may cause the engine to rev up, the vehicle to back up, or the second
There was a problem in that a large engagement shock occurred due to engagement of the clutch.
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、車両の急停止に続いて直ちに
急発進操作が行われる場合でも、充分な駆動力が得られ
、しかもエンジンの吹上かり、車両の後ずさり、或いは
保合ショックの発生のない車両用無段変速機の変速比制
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 purpose of this is to provide sufficient driving force even when the vehicle suddenly stops and then immediately starts, without causing the engine to rev up, the vehicle to move backward, or to cause a locking shock. An object of the present invention is to provide a gear ratio control device for a continuously variable transmission for a vehicle.
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
、駆動輪との間にクラッチ手段を備える形式の車両用無
段変速機において、予め求められた関係から決定される
目標値が実現されるようにその無段変速機の変速比を調
節する形式の変速比制御装置であって、（ａ）車両の発
進操作時における駆動力不足状態を判定する駆動力不足
状態判定手段と、（ｂ）その駆動力不足状態判定手段に
より駆動力不足状態が判定されている間は、前記クラッ
チ手段を半係合状態とすると同時に前記無段変速機の変
速比を減速側へ変化させる制御手段とを、含むことにあ
る。Means for Solving the Problem The gist of the present invention for achieving the above object is to provide a continuously variable transmission for a vehicle that is equipped with a clutch means between the driving wheels, based on a predetermined relationship. A gear ratio control device of the type that adjusts the gear ratio of a continuously variable transmission so that a determined target value is realized, the gear ratio control device comprising: (a) a driving force for determining a driving force insufficient state during a starting operation of a vehicle; and (b) while the insufficient driving force state is determined by the insufficient driving force state determining means, the clutch means is brought into a half-engaged state and at the same time the gear ratio of the continuously variable transmission is reduced. and control means for changing the position to the side.
作用および発明の効果
このようにすれば、駆動力不足状態判定手段により駆動
力不足状態が判定されている間は、制御手段により、前
記クラッチ手段が半係合状態とされると同時に前記無段
変速機の変速比が減速側へ変化させられるので、無段変
速機の回転が許容されて変速比が最減速側へ変化させら
れる。このため、車両の急停止に続いて直ちに急発進操
作が行われる場合でも、充分な車両駆動力が得られるこ
とになり、たとえば登板路などにおいても車両の発進が
可能となるとともに、エンジンの吹上かり、車両の後ず
さり、或いは大きな保合ショックが好適に解消される。In this way, while the insufficient driving force state is determined by the insufficient driving force state determining means, the clutch means is brought into the semi-engaged state and at the same time the clutch means is brought into the semi-engaged state. Since the gear ratio of the transmission is changed to the deceleration side, rotation of the continuously variable transmission is allowed and the gear ratio is changed to the maximum deceleration side. Therefore, even when a sudden start operation is performed immediately following a sudden stop of the vehicle, sufficient vehicle driving force is obtained, making it possible to start the vehicle even on a climbing road, for example, and allowing the engine to rev up. As a result, the rearward movement of the vehicle or a large locking shock can be suitably eliminated.
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２日と、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、
後述の保合側油路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２日とタービン羽根車３２との回転
速度差が所定値以下になると保合側油室３３へ作動油が
供給されるとともに解放側油室３５から作動油が流出さ
れることにより、ロックアツプクラッチ３６が係合して
、クランク軸２６と入力軸３０とが直結状態とされる。The fluid coupling 12 connects the pump impeller 2 connected to the crankshaft 26 of the engine 10 and the 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 a retention 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 2 and the turbine impeller 32 becomes less than a predetermined value, hydraulic oil is supplied to the maintenance 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、上記車速が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保合側油室３３から作動油
が流出されることにより、ロックアツプクラッチ３６が
解放される。On the other hand, when the vehicle speed falls below a predetermined value or when the rotational speed difference exceeds a predetermined value, hydraulic oil is supplied to the release side oil chamber 35 and hydraulic oil flows out from the maintenance side oil chamber 33. As a result, the lock-up clutch 36 is released.
ＣＶＴ１４は、その入力軸３０および出力軸３８にそれ
ぞれ設けられた同径の可変プーリ４０および４２と、そ
れら可変プーリ４０および４２に巻き掛けられた伝動ベ
ルト４４とを備えている。The CVT 14 includes variable pulleys 40 and 42 of the same diameter provided on the input shaft 30 and output shaft 38, respectively, and a transmission belt 44 wound around the variable pulleys 40 and 42.
可変プーリ４０および４２は、入力軸３０および出力軸
３日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■溝幅すなわち伝動ベルト４４の掛り
径（有効径）が変更されて、ＣＶＴ１４の変速比γ（＝
入力軸３０の回転速度Ｎ、７／出力軸３８の回転速度Ｎ
０ｕｔ）が変更されるようになっている。可変プーリ４
０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 have fixed rotating bodies 46 and 48 fixed to the input shaft 30 and the output shaft 3, respectively, and are movable in the axial direction and non-rotatable relative to the input shaft 30 and the output shaft 38, respectively. The movable rotary bodies 50 and 52 are provided with movable rotary bodies 50 and 52.
is moved by the primary side hydraulic cylinder 54 and the secondary side hydraulic cylinder 56 that function as hydraulic actuators, ■ the groove width, that is, the hanging diameter (effective diameter) of the transmission belt 44 is changed, and the gear ratio γ (=
Rotational speed N of input shaft 30, 7/rotational speed N of output shaft 38
0ut) is changed. variable pulley 4
Since 0 and 42 have the same diameter, the hydraulic cylinder 54
and 56 have similar pressure receiving areas. Typically, the pressure in the driven side of hydraulic cylinders 54 and 56 is related to the tension in transmission belt 44.
前後進切換装置１６は、よく知られたダブルピニオン型
遊星歯車機構であって、その出力軸５８に固定されたキ
ャリヤ６０により回転可能に支持され且つ互いに噛み合
う一対の遊星ギヤ６２および６４と、前後進切換装置１
６の入力軸（ＣＶＴ１４の出力軸）３８に固定され且つ
内周側の遊星ギヤ６２と噛み合うサンギヤ６６と、外周
側の遊星ギヤ６４と噛み合うリングギヤ６８と、リング
ギヤ６８の回転を停止するための後進用ブレーキ７０と
、上記キャリヤ６０と前後進切換装置１６の入力軸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、ＣＶＴ１４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、ＣＶＴＩ４の出力軸３８と前後進
切換装置１６の出力軸５８との間で回転方向が反転され
るので、車両後進方向の動力が伝達される。The forward/reverse switching device 16 is a well-known double pinion type planetary gear mechanism, and includes a pair of planetary gears 62 and 64 that are rotatably supported by a carrier 60 fixed to an output shaft 58 and mesh with each other. Advance switching device 1
A sun gear 66 that is fixed to the input shaft (output shaft of the CVT 14) 38 of No. 6 and meshes with the planetary gear 62 on the inner peripheral side, a ring gear 68 that meshes with the planetary gear 64 on the outer peripheral side, and a reverse drive 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 14 and the output shaft 58 of the forward/reverse switching device 16 are directly connected, and power in the forward direction of the vehicle is transmitted. In addition, the reverse brake 70
When engaged, the rotation direction is reversed between the output shaft 38 of the CVTI 4 and the output shaft 58 of the forward/reverse switching device 16, so that power in the backward direction of the vehicle is transmitted.
第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ＰＩＩが調圧されるようになっている。また、減
圧弁型式の第２調圧弁１０２によって第１ライン油圧Ｐ
Ｚｌが減圧されることにより第２ライン油路８２内の第
２ライン油圧Ｐｆｚが調圧されるようになっている。こ
の第２ライン油圧Ｐ１２は、前記伝動ヘルド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 PII in the oil passage 80 is regulated. In addition, the first line oil pressure P is controlled by the second pressure regulating valve 102 of the pressure reducing valve type.
By reducing the pressure of Zl, the second line oil pressure Pfz in the second line oil passage 82 is regulated. This second line oil pressure P12 is regulated to control the tension of the transmission heald 44, and thus corresponds to the tension control pressure of this embodiment.
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ライン油路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、順に径が大きい第１ランド１１８、第２
ランド１２０、第３ランド１２２が順次形成されている
。First, the configuration of the second 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
0, a first land 118 and a second land 118 having larger diameters in order of diameter.
A land 120 and a third land 122 are formed in this order.
第２ランド１２０と第３ランド１２２との間には第２ラ
イン油圧Ｐｆｆｉ、がフィードバック圧として絞り１２
４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Ｐｉ！、□により閉弁
方向へ付勢されるようになっている。また、スプール弁
子１１０の第１ランド１１８の端面側には、絞り１２８
を介して後述の変速比圧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１
０２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Ｐｔｈを作用させるための室１３２が設け
られて、スプール弁子１１０がこのスロットル圧Ｐｔｈ
により開弁方向へ付勢されるようになっている。A second line oil pressure Pffi is applied between the second land 120 and the third land 122 as feedback pressure to the throttle 12.
A chamber 126 is provided through which the spool valve 110 is introduced through the second line hydraulic pressure Pi! , □ bias the valve in the valve closing direction. Further, on the end surface side of the first land 118 of the spool valve 110, a throttle 128 is provided.
A chamber 130 is provided through which a gear ratio pressure Pr (to be described later) is guided, and the spool valve element 110 is biased in the valve closing direction by the gear ratio pressure Pr. Second pressure regulating valve 1
02, a biasing force of a return spring 114 in the valve opening direction is applied to the spool valve element 110 via a spring seat 112. 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 a throttle pressure Pth, which will be described later, is provided on the end surface side of the land 117, and The valve element 110 maintains this throttle pressure Pth.
The valve is biased in the direction of opening the valve.
したがって、第１ランド１１８の受圧面積をＡＩ、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Ａ３、プランジャ１１６のランド１１７の
受圧面積をＡ４、リターンスプリング１１４の付勢力を
Ｗとすると、スプール弁子１１０は次式（１）が成立す
る位置において基本的に平衡させられる。すなわち、ス
プール弁子１１０が式（１）にしたがって移動させられ
ることにより、ポー）１３４ａに導かれている第１ライ
ン油路８０内の作動油がボート１３４ｂを介して第２ラ
イン油路８２へ流入させられる状態と、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ＰＲ２が発生させられる
のである。上記第２ライン油路８２は比較的閉じられた
系であるので、第２調圧弁１０２は上記のように相対的
に高い油圧である第１ライン油圧ＰＲ＋を減圧すること
により第２ライン油圧Ｐｉｔ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 AI, and the pressure receiving area of the first land 118 is
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 A3, the pressure receiving area of the land 117 of the plunger 116 is A4, and the urging 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 110 according to formula (1), the hydraulic oil in the first line oil passage 80 guided to the boat 134a is transferred to the second line oil passage 82 via the boat 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 PR2 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 PR+, which is a relatively high oil pressure, as described above, thereby increasing the second line oil pressure Pit. is generated as shown in FIG.
Ｐ １２ ＝ （八ａＰｔｈ＋Ｗ Ａ１ ・ Ｐ
ｒ）／（Ａ：ｒ Ａｘ）・・・・（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 ５ｏｌＬが導入される室１３６が設
けられており、スプール弁子１１０がその信号圧Ｐ５゜
１Ｌ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ＰＩ２ｚが減圧されるようになってい
る。また、前記プランジャ１１６のランド１１７とラン
ド１１９との間には、上記第１リレー弁３８０および後
述の第２リレー弁４４０、絞り１３５を介して制御圧Ｐ
５ｏＬＬを作用させて第２ライン油圧Ｆｉｚを昇圧さ
せるための昇圧用油室１３３が設けられており、第２ラ
イン油圧Ｐ１２が上記信号圧Ｐ３゜１Ｌ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Ｐｔ１ｚの特性については後で詳述する。P 12 = (8aPth+W A1 ・P
r)/(A:r Ax)...(1) Note that 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.
A chamber 136 is provided through which a signal pressure P5olL is introduced, and when the spool valve element 110 is urged in the valve closing direction by the signal pressure P5olL, the second line hydraulic pressure PI2z is now depressurized. Further, a control pressure P is provided between the land 117 and the land 119 of the plunger 116 via the first relay valve 380, a second relay valve 440 (described later), and a throttle 135.
A pressure increasing oil chamber 133 is provided for increasing the second line oil pressure Fiz by applying 5oLL, and the second line oil pressure P12 is increased in accordance with the signal pressure P3°1L. . The characteristics of the second line oil pressure Pt1z in the above case will be described 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
ンジ中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
ンボート１５０ｂまたは１５０Ｃとの間を開閉するもの
であり、その第１ランド１５２の端面にフィードバック
圧としての第１ライン油圧Ｐｆ、を絞り１５１を介して
作用させるための室１５３が設けられており、この第１
ライン油圧Ｐβ、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１
５４と第２ランド１５５との間にはスロットル圧ＰｔＩ
、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Ｐ８ｆｌ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Ｐｌｚを
導くための室１５８が設けられている。前記リターンス
プリング１４４の付勢力は、スプリングシート１４２を
介してスブール弁子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Ａｓ、第１プランジヤ１４６の第１ランド１５４の
断面積をＡ６、第２ランド１５５および第２プランジヤ
１４８の断面積を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Ｐ
Ｒ＋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 of the same diameter as the second land 155 of the first plunger 146. Two plungers 148 are provided. The spool valve 140 opens and closes between the drain boat 150a and the drain boat 150b or 150C, which communicate with the first line oil passage 80, 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 causing Pf to act through a throttle 151, and this first
The spool valve element 140 is biased in the valve opening direction by the line oil pressure Pβ. The first land 1 of the first plunger 146 provided coaxially with the spool valve 140
54 and the second land 155, there is a throttle pressure PtI.
A chamber 156 is provided for guiding the second
A chamber 157 is provided between the land 155 and the second plunger 148 for guiding the hydraulic pressure P8fl in the primary side hydraulic cylinder 54 via the branch oil passage 305. A chamber 158 is provided for guiding the two-line hydraulic pressure Plz. Since the biasing force of the return spring 144 is applied to the Sbour valve 140 in the valve closing direction via the spring seat 142, the pressure receiving area of the first land 152 of the spool valve 140 is set as As, and the pressure receiving area of the first land 152 of the spool valve 140 is Assuming that the cross-sectional area of the first land 154 is A6, the cross-sectional area of the second land 155 and the second plunger 148 is A7, and the biasing force of the return spring 144 is W, the spool valve 140 is located at a position where the following formula (2) is satisfied. and the first line oil pressure P
R+ is pressure regulated.
ｐＩ！、、＝
（（ｈ、、 ｏｒ Ｐｉ ｚ） ・ ｌｙ ＋ Ｐ
ｔｈ（Ａ６ Ａ？） ＋Ｗ：ｌ ／八。pI! ,,= ((h,, or Piz) ・ly + P
th(A6 A?) +W:l/8.
・・・・（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Ｐ０が第２ライン油圧Ｐ！２（定常状態ではＰ
ｆ２＝二次側油圧シリンダ５６内油圧Ｐ。ｕｔ ）より
も高い場合には、第１プランジヤ１４６と第２プランジ
ヤ１４８との間が離間して上記−次側油圧シリンダ５４
内油圧Ｐ、、による推力がスプール弁子１４０の閉弁方
向に作用するが、−次側油圧シリンダ５４内油圧Ｐ８ｏ
が第２ライン油圧Ｐ１２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Ｐ１２による推力がスプール弁子１４０
の閉弁方向に作用する。すなわち、−次側油圧シリンダ
５４内油圧ｐ ｉｎと第２ライン油圧Ｐｉ２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。(2) In the first pressure regulating valve 100, the negative hydraulic cylinder 5
4 internal oil pressure P0 is the 2nd line oil pressure P! 2 (in steady state P
f2=hydraulic pressure P in the secondary side hydraulic cylinder 56. ut ), the first plunger 146 and the second plunger 148 are spaced apart from each other, and the next hydraulic cylinder 54
The thrust due to the internal hydraulic pressure P, acts on the spool valve element 140 in the valve closing direction, but the - next side hydraulic cylinder 54 internal hydraulic pressure P8o
is lower than the second line oil pressure P12, the first plunger 146 and the second plunger 148 come into contact with each other, so that the thrust due to the second line oil pressure P12 acting on the end face of the second plunger 148 is applied to the spool. Benko 140
Acts in the direction of valve closing. That is, the second plunger 148, which receives the hydraulic pressure pin in the next-side hydraulic cylinder 54 and the second line hydraulic pressure Pi2, applies an acting force based on the higher of these hydraulic pressures in the direction of closing the spool valve element 140. Let it work. 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いはエンジン１０にお
ける実際のスロットル弁開度θいを表すものであり、ス
ロットル弁開度検知弁１８０によって発生させられる。Returning to FIG. 3, the throttle pressure P represents the actual throttle valve opening θ in the engine 10, and is generated by the throttle valve opening detection valve 180.
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１８６か
らの推力と第１ライン油圧Ｐｌ、による推力とが平衡し
た位置に位置させられることにより第１ライン油圧Ｐｆ
、を減圧し、実際のスロットル弁開度θいに対応したス
ロットル圧Ｐｔｌ、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Ｐｔｈと実際
のスロットル弁開度θいとの関係を示すものであり、ス
ロットル圧Ｐｔｈ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。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), and a plunger that engages with the cam surface of the cam 184 and is driven in the axial direction in relation to the rotation angle of the cam 184. 186, the thrust force from the plunger 186 applied via the spring 188 and the thrust force due to the first line hydraulic pressure Pl are positioned at a balanced position, thereby increasing the first line hydraulic pressure Pf.
, and generates a throttle pressure Ptl corresponding to the actual throttle valve opening θ. FIG. 6 shows the relationship between the throttle pressure Pth and the actual throttle valve opening θ.
, the second pressure regulating valve 102, the 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の入力端可動
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Ｐｆｆｉ２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Ｔが小さくなっ
てＣＶＴ１４の入力側の固定回転体４６に対して可動回
転体５０が接近（■溝幅縮小）すると、上記検知棒１９
２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１
９８によりドレンへ排出される作動油の流量が減少させ
られるので、オリフィス１９６よりも下流側の作動油圧
が高められる。この作動油圧が変速比圧Ｐｒであり、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１０２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 end 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 transmits a biasing force correspondingly, and while receiving the biasing force from this spring 194, receiving the second line oil pressure Pffi2 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, when the speed ratio T becomes small and the movable rotary body 50 approaches the fixed rotary body 46 on the input side of the CVT 14 (■ groove width decreases), the detection rod 19
2 is pushed in. Therefore, the oil is supplied from the second line oil passage 82 through the orifice 196 and the spool valve 1
98 reduces the flow rate of the hydraulic oil discharged to the drain, thereby increasing the hydraulic pressure downstream of the orifice 196. This working oil pressure is the gear ratio pressure Pr, and as shown in Fig. 7, the gear ratio γ decreases (changes to the speed increasing side).
It is increased with The gear ratio pressure Pr generated in this manner is supplied to the second pressure regulating valve 102 and the third pressure regulating valve 220 through the oil passage 86, respectively.
ここで、上記変速比検出弁１Ｂ２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Ｐｉ２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Ｐｆ２ｚ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Ｐｆ２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Ｐｆ２と等しくなると
、それ以降は両者ともに飽和して一定となる。Here, the gear ratio detection valve 1B2 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 Pi2 supplied from the second line oil passage 82 through the
While r is limited to a value equal to or higher than the second line oil pressure Pf2z, the second pressure regulating valve 102, which operates according to equation (1) above, reduces the second line oil pressure Pf2 as the gear ratio pressure Pr increases. let Therefore, when the gear ratio pressure Pr increases to a predetermined value and becomes equal to the second line oil pressure Pf2, 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 ＋ｎａｃの
出力特性を示している。すなわち、変速比Ｔ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Ｐ ａｐｔを示す曲線に比較的近似した特性が弁
機構のみによって得られるのである。上記第２調圧弁１
０２の弁機構により得られる第８図の基本出力圧Ｐ□０
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、危、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Ｐ。、ｔより高く設定されている。FIG. 8 shows the output characteristics of the basic output pressure (maximum value of the second line oil pressure P12) P + nac, which is regulated in the second pressure regulating valve 102 according to the equation (1) in relation to the above-mentioned gear ratio pressure Pr. It shows. In other words, the curve relatively approximates the optimum control pressure, that is, the ideal pressure P apt, for setting the tension of the transmission belt 44 to the optimum value, as shown in FIG. The characteristics are obtained only by the valve mechanism. Said second pressure regulating valve 1
The basic output pressure P□0 in Fig. 8 obtained by the valve mechanism of 02
is a value that is mechanically determined in relation to the pressure receiving area of the spool valve element 110 of the second pressure regulating valve 102 and the plunger 116, etc., and is set to the ideal pressure P so that sufficient clamping force can be obtained even during critical and gear changes. , t.
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Ｐ１３を発生させるものであ
る。この第３調圧弁２２０は、第１ライン油路８０と第
３ライン油路８８との間を開閉するスプール弁子２２２
、スプリングシート２２４、リターンスプリング２２６
、およびプランジャ２２８を備えている。スプール弁子
２２２には、断面積が順に大きくなる第１ランド２３０
、第２ランド２３１および第３ランド２３２がその端か
ら設けられており、その第２ランド２３１と第３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
ｌｚにより閉弁方向へ付勢されるようになっている。ま
た、第１ランド２３０と第２ランド２３１との間には、
後述の第５電磁弁３７４によって調節される第３ライン
圧制御圧Ｐ ５ｏｔｓが供給される室２３８が設けられ
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２２２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２２４を介してスプール弁子２２２に
付与されている。また、プランジャ２２８の端面にスロ
ットル圧Ｐいを作用させるための室２４２が設けられて
おり、スプール弁子２２２がこのスロットル圧Ｐいによ
り開弁方向へ付勢されるようになっている。このため、
第３ライン油圧Ｐ！３は、前記（］）式と同様な式から
、変速比圧Ｐｒおよびスロットル圧Ｐいに基づいて最適
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において滑りが
発生することなく確実にトルクを伝達できるようにする
だめに必要かつ充分な値である。しかし、プランジャ２
２８の第１ランド２４４とそれより小径の第２ランド２
４６との間には、後進時のみに第３ライン油圧Ｐ１３を
導くための室２４８が設けられており、後進時において
上記室２４８内へ第３ライン油圧Ｐｌｚが導かれると、
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ＰＰ３が高められる。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。また、車両の再発進操作時における駆動力不
足状態では、前記室２３８に供給される第３ライン圧制
御圧Ｐ ＄６１５が高められるに従って第３ライン油圧
Ｐ１３が低くされ、前進用クラッチ７２が半係合状態と
されるようになっている。The third pressure regulating valve 220 generates an optimum third line oil pressure P13 for operating the reverse brake 70 and the forward clutch 72 of the forward/reverse switching device 16. This third pressure regulating valve 220 includes a spool valve 222 that opens and closes between the first line oil passage 80 and the third line oil passage 88.
, spring seat 224, return spring 226
, and a plunger 228. The spool valve 222 includes a first land 230 whose cross-sectional area increases in order.
, a second land 231 and a third land 232 are provided from the end thereof, and a third line oil pressure Pf is introduced as feedback pressure through a throttle 234 between the second land 231 and third land 232. A chamber 236 is provided in which the spool valve 222 is connected to the third line hydraulic pressure P.
The valve is biased in the valve closing direction by lz. Moreover, between the first land 230 and the second land 231,
A chamber 238 is provided to which a third line pressure control pressure P5ots is regulated by a fifth solenoid valve 374, which will be described later. In addition, the first land 230 of the spool valve 222
A chamber 240 to which the gear ratio pressure Pr is introduced is provided on the side, and the spool valve element 222 is biased in the valve closing direction by the gear ratio pressure Pr. Inside the third pressure regulating valve 220, a biasing force in the valve opening direction of a return spring 226 is applied to the spool valve element 222 via a spring seat 224. Further, a chamber 242 for applying a throttle pressure P is provided on the end face of the plunger 228, and the spool valve element 222 is urged in the valve opening direction by the throttle pressure P. For this reason,
3rd line oil pressure P! 3 is regulated to an optimal value based on the gear ratio pressure Pr and the throttle pressure P from a formula similar to the formula ( ) 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. However, plunger 2
28 first land 244 and a second land 2 with a smaller diameter
46 is provided with a chamber 248 for guiding the third line hydraulic pressure P13 only when traveling in reverse, and when the third line hydraulic pressure Plz is guided into the chamber 248 when traveling in reverse,
The force urging the spool valve element 222 in the valve opening direction is increased, and the third line oil pressure PP3 is increased. Thereby, in the forward clutch 72 and the reverse brake 70, suitable torque capacities can be obtained respectively during forward movement and reverse movement. Furthermore, in a state of insufficient driving force when restarting the vehicle, as the third line pressure control pressure P $615 supplied to the chamber 238 is increased, the third line oil pressure P13 is lowered, and the forward clutch 72 is turned half way. It is designed to be in an engaged state.
上記のように調圧された第３ライン油圧ＰＪ２３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、マニュアルハルブ２５０は、車両の
シフトレバ−２５２の操作と関連して移動させられるス
プール弁子２５４を備えており、Ｌ（ロー）、Ｓ（セカ
ンド）、Ｄ（ドライブ）レンジのような前進レンジへ操
作されている状態では、第３ライン油圧Ｐｆｆｉ３を専
ら出力ボート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ＰＱｚを出力ボート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。The third line hydraulic pressure PJ23 regulated as described above is selectively supplied to the forward clutch 72 or the reverse brake 70 by the manual valve 250. That is, the manual hub 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. When the third line oil pressure Pffi3 is being operated, the third line oil pressure Pffi3 is exclusively output from the output boat 258 and supplied to the forward clutch 72, and at the same time, the oil is allowed to drain from the reverse brake 70 to the drain. On the other hand, when the R (reverse) range is being operated, the third line oil pressure PQz is output to boat 2.
56 to port 422 of reverse inhibit valve 420
a and 422b, and is further supplied 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
ＰＬおよび第２調圧弁１０２により調圧された第２ライ
ン油圧Ｐｆｆ２は、ＣＶＴ１４の変速比γを調節するた
めに、変速制御弁装置２６０により一次側油圧シリンダ
５４および二次側油圧シリンダ５６の一方および他方へ
供給されている。上記変速制御弁装置２６０は変速方向
切換弁２６２および流量制御弁２６４から構成されてい
る。なお、それら変速方向切換弁２６２および流量制御
弁２６４を駆動するための第４ライン油圧Ｐ！４は第４
調圧弁１７０により第１ライン油圧Ｐ ｌ ＋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 PL regulated by the first pressure regulating valve 100 and the second line oil pressure Pff2 regulated by the second pressure regulating valve 102 are transmitted to the shift control valve device 260 in order to adjust the gear ratio γ of the CVT 14. is supplied to one and the other of the primary side hydraulic cylinder 54 and the secondary side 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 P! is used to drive the speed change direction switching valve 262 and the flow rate control valve 264. 4 is the fourth
It is generated based on the first line oil pressure P l + by the pressure regulating valve 170 and guided through 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Ｐｌａを導入する室１７６が設
けられる一方、スプール弁子１７１のスプリング１７２
側端部に当接するプランジャ１７５の端面側には、開弁
方向に作用させる後述の信号圧Ｐ ５ｏＬＬ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側の端面ば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Ｐｌａに対応したフィードバック圧
に基づく閉弁方向の付勢力と、スプリング１７２による
開弁方向の付勢力および信号圧Ｐ、。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Ｐｊ２４が後述の信号圧Ｐ８゜、Ｌの大
きさに対応した値に調圧される。上記第４ライン油圧Ｐ
ｉ４を導く第４ライン油路３７０は、絞り３７２を通じ
て前記第３調圧弁２２０の室２３８に接続され、それら
絞り３７２と室２３８との間に第５電磁弁３７４が設け
られている。この第５電磁弁３７４は、常時開放型（ノ
ーマルオープン型）のオンオフ弁であって、非励磁状態
（デユーティ比Ｏ％）では絞り３７２より下流側を大気
圧に開放し、デユーティ比の増加に伴って室２３８に作
用する圧力を増大させ、励磁状態（デユーティ比１００
％）では室２３８に第４ライン油圧Ｐ１４を作用させる
。マニュアルパルプ２５０が前進レンジに操作されるこ
とにより前進用クラッチ７２が保合させられている状態
では、上記のように室２３８に作用する圧力が増大させ
られるに伴って、第３ライン油圧Ｐｆ３および前進用ク
ラッチ７２の伝達トルクが低下させられる。すなわち、
上記第５電磁弁３７４により、室２３８に作用させられ
る第３ライン圧制御圧Ｐ３゜５．が調節されるのである
。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 Pla to act as feedback pressure, while the spring 172 of the spool valve 171
A chamber 177 is provided on the end surface side of the plunger 175 that comes into contact with the side end portion, into which a signal pressure P5oLL, which will be described later, is applied in the valve opening direction. has been done. In the fourth pressure regulating valve 170 configured in this way, the spool valve 171
are the biasing force in the valve closing direction based on the feedback pressure corresponding to the fourth line oil pressure Pla, the biasing force in the valve opening direction by the spring 172, and the signal pressure P. As a result of being operated so that the biasing force in the valve opening direction based on 1L is balanced,
The fourth line oil pressure Pj24 is regulated to a value corresponding to the magnitude of the signal pressure P8°, L, which will be described later. Above 4th line oil pressure P
A fourth line oil passage 370 leading to i4 is connected to the chamber 238 of the third pressure regulating valve 220 through a throttle 372, and a fifth solenoid valve 374 is provided between the throttle 372 and the chamber 238. This fifth electromagnetic valve 374 is a normally open type on-off valve, and in a non-excited state (duty ratio 0%), opens the downstream side of the throttle 372 to atmospheric pressure, so that the duty ratio increases. Accordingly, the pressure acting on the chamber 238 is increased, and the excited state (duty ratio 100
%), the fourth line oil pressure P14 is applied to the chamber 238. When the manual pulp 250 is operated to the forward range and the forward clutch 72 is engaged, as the pressure acting on the chamber 238 is increased as described above, the third line oil pressure Pf3 and The transmission torque of the forward clutch 72 is reduced. That is,
The third line pressure control pressure P3°5. is applied to the chamber 238 by the fifth solenoid valve 374. is regulated.
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−ト２７８ａと、第１
接続油路２７０、第１絞り２７１を備えた第２接続油路
２７２、および第３接続油路２７４にそれぞれ連通する
ポート２７８ｂ、２７８ｄ、および２７８ｆと、第１ラ
イン油圧Ｐ！１が絞り２７６を通して供給されるポート
２７８ｃと、第１ライン油圧Ｐ２＋が供給されるポート
２７８ｅと、第２ライン油圧Ｐ１□が供給されるポート
２７８ｇ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２
７９ａ、２７９ｂ、２７９ｃ、２７９ｄが設けられてい
る。上記スプール弁子２８０のスプリング２８２側の端
面ば大気に開放されている。As shown in detail in FIG. 10, the speed change direction switching valve 262 is a spool valve controlled by a first solenoid valve 266, and has a drain port 278a communicating with a drain and a first
Ports 278b, 278d, and 278f 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 P! 1 is supplied through the throttle 276 to a port 278c, a port 278e to which the first line hydraulic pressure P2+ is supplied, a port 278g to which the second line hydraulic pressure P1□ is supplied, and one end of the movement stroke (upper end of the figure) A spool valve element 280 that is slidably arranged between a deceleration side position (on side position) and a speed increase side position (off side position) which is the other end of the movement stroke (lower end in the figure), and this spool valve. It is provided with a spring 282 that biases the child 280 toward the speed increasing side position. The spool valve element 280, which functions as a speed change direction switching valve element, has four lands 2.
79a, 279b, 279c, and 279d are provided. The end surface of the spool valve 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Ｐｌａ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Ｐｅｍ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が図のＯＦＦ側に示す状態となると、変速方向
切換弁２６２も図のＯＦＦ側に示す位置となるのである
。このため、第１電磁弁２６６がオン状態である期間は
、スプール弁子２８０が減速側位置に位置させられてド
レンポート２７８ａとポート２７８ｂとの間、ポート２
７８ｅとポー）２７８ｆとの間がそれぞれ開かれるとと
もに、ポート２７８ｂと２７８０との間、ポート２７８
ｄと２７８ｅとの間、およびポート２７８ｆと２７８ｇ
との間がそれぞれ閉じられるが、第１電磁弁２６６がオ
フ状態である期間はスプール弁子２８０が増速側位置に
位置させられて上記と逆の切換状態となる。However, on the end surface of the lower end side of the spool valve 280, the first
When the solenoid valve 266 is in the on state, that is, in the closed state, the fourth line hydraulic pressure Pla regulated by the fourth pressure regulating valve 170 is applied, but when the first solenoid valve 266 is in the off state, that is, in the open state, the fourth line hydraulic pressure Pla is applied downstream of the throttle 284. side is exhausted and the fourth line oil pressure Pem is not applied. When the first solenoid valve 266 is in the ON side in the figure, the shift direction switching valve 262 is also in the ON side in the figure, and when the first solenoid valve 266 is in the OFF position in the figure, the shift direction switching valve 262 is in the ON side in the figure. The 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 port 280 is placed between the drain port 278a and the port 278b.
78e and port 278f, and ports 278b and 2780 and port 278f are opened.
d and 278e, and ports 278f and 278g
However, during the period when the first electromagnetic valve 266 is in the OFF state, the spool valve element 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１ランジヤ２
８１と、リニヤ弁３９０により発生させられる信号圧Ｐ
５ｏＬＬを油路２８５を介して受は入れてスプール弁
子２８０が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
５ｏｔｔ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
。Note that the speed change direction switching valve 262 includes a spool valve 2
1. A langeer 2 disposed coaxially with the 80 and capable of coming into contact with it.
81 and the signal pressure P generated by the linear valve 390
A deceleration oil chamber 283 is provided which receives the 5oLL through an oil passage 285 and generates a thrust in a direction in which the spool valve element 280 moves toward the deceleration side position. This signal pressure P
5ott is the first solenoid valve 266 and the second solenoid valve 268
It is also used to switch the speed change direction switching valve 262 to the deceleration side when the solenoids S1 and S2 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にそれぞれ連通す
るポート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に連通ずるポー）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例の端面ば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Ｐ１ｍ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Ｐｆ４が作用させられない状態となる。第２電
磁弁２６日が図のＯＮ側に示す状態となると、流量制御
弁２６４は図のＯＮ側に示す作動位置となり、第２電磁
弁２６８が図のＯＦＦ側に示す状態となると、流量制御
弁２６４は図のＯＦＦ側に示す作動位置となるのである
。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, ports 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.
port) 28 that 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 spring 290 of the spool valve element 288 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 P1m 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 Pf4 is not applied. When the second solenoid valve 26 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 when the second solenoid 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 ON side in the figure. The valve 264 is in the operating position shown on the OFF side in the figure.
このため、第２を磁弁２６８がオン状態（デユーティ比
が１００％）である期間は、スプール弁子２８８が前記
流量非抑制側位置に位置させられてポート２８６ａとポ
ー）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 magnetic valve 268 is in the on state (duty ratio is 100%), the spool valve element 288 is positioned at the flow rate non-suppression side position, and the gap between the port 286a and the port 286b is The ports 286c and 286d are respectively 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 located 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ｐＨ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Ｐｏｕｔ（＝Ｐｆ＋）が低下し
ないようにするとともに、緩やかな減速変速のときに第
２ライン油圧Ｐ１２から二次側油圧シリンダ５６内へ作
動油が供給されるようにするためのものである。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Ｐ。ｕｌ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 ｏｔ＋ｔの下ピークはチエツク弁２９８を通して
補填されるからである。なお、チエツク弁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３０３とを
備え、０．２ ｋｇ／Ｃ１ｌ”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 operates when the first line hydraulic pressure pH is supplied to the secondary hydraulic cylinder 56 during deceleration shifting or engine braking when the secondary hydraulic cylinder 56 is set to a relatively high pressure side. In addition to preventing a large amount of hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 56 from flowing out to the second line oil path 82 and reducing the hydraulic pressure Pout (=Pf+) in the secondary hydraulic cylinder 56, the This is to allow hydraulic oil to be supplied into the secondary hydraulic cylinder 56 from the second line hydraulic pressure P12. Also,
The throttle 296 and the check valve 298 suitably alleviate the pulsation that occurs in the hydraulic pressure P out in the secondary hydraulic cylinder in synchronization with the duty drive of the flow control valve 264 . That is, the hydraulic pressure P in the secondary hydraulic cylinder. This is because the spike-like upper peak in the pulsation of ul is escaped by the throttle 296, and the lower peak of Pot+t is compensated for through the check valve 298. The check valve 298 includes a valve seat 299 having a flat seating surface, a valve 301 having a flat contacting surface that comes into contact with the seating surface, and the valve 301.
A spring 303 urges the valve toward the valve seat 299, and the valve is opened with a pressure difference of about 0.2 kg/Cl''.
また、−次側油路３００において、第２接続油路２７２
の合流点と分岐油路３０５の分岐点との間には、第２絞
り２７３が設けられている。ここで、絞り２７３は、急
減速変速時の速度を決定するものであり、急減速変速時
に伝動ベルト４４のすべりが発生しない範囲で最大速度
となるように設定される。また、前記絞り２７１および
絞り２９６は緩増速時の速度を決定するものであり、前
記絞り２７６は急増速度速時の速度を決定するものであ
る。In addition, in the − downstream oil passage 300, the second connection oil passage 272
A second throttle 273 is provided between the confluence point of the oil passage 305 and the branch point of the branch oil passage 305 . Here, the throttle 273 determines the speed at the time of rapid deceleration and shifting, and is set so that the speed is maximum within a range where slippage of the transmission belt 44 does not occur during rapid deceleration and shifting. Further, the aperture 271 and the aperture 296 are used to determine the speed at the time of slow speed increase, and the aperture 276 is used to determine the speed at the time of rapid increase.
したがって、第１’を磁弁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８０内の作動油は、ボート２７８ｅ、ポート２
７８ｆ、第３接続油路２７４、ポート２８６ｄ、ボー）
２８６ｃ、二次側油路３０２を通して二次側油圧シリン
ダ５６へ流入させられる一方、−次側油圧シリンダ５４
内の作動油は、−次側油路３００、ボート２８６ａ、ボ
ート２８６ｂ、第１接続油路２７０、ボート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。Therefore, when the first solenoid valve 266 is on, regardless of the operating state of the second solenoid valve 268, the CVT 14
The gear ratio γ is changed in the direction of deceleration. For example, when the second electromagnetic valve 268 is in the on state, the hydraulic oil in the first line oil passage 80 is transferred to the boat 278e, the port 2
78f, third connection oil passage 274, port 286d, bow)
286c, flowing into the secondary side hydraulic cylinder 56 through the secondary side oil passage 302, while - the secondary side hydraulic cylinder 54
The hydraulic oil in the -outside oil passage 300, boat 286a, boat 286b, first connection oil passage 270, boat 278b,
It is discharged to the drain through the 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２電
磁弁２６８がオフ状態とされたときには、第２ライン油
路８２内の作動油はバイパス油路２９５において並列に
設けられた絞り２９６およびチエツク弁２９８を通して
二次側油圧シリンダ５６内へ供給されるとともに、−次
側油圧シリンダ５４内の作動油はそのピストンの摺動部
分などに積極的に或いは必然的に形成された僅かな隙間
を通して徐々に排出される。これにより、第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 second solenoid valve 268 is turned off while the first solenoid valve 266 is in the on state, the hydraulic oil in the second line oil passage 82 flows through the throttle 295 provided in parallel in the bypass oil passage 295. The hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 54 is supplied through the check valve 298 into the secondary hydraulic cylinder 56, and the hydraulic oil in the downstream hydraulic cylinder 54 is supplied to the secondary hydraulic cylinder 54 through a small gap formed actively or inevitably in the sliding part of the piston. is gradually discharged through the As a result, (
As shown in c), the gear ratio γ is gradually changed in the deceleration direction.
そして、第１を磁弁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が減速
側へ変化させられる。Then, when the first magnetic valve 266 is in the on state, the second
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がオフである状態では、第２
電磁弁２６８の作動状態に拘わらず、ＣＶＴｌ４の変速
比Ｔは増速方向（変速比Ｔ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電磁弁２６８がオン状態とされると、第１
ライン油路８０内の作動油は、絞り２７６、ボート２７
８Ｃ、ボート２７８ｂ、第１接続油路２７０、ボート２
８６ｂ、ボー）２８６ａ、−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
ート２７８ｅ、ボート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、ボート２８６Ｃ、ボート２８６
ｄ、第３接続油路２７４、ボー）２７８ｆ、ボート２７
８ｇ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Ｔが速やか
に増速方向へ変化させられる。Conversely, when the first solenoid valve 266 is off, the second
Regardless of the operating state of the electromagnetic valve 268, the gear ratio T of the CVTl4 is changed in the direction of increasing speed (the direction of decreasing the gear ratio T). 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 supplied to the throttle 276 and the boat 27.
8C, boat 278b, first connection oilway 270, boat 2
86b, bow) 286a, and flow into the primary side hydraulic cylinder 54 through the downstream side oil passage 300, as well as boat 278e, boat 278d, second connection oil passage 272,
- The hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 56 flows into the primary hydraulic cylinder 54 through the downstream oil passage 300, while the hydraulic oil in the secondary hydraulic cylinder 56 flows through the secondary oil passage 302, the boat 286C, and the boat 286.
d, third connection oilway 274, boat) 278f, boat 27
8g and is discharged to the second line oil passage 82. As a result, the gear ratio T is quickly changed in the direction of speed increase, as shown in (f) of FIG.
また、第１電磁弁２６６がオフである状態であるときに
第２電磁弁２６８がオフ状態とされると、第１接続油路
２７０が流量制御弁２６４によって閉じられるので、第
１ライン油路８０内の作動油は専ら第１絞り２７１を備
えた第２接続油路２７２を通して一次側油圧シリンダ５
４へ供給されるとともに、二次側油圧シリンダ５６内の
作動油は絞り２９６を通して第２ライン油路８２へ徐々
に排出される。このため、上記第１絞り２７１および絞
り２９６の作用により、第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 (v) 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Ｐ２１は、
正駆動走行時（駆動トルクＴが正の時）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が一定の軸トルクで回転させられている
状態で、変速比Ｔ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、わ〉二次側油圧シリンダ５
６内の油圧Ｐ。ａｔ 、第１３図のエンジンブレーキ走
行時にはＰ ０−ｔ ＞ Ｐ ｔｆｉ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、７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Ｔ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Ｐ２１は上記Ｐｉ７に必要且つ充分な余
裕油圧αを加えた値に調圧されることが望まれる。Here, the first line oil pressure P21 in CVTl4 is:
When running with positive drive (when driving torque T is positive), the desired oil pressure values are as shown in Figure 12, and when running with engine braking (when driving torque T is negative), the oil pressure values are desired as shown in Figure 13. A hydraulic value such as this is desired. Figures 12 and 13 both show the oil pressure values required when the gear ratio T 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 area of the negative hydraulic cylinder 54 and the secondary hydraulic cylinder 56 is equal, the hydraulic pressure P in the primary hydraulic cylinder 54 during normal drive running as shown in FIG. 5
Hydraulic pressure P in 6. at, during engine braking driving as shown in FIG. 13, P0-t>Ptfi, and in both cases, the hydraulic pressure in the driving side hydraulic cylinder>the hydraulic pressure in the driven side hydraulic cylinder. The above P and 7 during normal drive running are for generating the thrust of the hydraulic cylinder on the drive side, so it is necessary to reduce the power loss so that the hydraulic cylinder can generate the thrust to obtain the target gear ratio T. In order to reduce
It is desirable that the first line oil pressure P21 is regulated to a value obtained by adding a necessary and sufficient margin oil pressure α to the above Pi7.
しかし、上記第１２図および第１３図に示す第１ライン
油圧Ｐｌ、を一方の油圧シリンダ内油圧に基づいて調圧
することは不可能であり、このため、本実施例では、前
記第１調圧弁１００には第２プランジヤ１４８が設けら
れ、ＰｉＭおよび第２ライン油圧Ｐｆｆｉｚ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、ｆｉを示す
曲線とＰ。ｕｔ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ＰＲｔがｐ ｉ、、および第
２ライン油圧Ｐ！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Ｐ！
、は必要かつ充分な値に制御され、動力損失が可及的に
小さくされている。因に、第１４図の破線に示す第１ラ
イン油圧ＰＲ＋’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。However, it is impossible to adjust the first line oil pressure Pl shown in FIGS. 12 and 13 based on the oil pressure in one of the hydraulic cylinders. Therefore, in this embodiment, the first pressure regulating valve 100 is provided with a second plunger 148 so that an urging force based on whichever is higher of PiM and second line oil pressure Pffiz is transmitted to the spool valve element 140 of the first pressure regulating valve 100. As a result, a curve indicating P, fi and P as shown in FIG. 14, for example. During no-load running when the curve indicating ut intersects, the first line oil pressure PRt is p i and the second line oil pressure P! The oil pressure value is controlled to a value obtained by adding the margin value α to the higher oil pressure value. As a result, the first line oil pressure P!
, are controlled to necessary and sufficient values, and power loss is minimized. Incidentally, the first line oil pressure PR+' 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. .
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で変速比Ｔを変化させて所望の変速
比Ｔを得るに足る必要かつ充分な値であり、（２）式か
ら明らかなように、スロットル圧Ｐいに関連して第１ラ
イン油圧ＰＲ＋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
Ｈは、第１５図に示すように、Ｐｉ、ｌもしくはＰ。ｕ
ｔとスロットル圧Ｐいとにしたがって増加するが、スロ
ットル圧Ｐい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
って一次側可変ブーリ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Ｐｉ、
１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！１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 T at a desired speed within the entire gear ratio change range of the CVTl 4 to obtain the desired gear ratio T, and is clear from equation (2). As shown, the first line oil pressure PR+ is increased in relation to the throttle pressure P. 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
H is Pi, l or P as shown in FIG. u
It increases according to t and throttle pressure P, but is saturated at the maximum value corresponding to throttle pressure P. As a result, the oil pressure Pi in the primary hydraulic cylinder 54 is maintained while the gear ratio γ is at its minimum value and the V-groove width of the primary variable pulley 40 is mechanically prevented from decreasing.
1 increases, the first line oil pressure P is always controlled higher by the margin value α! Excessive pressure increase of 1 is prevented.
第３図に戻って、第１調圧弁１００のポートエ５０ｂ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
ｅｔ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Ｐｅｔ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ＰＬ）、が供給される室３１６と、その
室３１６の油圧を受けてスプール弁子３１２を閉弁方向
に付勢するプランジャ３１７とを備えており、スプール
弁子３１２が上記フィードバック圧に基づく推力とスプ
リング３１４の推力とが平衡するように作動させられて
ロックアツプクラッチ圧油路９２内の作動油を流出させ
ることにより、スロットル圧Ｐｔｈに応じて高くなるロ
ックアツプクラッチ油圧Ｐ ｅｌを発生させる。Returning to FIG. 3, the hydraulic oil flowing out from the port 50b 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 ET. That is, the lock-up clutch pressure regulating valve 310 has a spool valve element 312 which receives the lock-up clutch oil pressure Pet as feedback pressure and is biased in the valve opening direction, and a spool valve element 312 which is biased in the valve closing direction. It includes a chamber 316 to which a spring 314 and a throttle pressure PL) are supplied, and a plunger 317 that receives hydraulic pressure in the chamber 316 and urges the spool valve element 312 in the valve closing direction. The lock-up clutch oil pressure increases in accordance with the throttle pressure Pth by operating so that the thrust based on the feedback pressure and the thrust of the spring 314 are balanced and causing the hydraulic oil in the lock-up clutch pressure oil passage 92 to flow out. Generate Pel.
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が係
合させられる。上記ロックアン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３１Ｂおよび潤滑
油路９４を通してトランスミッションの各部の潤滑のた
めに送出されるとともに、戻し油路７８に還流させられ
る。As a result, the lock-up clutch 36 is engaged with a necessary and sufficient engagement force according to the actual output torque of the engine 10. The above lock amplifier clutch pressure regulating valve 31
The hydraulic oil that has flowed out from the 0 is sent out to lubricate each part of the transmission through the throttle 31B and the lubricating oil passage 94, 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ＰＮ４と同じ圧
力の信号圧Ｐ５゜、３を発生させる。第４電磁弁３４６
はそのオフ状態において絞り３４４よりも下流側をドレ
ンに排圧し且つそのオン状態において第４ライン油圧Ｐ
ｅａと同じ圧力の信号圧Ｐ３゜、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１
６図に詳しく示すように、第４ライン油圧Ｐｆ、を元圧
として調圧することにより出力信号圧Ｐ６゜、Ｌを発生
させるためにバルブポデー３９７のシリンダポア３９８
内に摺動可能に嵌め入れられたスプール弁子３９１と、
電子制御装置４６０から供給される駆動電流Ｉ８゜、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、。１．が導かれるフィードバック油室３９５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３９４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１ｉｏｔＬ）に基づいて出力信号圧Ｐ、
。、Ｌを変化させる。このようにして第４ライン油圧Ｐ
ｆ。The third solenoid valve 330 discharges pressure downstream of the throttle 331 to the drain in its OFF state, and generates a signal pressure P5°, 3 having the same pressure as the fourth line oil pressure PN4 of the fourth line oil passage 370 in its ON state. let Fourth solenoid valve 346
In its OFF state, the pressure downstream of the throttle 344 is exhausted to the drain, and in its ON state, the fourth line hydraulic pressure P
Signal pressures P3° and 4 of the same pressure as ea are generated. The linear valve 390 has a pressure reducing valve type valve mechanism, and the first
As shown in detail in FIG. 6, the cylinder pore 398 of the valve pod 397 is used to generate the output signal pressure P6°, L by regulating the fourth line oil pressure Pf as the source pressure.
a spool valve 391 slidably fitted therein;
Drive current I8°, L supplied from electronic control unit 460
A linear solenoid 392 that is excited by the linear solenoid 392, 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 spring 394 that biases the spool valve element 391 toward the pressure decreasing side. The output signal pressure P, for urging the spool valve element 391 to the pressure decreasing side. 1. A feedback oil chamber 395 is provided. The spool valve element 391 is operated to move to a position where the biasing force applied from the core 393 toward the pressure increasing side and the biasing force applied from the spring 394 toward the pressure decreasing side are balanced. According to the output characteristics shown in the figure, the output signal pressure P, based on the drive signal (drive current 1iotL) supplied from the electronic control device 460
. , change L. In this way, the fourth line oil pressure P
f.
を元圧として調圧された信号圧Ｐ３゜、Ｌは、リニヤ弁
３９０の出力ポート３９６がら第１リレー弁３８０のポ
ート３８２ｂへ供給される。The signal pressure P3°, L regulated using the source pressure as the source pressure is supplied to the port 382b of the first relay valve 380 through the output port 396 of the linear valve 390.
本実施例では、上記各信号圧Ｐ ５ｏｔｚ、Ｐｌ。Ｌ４
、Ｐ、。、Ｌ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ど複
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 ｗａｔＬ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２６２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 P5otz and Pl is used. L4
,P. , L can be combined to perform multiple types of control, including 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. It is set to be executed. Further, the signal pressure P watL is applied to the first solenoid valve 266 and the second
It is also used to switch the speed change direction switching valve 262 to the deceleration side when the solenoid of the electromagnetic valve 268 fails.
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 controls the hydraulic oil in the oil passage 92 whose pressure has been regulated to the lock-up clutch oil pressure PCL to the engagement side oil passage 322 and release 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Ｐｅｔが供給されるボート３２１ｃとボート３２１ｄ
、ボート３２１ｂとドレンボート３２１ａ、ボート３２
１ｅとボート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）はボート３２１
ｃとボー）３２１ｂ、ボート３２１ｄとボート３２１ｅ
、ボート３２１ｆとドレンボート３２１ｇを連通させる
スプール弁子３２６石、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。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 boat 321c and the boat 321d are supplied with the lock-up clutch hydraulic pressure Pet.
, boat 321b, drain boat 321a, boat 32
1e and the boat 321f to release the lock-up clutch 36 (off side in the figure), the boat 321
c and boat) 321b, boat 321d and boat 321e
, a spool valve 326 stone that connects the boat 321f and the drain boat 321g, and a spool valve 326 connected to the release side (
(off side).
スプール弁子３２６の下端面側（非スプリング３２８側
）には、第３電磁弁３３０がオン状態のときに発生させ
られる信号圧Ｐ ｓｏｌ：ｌが導入される室３３２が配
設されている。A chamber 332 is provided on the lower end surface side of the spool valve element 326 (on the non-spring 328 side), into which the signal pressure P sol:l generated when the third solenoid valve 330 is in the on state is introduced.
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って、絞り４０１を介してクラッチ
圧油路９２と連通ずるボート４０２ａ、解放側油路３２
４と連通するボート４０２ｂ、ロックアツプクラッチ制
御弁３２０のボート３２１ｂと連通ずるボート４０２Ｃ
、ロックアツプクラッチ制御弁３２０のボート３２１ｆ
と連通するボート４０２ｄ、係合側油路３２２と連通す
るボート４０２ｅ、ロックアツプクラッチ制御弁３２０
のボート３２１ｄと連通ずるボート４０２ｆと、通常時
（図のオフ側）は上記ボート４０２ｂとボート４０２ｃ
、ボー）４０２ｅとボート４０２ｆを連通させ、急解放
時（図のオン側）は上記ボート４０２ａとボート４０２
ｂ、ボート４０２ｄとボート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
位置へ向かつて付勢するスプリング４０８とを備えてい
る。上記スプール弁子４０６の下端側の室４１０は、第
４電磁弁３４６がオン状態であるときに発生させられる
信号圧Ｐ、。、４が導かれるようになっている。図に示
すように、第３電磁弁３３０のオン側およびオフ側位置
とロックアツプクラッチ制御弁３２０のオン側およびオ
フ側位置とは作動的に対応させられており、また、第４
電磁弁３４６のオン側およびオフ側位置とロックアツプ
クラッチ急解放弁４００のオン側およびオフ側位置とは
作動的に対応させられている。The lock-up clutch quick release valve 400 is a two-position operating type spool valve, and includes a boat 402a that communicates with the clutch pressure oil passage 92 via a throttle 401, and a release side oil passage 32.
4, and a boat 402C that communicates with the boat 321b of the lock-up clutch control valve 320.
, boat 321f of lock-up clutch control valve 320
A boat 402d that communicates with the engagement side oil passage 322, a boat 402e that communicates with the engagement side oil passage 322, and a lock-up clutch control valve 320.
The boat 402f communicates with the boat 321d of
, boat) 402e and the boat 402f, and at the time of sudden release (on side in the figure), the boat 402a and the boat 402
b. It includes a spool valve 406 that communicates the boat 402d and the boat 402e, and a spring 408 that urges the spool valve 406 toward the quick release side position. The chamber 410 on the lower end side of the spool valve element 406 has a signal pressure P generated when the fourth solenoid valve 346 is in the on state. , 4 are derived. As shown in the figure, the on-side and off-side positions of the third solenoid valve 330 and the on-side and off-side positions of the lock-up clutch control valve 320 are made to correspond operationally, and the fourth
The on-side and off-side positions of the solenoid valve 346 and the on-side and off-side positions of the lock-up clutch quick release valve 400 are operatively made to correspond.
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、ボート３２１ｄ、ボート４０２ｆ、ボート
４０２ｅ。Therefore, when the third solenoid valve 330 is turned on while the fourth solenoid valve 346 is turned off, the spool valve 326 is placed in the on-side position shown in the figure, and the lock-up clutch 36 is engaged. Since a third oil passage is formed for the lock-up clutch pressure oil passage 92, the hydraulic oil in the lock-up clutch pressure oil passage 92 is completely drained.
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、ボート４０２ｂ、ボート４０２Ｃ、ボート３２１ｂ
を経て、ボート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. Boat 402b, Boat 402C, Boat 321b
The water is then drained from the boat 321a. As a result, the lock-up clutch 36 is engaged.
反対に、第４電磁弁３４６がオフ状態であるときに第３
電磁弁３３０がオフ状態とされると、ロックアツプクラ
ッチ３６を解放させるための第１油路が形成されるので
、ロックアツプクラッチ圧油路９２内の作動油がポート
３２１ｃ、ポート３２１ｂ、ポート４０２Ｃ、ポート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、ポート
３２１ｄ、ポート４０２ｅ、およびオイルクーラ３３９
を経てドレンされる。これにより、第１の解放モードと
されて、ロックアツプクラッチ３６が解放させられる。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 flows through ports 321c, 321b, and 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, port 321d, port 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内の作動油がポート４０２ａ、ポート４０２ｂ、お
よび解放側油路３２４を通って流体継手１２へ供給され
、流体継手１２から流出する作動油は係合側油路３２２
、ポート４０２ｅ、ポート４０２ｄ、ポート３２１ｆ、
ポート３２１ｅ、およびオイルクーラ３３９を経てドレ
ンされ、ロックアンプクラッチ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
いはロックアン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の解放モードのブ方のモ
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３２
０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４０
６がオン側に固着して、解放を目的として前記第１の解
放モード或いは上記第２の解放モードの一方のモードを
選択しても、ロックアツプクラッチ３６の急解放状態に
維持される場合には、他方のモードに切り換えることに
よりオイルクーラ３３９を経て作動油をドレンさせるこ
とができ、オイルの過熱が好適に防止され得る。Furthermore, in this embodiment, when the third solenoid valve 330 and the fourth solenoid valve 346 are turned on, a fourth oil passage for releasing the lock-up clutch 36 is formed, so this second release In the mode, the hydraulic oil in the lock-up clutch pressure oil passage 92 is supplied to the fluid coupling 12 through the port 402a, the port 402b, and the release side oil passage 324, and the hydraulic oil flowing out from the fluid coupling 12 is supplied to the engagement side oil. Road 322
, port 402e, port 402d, port 321f,
The oil is drained through the port 321e and the oil cooler 339, and the lock amplifier 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 amplifier 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 the first release mode or the second release mode is selected, engine stall is prevented by switching to the other mode. The vehicle can be restarted. In addition, the lock-up clutch control valve 32
0's spool valve 326 is stuck on the off side, or the spool valve 40 of the lock-up clutch quick release valve 400
6 is stuck on the on side and the lock-up clutch 36 is maintained in the sudden release 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２．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９２内の作動油は専らボー）４０２ａからポート４０
２ｂ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３２
２、ポート４０２ｅ、ポート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。When the lock-up clutch 36 is released as described above, the vehicle 2. When sudden release is required, such as in the case of braking, the fourth solenoid valve 346 is turned on while the third solenoid valve 330 is turned off. As a result, a second oil passage for quickly releasing the lock-up clutch 36 is formed, so that the hydraulic oil in the lock-up clutch pressure oil passage 92 is exclusively drained from the port 402a to the port 40.
2b and the release side oil passage 324 into the fluid coupling 12, and the hydraulic oil flowing out from the fluid coupling 12 flows through the engagement side oil passage 32.
2. Port 402e, Port 402d, Port 321f
The water is drained from the port 321g through the . This results in
Since the oil is drained without passing through the oil cooler 339, which has a large flow resistance, 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ターラ油
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。In addition, the oil cooler 339 is
The hydraulic oil that is returned to an oil tank (not shown) is relieved by a Tara hydraulic control valve 338 provided on the upstream side of the oil cooler 339, so that the pressure is regulated below a certain value. Further, the bypass oil passage 334 guides a portion of the hydraulic oil to the oil cooler 339 in order to cool the hydraulic oil in the oil cooler 339 even 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
の保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 maintenance.
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と連通するポート３Ｂ２ａ、信号圧Ｐ３゜、Ｌ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と連通す
るボート３８２ｃ、およびドレンポート３８２ｄと、図
のオン側状態においてボート３８２ａとボート３８２ｂ
、ボート３８２Ｃとドレンボート３８２ｄを連通させ、
図のオフ側状態においてボート３２８ａをドレンさせる
とともにボート３８２ｂとボート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
８日に信号圧Ｐ ５ｏｔ４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Ｐ５
゜、Ｌが第２調圧弁１０２の室１３６およびリバースイ
ンヒビット弁４２０の室４３５へ供給されるが、室３８
日に信号圧Ｐ、。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、。、Ｌ
が第２リレー弁４４０のボート４４２ｃへ供給される。Next, the first relay valve 3 is related to accumulator back pressure control, line oil pressure down control in the N range, line oil pressure down control at high vehicle speeds, reverse inhibit control, etc.
80 and the second relay valve 440 will be explained. 1st
The relay valve 380 is connected to the port 442 of the second relay valve 440.
port 3B2a communicating with port 3B2a, port 382b to which signal pressure P3° and L are supplied, boat 382c communicating with chamber 136 of second pressure regulating valve 102 and chamber 435 of reverse inhibit valve 420, and drain port 382d, as shown in the figure. Boat 382a and boat 382b in the on-side state
, communicate the boat 382C and the drain boat 382d,
A spool valve element 384 that drains the boat 328a and communicates the boats 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 P5ot4 is not applied on the 8th, the spool valve 384 is set to the OFF position and the signal pressure P5 is applied.
°, L is supplied to the chamber 136 of the second pressure regulating valve 102 and the chamber 435 of the reverse inhibit valve 420, but the chamber 38
Signal pressure P, per day. 14 is applied, the spool valve 384 is in the ON position and the signal pressure P. , L
is supplied to the boat 442c of the second relay valve 440.
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。In the figure, the on and off states shown for the first relay valve 380 correspond to the on and off states of the fourth solenoid valve 346.
第２リレー弁４４０は、第２調圧弁１０２の室１３３と
絞り４４３を介して連通し且つ互いに常時連通している
ボート４４２ｂおよび４４２ｃ、第４調圧弁１７０と連
通しているボート４４２ｄ、ドレンボート４４２ｅと、
図のオン側状態においてポー）４４２ｄをドレンボート
４４２ｅと連通させ、図のオフ側状態においてボート４
４２ｄとドレンボート４４２ｅとの間を遮断するスプー
ル弁子４４４と、そのスプール弁子４４４をオフ側状態
に向かつて付勢するスプリング４４６とを備え、スプー
ル弁子４４４の非スプリング側に設けられた室４４８に
信号圧Ｐ８゜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
５ｏ１３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、ボート４４２
ｃおよび４４２ｂを通して第２調圧弁１０２の室１３３
へ供給されている信号圧Ｐ３゜ＬＬが、スプール弁子４
４４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 includes boats 442b and 442c that communicate with the chamber 133 of the second pressure regulating valve 102 via the throttle 443 and are always in communication with each other, a boat 442d that communicates with the fourth pressure regulating valve 170, and a drain boat. 442e and
The drain boat 442d is connected to the drain boat 442e in the on state shown in the figure, and the boat 442d is connected to the drain boat 442e in the off state shown in the figure.
42d and the drain boat 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 P8°13 is not applied to the chamber 448, the spool valve 444 is in the OFF position, and the signal pressure P8 is applied to the chamber 448.
When 5o13 is applied, the spool valve 444 is in the on-side position. This allows boat 442
The chamber 133 of the second pressure regulating valve 102 through c and 442b
The signal pressure P3°LL supplied to the spool valve 4
44 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Ｐ ５ｏｔｔは、第１７図に示すよ
うにその駆動電流■８゜、に対応して変化させられ、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. The signal pressure P5ott outputted by driving the linear valve 390 is changed in accordance with its driving current 8 degrees, as shown in FIG. When the second relay valve 440 is turned on and the second relay valve 440 is turned off, 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 to reduce the locking shock), and suppresses the increase in the oil pressure in the hydraulic cylinder for a predetermined period of time when the clutch is engaged, thereby alleviating the shock.
そこで前進用クラッチ７２用のアキュムレータ３４２の
背圧ポート３６６および後進用ブレーキ７０用のアキュ
ムレータ３４０の背圧ボート３６８に供給されている第
４ライン油圧Ｐｔ２＜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 Pt2<, which is supplied to the back pressure port 366 of the accumulator 342 for the forward clutch 72 and the back pressure boat 368 of the accumulator 340 for the reverse brake 70, is changed by the fourth pressure regulating valve 170. Control the relaxation effect by accumulators 342, 340.
上記第４調圧弁１７０では、第４ライン油圧Ｐ１４が信
号圧Ｐ ５ｏＬＬ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 is regulated to a pressure corresponding to the signal pressure P5oLL.
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゜ＬＬ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Ｐｉｇはリニヤ弁３
９０の駆動電流■８゜ＬＬ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。また、前進用クラッチ７２内の油圧が第３ライン
油圧Ｐｌ、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Ｐ２゜ＬＬが第２リレー弁４４
０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Ｐ７！４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 ／ ｃｓ ”
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Ｐｊ２．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。That is, while the signal pressure P8°LL 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 Pig is linear valve 3
Since the drive current of 90 is controlled to a value corresponding to 8°LL, the linear valve 390 is driven so as to generate a back pressure suitable for reducing shift shock (locking shock). Further, as the oil pressure in the forward clutch 72 rises to the third line oil pressure Pl, the fourth pressure regulating valve 170
The signal pressure P2゜LL supplied to the second relay valve 44
0 and the inside of the chamber 177 is opened to the atmosphere,
The fourth line oil pressure P7!4 is relatively low at 4 kg/cs, corresponding to the biasing force of the spring 172 in the valve opening direction.
Controlled to a certain degree of pressure. The fourth line oil pressure Pj2. is regulated to this constant pressure. is used exclusively as a driving oil pressure (pilot oil pressure) for the speed change direction switching valve 262 and the flow rate control valve 264. Therefore, in this example,
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Ｆ＃ｔ
の低下制御に関連した部分を説明する。Next, the second line oil pressure F#t 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Ｐｆｚ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−０，ｔ（−Ｐ ｌ ４）が第２調圧弁１
０２の室１３６へ供給されると、次式（３）に従って第
２ライン油圧Ｐｌｚが調圧され、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 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 Pfz supplied to the cylinder 56 is lowered. That is, the signal pressure P-0,t (-P l 4) is applied to the second pressure regulating valve 1 through the ports 382b and 382c of the first relay valve 380.
When supplied to the chamber 136 of 02, the second line oil pressure Plz is regulated according to the following equation (3), and is 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 transmission belt 44
durability is increased.
このような第２ライン油圧Ｐｆ、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３９０が
オフ状態とされれば、第２ライン油圧Ｐｆ２は前記（１
）式に従って通常通り制御される。Such a reduction control of the second line oil pressure Pf is also performed during reverse prohibition control, which will be described later, or when the shift lever 252 is operated to the N range. Note that when the fourth solenoid valve 346 is turned on or the linear valve 390 is turned off, the second line oil pressure Pf2 becomes the (1)
) is controlled as usual according to Eq.
Ｐｆｚ＝（Ａ＜・Ｐい十−
Ａ１−Ｐ−（Ａｚ−八、）・Ｐ、。ＬＬ）／（ｊｈ
ＡＺ）・・・（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、マニュアルパルプ
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Ｐβ３が供給されるポート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４２２Ｃ１およびドレ
ンボー！−４２２ｄと、移動ストロークの上端である第
１位置（非阻止位置）と下端である第２位置（阻止位置
）との間で摺動可能に配設されたスプール弁子４２４と
、このスプール弁子４２４を第１位置に向かって開弁方
向に付勢するスプリング４２６と、上記スプール弁子４
２４の下端に当接し且つそれよりも小径のプランジャ４
２８とを備えている。上記スプール弁子４２４にはその
上端部から小径の第１ランド４３０、それより大径の第
２ランド４３２、およびそれと同径の第３ランド４３４
が形成されており、上記第１ランド４３０の端面側に設
けられた室４３５にはオフ状態の第１リレー弁３８０を
通して信号圧Ｐ８゜、Ｌが供給されるようになっている
。第１位置にあるスプール弁子４２４の第１ランド４３
０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４
３２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パルプ２５
０から第３ライン油圧Ｐｆｆｉ、が作用されるようにな
っている一方、上記スプール弁子４２４とプランジャ４
２８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Ｐ１３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Ｐ１３が作用する受圧面積は、前記スプール弁子４
２４の第１ランド４３０および第２ランド４３２が室４
３６内の油圧を受ける受圧面積差と路間等とされている
。Pfz=(A<・P10-A1-P-(Az-8,)・P,.LL)/(jh
AZ)...(3) The reverse inhibit valve 420 provided to prohibit reverse during forward travel is supplied with the third line hydraulic pressure Pβ3 from its output port 256 when the manual pulp 250 is in the R range. ports 422a and 422b, a port 422C1 that communicates with the hydraulic cylinder of the reverse brake 70 via an oil passage 423, -422d, a spool valve 424 slidably disposed between a first position (non-blocking position) which is the upper end of the movement stroke and a second position (blocking position) which is the lower end of the movement stroke; a spring 426 that biases the valve element 424 in the valve opening direction toward the first position; and the spool valve element 4.
Plunger 4 that abuts the lower end of 24 and has a smaller diameter than that
It is equipped with 28. The spool valve element 424 has, from its upper end, a first land 430 with a small diameter, a second land 432 with a larger diameter, and a third land 434 with the same diameter.
is formed, and signal pressures P8° and L are supplied to a chamber 435 provided on the end face side of the first land 430 through the first relay valve 380 which is in the OFF state. The first land 43 of the spool valve 424 in the first position
0 and the second land 432, and the second land 4 of the spool valve 424, which is also in the first position.
A chamber 437 located between the manual pulp 25 and the third land 434 contains the manual pulp 25 only when the R range is operated.
0 to the third line oil pressure Pffi, while the spool valve 424 and the plunger 4
The hydraulic pressure within the reverse brake 70 is applied to the chamber 438 between the plunger 28 and the third line hydraulic pressure P13 is constantly supplied to the chamber 439 provided on the end surface of the plunger 428. The pressure receiving area on which the third line hydraulic pressure P13 of the plunger 428 acts is the same as that of the spool valve 4.
24 first lands 430 and second lands 432 in chamber 4.
36, which receives the hydraulic pressure, and the road gap.
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Ｐ２３に基づく開弁方向
の推力よりも信号圧Ｐ ５ｏｔｔおよび第３ライン油圧
Ｐ！３に基づく閉弁方向の推力が上まわると、スプール
弁子４３４がスブリング４２６の付勢力に抗して移動さ
せられてポート４２２ｂとポート４２２ｃとの間が遮断
されてポート４２２Ｃとドレンポート４２２ｄとの間が
連通させられるので、後進用ブレーキ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がオン状態とされて信号圧Ｐ ５
ａＬＬが発生させられると、シフトレバ−２５２がＲレ
ンジへ操作されていることを条件として前後進切換装置
１６の後進ギヤ段の成立が阻止されるのである。しかし
、上記リハ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のポート２５６と連通させられる。したが
って、後述の電子制御袋Ｗ４６０によって第４電磁弁３
４６が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の係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 5ott and third line oil pressure P! When the thrust in the valve closing direction based on No. 3 exceeds, the spool valve element 434 is moved against the biasing force of the subring 426, and the port 422b and the port 422c are cut off, and the port 422C and the drain port 422d are closed. Since the space between the two is communicated with each other, 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 P5
When aLL is generated, establishment of the reverse gear of the forward/reverse switching device 16 is prevented on the condition that the shift lever 252 is operated to the R range. However, the rehearsing inhibit valve 420 cannot be used when the fourth solenoid valve 346 is turned on, when the linear valve 390 is turned off, or when the shift lever 252 is operated to a range other than the R range. When either one of them 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 port 256 of the manual valve 250. Therefore, the fourth solenoid valve 3 is
46 is in the off state and the linear valve 390 is in the on state, if the shift lever 252 is erroneously operated from the D range to the R range, passing through the N range, the engagement of the reverse brake 70 is prevented. The forward/reverse switching device 16 is maintained in the neutral state.
第１リレー弁３８０がオフ状態、すなわち第４電磁弁３
４６がオフ状態であるときには、信号圧Ｐ ５ｏＬＬが
第１リレー弁３８０を通して第２調圧弁１０２の室１３
６へ供給されるので、第２ライン油圧Ｐｊ２２が信号圧
Ｐ３゜、Ｌに応じて所定圧低下させられる。これにより
、Ｎレンジでは、伝動ベルト４４に対する挟圧力がすべ
りを発生しない範囲で可及的に低くされ、ベルトの騒音
レベルが低下させられるのに加えて、伝動ベルト４４の
耐久性が高められる。The first relay valve 380 is in the off state, that is, the fourth solenoid valve 3
46 is in the off state, the signal pressure P 5oLL is applied to the chamber 13 of the second pressure regulating valve 102 through the first relay valve 380.
6, the second line oil pressure Pj22 is reduced by a predetermined pressure in accordance with the signal pressures P3° and L. As a result, in the N range, the clamping force on the transmission belt 44 is made as low as possible within a range that does not cause slippage, and in addition to reducing the noise level of the belt, the durability of the transmission belt 44 is increased.
また、第１リレー弁３８０すなわち第４電磁弁３４６が
オン状態である場合には第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Ｐ３゜、
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Ｐρ２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 ｇｏＬＬに基づいて所定
工高められる。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Ｐｆ２が高められる
。したがって、上記のようなＣＶＴ１４の伝動ベルト４
４の滑りが発生するおそれがある状態においては、伝動
ベルト４４の張力（伝動ベルト４４に対する挟圧力）が
−時的に高められてトルク伝達容量が大きくされる。Further, when the first relay valve 380, that is, the fourth solenoid valve 346 is in the on state, regardless of the operating state of the second relay valve 440, that is, the third solenoid valve 330, the signal pressure P3°,
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 Pρ2 is applied to the linear valve 3 according to the following equation (4).
Based on the signal pressure P goLL output from 90, it is increased by a predetermined amount. 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 Pf2 is increased. Therefore, the transmission belt 4 of the CVT 14 as described above
In a state where slippage is likely to occur, the tension of the transmission belt 44 (the clamping force on the transmission belt 44) is temporarily increased to increase the torque transmission capacity.
Ｐｆｆｉ２ ＝（八、・ Ｐｔ＋、＋（Ａ４″−Ａ４）
Ｐ−０，Ｌ＋讐−ＡＩ・Ｐ−） ／ （７ｈ−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。Pffi2 = (8, Pt+, +(A4″-A4)
P-0,L+enemy-AI・P-)/(7h-A2)...(4) FIG. 19 shows the above-mentioned third solenoid valve 330 and fourth solenoid valve 34.
6. 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、第５電磁弁３
７４、リニヤ弁３９０を選択的に駆動することにより、
ＣＶＴ１４の変速比Ｔ、流体継手１２のロツタアップク
ラッチ３６の保合状態、第２ライン油圧Ｐｊ２２の上昇
あるいは低下などを制御する。電子制御装置４６０は、
ＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ等から成る所謂マイクロコンピ
ュータを備えており、それには、駆動輪２４の回転速度
を検出する車速センサ４６２、ＣＶＴ１４の入力軸３０
および出力軸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４７
０、ブレーキペダルの操作を検出するためのブレーキス
イッチ４７２、エンジン１０の回転速度Ｎ、を検出する
ためのエンジン回転センサ４７４から、車速ＳＰＤを表
す信号、入力軸回転速度Ｎ ｉ ｎを表す信号、出力軸
回転速度Ｎ ｏ ｕ Ｌを表す信号、スロットル弁開度
θいを表す信号、シフトレバ−２５２の操作位置Ｐ５を
表す信号、ブレーキ操作を表す信号、エンジン回転速度
Ｎ、を表す信号がそれぞれ供給される。電子制御装置４
６０内のＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつＲ
ＯＭ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′Ｔ４磁弁２６６、第２電磁弁２６８、
第３電磁弁３３０、第４電磁弁３４６、第５電磁弁３７
４、リニヤ弁３９０を駆動するための信号を出力する。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, fifth solenoid valve 3
74, by selectively driving the linear valve 390;
It controls the gear ratio T of the CVT 14, the engaged state of the rotor up clutch 36 of the fluid coupling 12, the increase or decrease of the second line oil pressure Pj22, etc. The electronic control device 460 is
It is equipped with 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 30 of the CVT 14,
and an input shaft rotation sensor 464 and an output shaft rotation sensor 466 that respectively detect the rotational speed of the output shaft 38, a throttle valve opening sensor 468 that detects the opening of a throttle valve provided in the intake pipe of the engine 10, and a shift lever.
Operation position sensor 47 for detecting the operation position of 252
0, a signal representing the vehicle speed SPD, a signal representing the input shaft rotational speed N in from the brake switch 472 for detecting the operation of the brake pedal, the engine rotation sensor 474 for detecting the rotational speed N of the engine 10, A signal representing the output shaft rotation speed N o u L, a signal representing the throttle valve opening θ, a signal representing the operation position P5 of the shift lever 252, a signal representing the brake operation, and a signal representing the engine rotation speed N are supplied, respectively. be done. Electronic control device 4
The CPU in the 60 uses the temporary memory function of the RAM.
The input signal is processed according to a program stored in advance in the OM, and the first 'T4 solenoid valve 266, the second solenoid valve 268,
Third solenoid valve 330, fourth solenoid valve 346, fifth solenoid valve 37
4. Output a signal for driving the linear valve 390.
電子制御装置４６０においては、電源投入時において初
期化が実行され、その後図示しないメインルーチンが実
行されることにより、各センサからの入力信号等が読み
込まれる一方、その読み込まれた信号に基づいて入力軸
３０の回転速度Ｎ ｉ ｎ、出力軸３８の回転速度Ｎ。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 N i n of the shaft 30 and the rotational speed N of the output shaft 38.
、ｔ、ＣＶＴ１４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３
６のロックアツプクラッチ係合制御および象、解放制御
、Ｃ■Ｔ１４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。, t, the gear ratio γ of the CVT 14, the vehicle speed SPD, etc. are calculated, and the lock-up clutch 3 is
6 lock-up clutch engagement control and release control, C T14 shift control, accumulator back pressure control, reverse prohibition control, 2nd line oil pressure decrease control, 2nd line oil pressure increase control, solenoid fail control, etc. Or it can be executed selectively.
第１図は、本実施例の主要な機能構成を示す機能ブロッ
ク線図である。図において、駆動力不足状態判定手段５
００において、車両のＤレンジ状態における再発進時の
駆動力不足が判定されている間は、制御手段５０２は、
ＣＶＴ１４と駆動輪２４との間に設けられたクラッチ手
段５０４を半係合状態とすることによりＣＶＴ１４を回
転させてその変速比γが減速側へ変化することを許容す
るので、変速比γが最減速側へ到達する前に駆動輪２４
が停止する車両の急停止後における再発進操作時でも、
大きな駆動力が得られて再発進が可能とされる。なお、
上記クラッチ手段５０４は、前記前進用クラッチ７２に
対応している。FIG. 1 is a functional block diagram showing the main functional configuration of this embodiment. In the figure, driving force insufficient state determining means 5
00, while it is determined that the driving force is insufficient when restarting the vehicle in the D range state, the control means 502
By setting the clutch means 504 provided between the CVT 14 and the driving wheels 24 in a half-engaged state, the CVT 14 is rotated and its gear ratio γ is allowed to change to the deceleration side, so that the gear ratio γ is at its maximum. Drive wheel 24 before reaching the deceleration side
Even when restarting a vehicle after a sudden stop,
A large driving force is obtained, making it possible to restart the vehicle. In addition,
The clutch means 504 corresponds to the forward clutch 72.
以下において、シフトレバ−２５２がＤレンジへ操作さ
れている走行時における電子制御装置４６０の作動を第
２０図の駆動力不足状態判定ルーチン、第２１図の変速
制御ルーチン、第２２図の半係合制御ルーチンをそれぞ
れ示すフローチャートに従って説明する。それらのルー
チンは、並列処理或いは時分割処理に従ってたとえば数
ｍ秒程度の短い周期で繰り返し実行される。なお、前記
駆動力不足状態判定手段５００は上記第２０図の駆動力
不足状態判定ルーチンに対応し、前記制御手段５０２は
、上記第２１図の変速制御ルーチンおよび第２２図の半
係合制御ルーチンに対応している。In the following, the operation of the electronic control unit 460 during driving when the shift lever 252 is operated to the D range will be described as follows: the insufficient driving force state determination routine in FIG. 20, the shift control routine in FIG. 21, and the half-engagement state in FIG. 22. The control routines will be explained according to flowcharts showing the respective control routines. These routines are repeatedly executed at short intervals of, for example, several milliseconds according to parallel processing or time-sharing processing. The driving force insufficient state determination means 500 corresponds to the driving force insufficient state determination routine shown in FIG. 20, and the control means 502 corresponds to the shift control routine shown in FIG. 21 and the half-engagement control routine shown in FIG. It corresponds to
フラグＸ５ＴＲは、その内容が「１」であるときに車両
の駆動力不足状態を表すものであり、第２０図の駆動力
不足状態判定ルーチンにおいてセットあるいはクリアさ
れるようになっている。第２０図のステップＳＤＩにお
いてフラグＸ５ＴＲの内容が「１」にセットされている
か否かが判断される。通常の発進走行、定速走行、減速
走行などでは、上記の判断が否定されるので、ステップ
ＳＤ２においてスロットル弁開度θいが予め定められた
判断基準値ＣＬ１以上であるか否かが判断されるととも
に、ステップＳＤ３において車速ＳＰＤが予め定められ
た判断基準値Ｃｓｌ以下であるが否かが判断される。そ
れら判断基準値Ｃｔｌおよび判断基準値ＣＳ＋は、車両
の発進操作が行われたときに駆動力が不足しているか否
かを判断するためにそれぞれ設定されたものであって、
上記判断基準値Ｃｔｌにはたとえば８０％程度の値が採
用され、判断基準値Ｃ１１には１〜２ｋｍ／ｈ程度の値
が採用される。通常の走行状態では上記ステップＳＤ２
およびＳＤ３の少なくとも一方が否定されるので、ステ
ップＳＤ７においてタイマカウンタＣ３ＴＲの内容が「
０」にクリアされた後、本ルーチンが終了させられる。Flag X5TR, when its content is "1", indicates that the vehicle is in an insufficient driving force state, and is set or cleared in the insufficient driving force state determination routine shown in FIG. At step SDI in FIG. 20, it is determined whether the contents of the flag X5TR are set to "1". In normal starting driving, constant speed driving, decelerating driving, etc., the above judgment is negative, so in step SD2 it is judged whether the throttle valve opening θ is equal to or larger than a predetermined judgment reference value CL1. At the same time, in step SD3, it is determined whether the vehicle speed SPD is less than or equal to a predetermined determination reference value Csl. The determination reference value Ctl and the determination reference value CS+ are each set in order to determine whether or not the driving force is insufficient when the vehicle is started.
For example, a value of about 80% is adopted as the criterion value Ctl, and a value of about 1 to 2 km/h is adopted as the criterion value C11. In normal driving conditions, the above step SD2
and SD3 are negated, so in step SD7 the contents of timer counter C3TR are changed to "
After the flag is cleared to 0, this routine is ended.
上記の通常走行の場合には、第２１図の変速制御ルーチ
ンでは、ステップＳＳＩにおいてフラグＸ５ＴＲの内容
が「１」ではないと判断されるので、ステップＳＳ２以
下が実行される。ステップＳＳ２では、車速ＳＰＤが予
め定められた判断基準値Ｃｖ以下であるか否かが判断さ
れる。このステップＳＳ２は車両の停止に先立ってステ
ップＳＳ４およびＳＳ５の所謂閉込制御を実行させるか
否かを判断するために設けられており、上記判断基準値
Ｃｖは、車両の停止直前の車速値、たとえば数ｋｍ／ｈ
に設定されている。上記ステップＳＳ２の判断が否定さ
れるような通常走行では、ステップＳＳ３の通常の変速
制御が実行される。この変速制御では、よく知られてい
るように、エンジン１０を可及的に最小燃費率曲線に沿
って作動させ且つ運転性が得られるように予め求められ
た関係から実際の要求出力量θいおよび車速ＳＰＤに基
づいて決定された目標値と入力軸回転速度Ｎ ｉ ｎと
が一致するように前記第１１図の変速モードのいずれか
が選択されることにより、変速比γが制御される。しか
し、車両の停止直線の状態となると、上記ステップ３３
２の判断が肯定されるので、ステップ３３４において第
１電磁弁２６６がオン状態とされて変速方向切換弁２６
２が減速変速側に切り換えられるとともに、ステップＳ
Ｓ５において第２電磁弁２６８がオフ状態（デユーティ
比０％）とされて流量制御弁２６４が流量抑制状態（閉
じた状態）とされる。In the case of the above-mentioned normal running, in the shift control routine shown in FIG. 21, since it is determined in step SSI that the content of the flag X5TR is not "1", steps SS2 and subsequent steps are executed. In step SS2, it is determined whether the vehicle speed SPD is less than or equal to a predetermined reference value Cv. This step SS2 is provided to determine whether or not to execute the so-called confinement control in steps SS4 and SS5 prior to stopping the vehicle, and the determination reference value Cv is the vehicle speed value immediately before the vehicle stops, For example, several km/h
is set to . In normal driving in which the determination in step SS2 is negative, normal speed change control in step SS3 is executed. As is well known, in this shift control, the actual required output amount θ is determined based on a predetermined relationship in order to operate the engine 10 along the minimum fuel efficiency curve as much as possible and to obtain good drivability. The gear ratio γ is controlled by selecting one of the gear change modes shown in FIG. 11 so that the target value determined based on the vehicle speed SPD matches the input shaft rotational speed N in . However, when the vehicle comes to a stop straight state, step 33
Since the determination in step 2 is affirmative, the first solenoid valve 266 is turned on in step 334, and the shift direction switching valve 26 is turned on.
2 is switched to the deceleration gear side, and step S
In S5, the second electromagnetic valve 268 is turned off (duty ratio 0%), and the flow rate control valve 264 is placed in a flow rate suppression state (closed state).
また、上記の通常走行の場合には、第２２図の半係合制
御ルーチンでは、ステップＳＶｉにおいてフラグＸ５Ｔ
Ｒの内容が「１」ではないと判断されるので、ステップ
ＳＶ２において変数ＤＴＹの内容がＤｌに設定されると
ともに、ステップＳ■３において第５電磁弁３７４がオ
フ状態（駆動デユーティ比が０％）とされ、後進用ブレ
ーキ７０および前進用クラッチ７２へ供給される第３ラ
イン油圧Ｐ１３が通常の範囲で制御される。In addition, in the case of the above normal running, in the half-engagement control routine of FIG. 22, the flag X5T is set in step SVi.
Since it is determined that the content of R is not "1", the content of the variable DTY is set to Dl in step SV2, and the fifth solenoid valve 374 is set to the OFF state (drive duty ratio is 0%) in step S3. ), and the third line oil pressure P13 supplied to the reverse brake 70 and the forward clutch 72 is controlled within a normal range.
車両の急制動操作による車輪のロックや登板路における
制動操作などにより、ＣＶＴ１４の変速比制御に拘わら
ず、最減速側の値γ、□に到達する前に車輪が停止した
場合には、再発進操作時において前記第２０図のステッ
プＳＤ２およびＳＤ３の判断が共に肯定されるので、ス
テップＳＤ４においてタイマカウンタＣ３ＴＲの内容が
予め定められた判断基準時間Ｔ。以上となったか否かが
判断される。当初は上記ステップＳＤ４の判断が否定さ
れるので、ステップＳＤ５においてタイマカウンタＣ３
ＴＲの内容がそれまでの値に「１」が加えられることに
より更新されて本ルーチンが終了させられる。以上のサ
イクルが繰り返し実行されるうち判断基準時間Ｔ、が経
過すると、上記ステップＳ４の判断が肯定されるので、
ステップＳＤ６においてフラグχＳＴＲの内容が「ｌ」
にセットされるとともに、ステップＳＤ７においてタイ
マカウンタＣ３ＴＲの内容が「ｏ」にクリアされる。こ
のように、本実施例では、スロットル弁開度θいがたと
えば８０％程度の判断基準値Ｃｔ１以上であり且つ車速
ＳＰＤがたとえば１〜２）ａｎ／ｈ程度の判断基準値Ｃ
□以下である状態が所定時間持続すると駆動力不足状態
であると判定されるのである。Regardless of the gear ratio control of the CVT 14, if the wheels stop before reaching the maximum deceleration value γ, □ due to locking of the wheels due to a sudden braking operation of the vehicle or braking operation on the uphill road, the vehicle will be restarted. At the time of operation, both the determinations in steps SD2 and SD3 in FIG. 20 are affirmed, so in step SD4 the contents of the timer counter C3TR are set to a predetermined determination reference time T. It is determined whether or not the above has been reached. Initially, the determination in step SD4 is negative, so in step SD5 the timer counter C3 is
The contents of TR are updated by adding "1" to the previous value, and this routine is ended. When the judgment reference time T has elapsed while the above cycle is repeatedly executed, the judgment in step S4 is affirmed.
In step SD6, the content of the flag χSTR is "l"
At the same time, the contents of the timer counter C3TR are cleared to "o" in step SD7. As described above, in this embodiment, the throttle valve opening degree θ is equal to or greater than the criterion value Ct1 of, for example, about 80%, and the vehicle speed SPD is set to the criterion value C of about 1 to 2) an/h, for example.
If the condition below □ continues for a predetermined period of time, it is determined that the driving force is insufficient.
以上のようにフラグＸ５ＴＲの内容が「ｌ」にセットさ
れると、続くサイクルにおけるステップＳＤＩの判断が
肯定されるので、ステップＳＤ８において変速比Ｔが予
め定められた判断基準値Ｃｒ以上であるか否かが判断さ
れる。このステップＳＤ８は、車両の駆動力不足状態の
解除判断のために設けられており、上記判断基準値Ｃｒ
は、ＣＶＴ１４の変速比Ｔが車両の発進時に必要な充分
に大きい駆動力を発生させ得る領域内にあるか否かを判
断するためのものであって、最減速側の値Ｔ□、に近い
値に設定されている。このため、上記ステップＳＤ８の
判断が否定された場合には本ルーチンが終了させられる
が、肯定された場合にはステップＳＤ９においてフラグ
Ｘ５ＴＲの内容が「ｏ」にクリアされる。As described above, when the contents of the flag It is determined whether or not. This step SD8 is provided to determine whether the vehicle is in a state of insufficient driving force, and the above-mentioned determination reference value Cr
is for determining whether or not the gear ratio T of the CVT 14 is within the range that can generate a sufficiently large driving force required when starting the vehicle, and is close to the value T□ on the maximum deceleration side. set to the value. Therefore, if the determination at step SD8 is negative, this routine is terminated, but if the determination is affirmative, the content of the flag X5TR is cleared to "o" in step SD9.
第２１図の変速制御ルーチンでは、前記のようにフラグ
Ｘ５ＴＲの内容が「１」にセットされると、ステップＳ
ＳＩの判断が肯定されるので、ステップＳＳ６において
入力軸回転速度Ｎ ｉ ｎが予め定められた判断基準値
Ｃ２より大きいが否がか判断される。この判断基準値Ｃ
Ｍは前進用クラッチ７２の滑りを開始するために予め定
められた値であって、たとえば１０ｒｐ＠程度に設定さ
れている。In the shift control routine of FIG. 21, when the content of the flag X5TR is set to "1" as described above, step S
Since the determination of SI is affirmative, it is determined in step SS6 whether or not the input shaft rotational speed N in is greater than a predetermined determination reference value C2. This judgment standard value C
M is a predetermined value for starting the forward clutch 72 to slip, and is set to, for example, about 10 rpm.
フラグχＳＴＲの内容が「１」にセントされた直後には
上記ステップＳＳ６の判断が否定されるので、前記ステ
ップＳＳ２、ＳＳ４、ＳＳ５が実行されて緩減速変速状
態とされるが、ＣＶＴ１４が回転していないので、変速
比Ｔは未だ変化しない。Immediately after the content of the flag χSTR is set to "1", the judgment in step SS6 is negative, so steps SS2, SS4, and SS5 are executed to enter the slow deceleration shift state, but the CVT 14 does not rotate. Therefore, the gear ratio T does not change yet.
第２２図の半係合制御ルーチンでは、前記のようにフラ
グＸ５ＴＲの内容が「１」にセットされると、ステップ
ＳＶ４において入力軸回転速度Ｎ ｉｎが予め定められ
た判断基準値ＣＭより大きいか否かが判断されるが、上
記ステップＳＳ６と同様に当初は否定される。このため
、ステップＳＶ５において、変数ＤＴＹがそれまでの値
に一定の加算値Ｃｙｂが加えられることにより更新され
、続くステップＳＶ６では、上記の変数ＤＴＹの内容が
デユーティ比として採用され、第５電磁弁３７４がその
デユーティ比で駆動される。このサイクルが繰り返し実
行されると、上記変数ＤＴＹの内容は、初期４Ｍ Ｄ
、ｂから一定の速度で増加するため、第５電磁弁３７４
の駆動デユーティ比は、第２３図に示すように増加する
。このため、第３ライン油圧Ｆ１３は上記第５電磁弁３
７４の駆動デユーティ比の増加に伴って減少させられる
ことから、前進用クラッチ７２の伝達トルクが減少させ
られるので、前進用クラッチ７２の滑りが発生させられ
る。In the half-engagement control routine of FIG. 22, when the contents of the flag A determination is made as to whether or not this is the case, but initially it is determined to be negative, similar to step SS6 above. Therefore, in step SV5, the variable DTY is updated by adding a constant addition value Cyb to the previous value, and in the subsequent step SV6, the content of the variable DTY is adopted as the duty ratio, and the fifth solenoid valve 374 is driven at that duty ratio. When this cycle is repeatedly executed, the contents of the above variable DTY will be changed to the initial 4M D
, b at a constant speed, the fifth solenoid valve 374
The drive duty ratio increases as shown in FIG. Therefore, the third line oil pressure F13 is the fifth solenoid valve 3.
Since the transmission torque of the forward clutch 72 is decreased as the drive duty ratio of the forward clutch 74 increases, slippage of the forward clutch 72 is caused.
第２３図において前後進切換装置１６の出力軸５８の回
転速度Ｎ ｔｒ （＝ Ｓ Ｐ Ｄ Ｘ ｉ＊ 、但し
ｉ、は駆動輪２４の径や中間ギヤ装置１８および作動歯
車装置２０の減速比を含む定数）と出力軸回転速度Ｎ。In FIG. 23, the rotational speed N tr (= S P D X i * of the output shaft 58 of the forward/reverse switching device 16, where i represents the diameter of the drive wheel 24 and the reduction ratio of the intermediate gear device 18 and the operating gear device 20. constant) and output shaft rotational speed N.
ｕｔとの差が前進用クラッチ７２の滑りを示している。The difference from ut indicates the slippage of the forward clutch 72.
上記前進用クラッチ７２の滑りによりＣＶＴＩ４の人力
軸回転速度Ｎ ｉ ｈが上昇し、判断基準値Ｃ２を超え
ると、ステップＳＶ４の判断が肯定されるので、そのス
テップＳＶ４に続いてステップＳｖ６が実行される。す
なわち、第５電磁弁３７４の駆動デユーティ比が一定に
保持される。第２３図のＡ点はこの時点を示している。When the manual shaft rotational speed N i h of the CVTI 4 increases due to the slippage of the forward clutch 72 and exceeds the judgment reference value C2, the judgment in step SV4 is affirmed, so step SV6 is executed following step SV4. Ru. That is, the drive duty ratio of the fifth solenoid valve 374 is kept constant. Point A in FIG. 23 indicates this point.
このようにしてＣＶＴ１４の回転が一旦開始されると、
上記第５電磁弁３７４の駆動デユーティ比を増加させな
くても、入力軸回転速度Ｎ ｉ ｎおよび出力軸回転速
度Ｎ ｏ ｕ ｔが継続的に上昇する。同時に、第２１
図の変速制御ルーチンに示すステップＳＳ６の判断が肯
定されるので、ステップＳ３７において変速方向切換弁
２６２が減速側へ切り換えられて減速変速モードとされ
るとともに、ステップＳ３８において第２電磁弁２６８
の駆動デユーティ比がＤ１□とされ、急減速変速モード
に近い速度で減速変速される。このようにＣＶＴ１４の
変速比γが量減速比Ｔ１，８に向かって変化させられこ
とにより車両の駆動力が高められるので、車両の前進が
開始される。Once the rotation of the CVT 14 is started in this way,
Even without increasing the drive duty ratio of the fifth electromagnetic valve 374, the input shaft rotational speed N in and the output shaft rotational speed N out continue to increase. At the same time, the 21st
Since the determination at step SS6 in the shift control routine shown in the figure is affirmative, the shift direction switching valve 262 is switched to the deceleration side in step S37 to enter the deceleration shift mode, and the second solenoid valve 262 is switched to the deceleration mode in step S38.
The drive duty ratio is set to D1□, and the speed is decelerated at a speed close to the rapid deceleration speed change mode. In this way, the gear ratio γ of the CVT 14 is changed toward the reduction ratio T1, 8, thereby increasing the driving force of the vehicle, so that the vehicle starts moving forward.
上記のようにして、ＣＶＴ１４の変速比γが量減速比γ
１．ｘに向かって変化させられると、第２０図の駆動力
不足状態判定ルーチンにおけるステップＳＤ８の判断が
肯定されて、ステップＳＤ９においてフラグＸ５ＴＲの
内容が「０」にクリアされるので、第２２図の半係合制
御ルーチンにおけるステップＳＶ２およびＳＶ３により
第５電磁弁３７４の駆動デユーティ比が０％とされて第
３ライン油圧Ｐｌ、が通常の値に戻されて前進用クラッ
チ７２が半係合状態から保合状態に切り換えられるとと
もに、第２１図の変速制御ルーチンにおけるステップＳ
Ｓ３により通常の変速制御が実行される。As described above, the gear ratio γ of the CVT 14 is changed to the amount reduction ratio γ
1. When the change is made toward x, the determination at step SD8 in the driving force insufficient state determination routine of FIG. 20 is affirmed, and the content of the flag X5TR is cleared to "0" at step SD9. In steps SV2 and SV3 in the half-engagement control routine, the drive duty ratio of the fifth solenoid valve 374 is set to 0%, the third line oil pressure Pl is returned to the normal value, and the forward clutch 72 is brought out of the half-engaged state. At the same time, step S in the shift control routine of FIG.
In S3, normal speed change control is executed.
上述のように、本実施例によれば、駆動力不足状態判定
手段５００により駆動力不足状態が判定されている間は
、制御手段５０２により、前進用クラッチ７２が半係合
状態とされると同時にＣ■Ｔ１４の変速比Ｔが減速側へ
変化させられるので、ＣＶＴ１４の回転が許容されて変
速比γが最減速側へ変化させられる。このため、車両の
急停止に続いて直ちに急発進操作が行われる場合でも、
充分な車両駆動力が得られることになり、たとえば登板
路などにおいても車両の発進が可能となるとともに、エ
ンジンの吹上かり、車両の後ずさり、或いは大きな保合
ショックが好適に解消されるのである。As described above, according to the present embodiment, while the driving force insufficient state determining means 500 determines that the driving force is insufficient, the forward clutch 72 is kept in the half-engaged state by the control means 502. At the same time, the gear ratio T of the CVT 14 is changed to the deceleration side, so rotation of the CVT 14 is allowed, and the gear ratio γ is changed to the maximum deceleration side. Therefore, even if a sudden start operation is performed immediately after a sudden stop of the vehicle,
Sufficient vehicle driving force is obtained, making it possible to start the vehicle even on a climbing road, for example, and also suitably eliminating engine revving, vehicle backwards, or large locking shock.
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、前述の実施例においては、Ｄレンジ走行時に
おいて駆動力不足状態が判定されると、前進用クラッチ
７２を半係合状態として変速比Ｔをγｓｅｘへ変化させ
ていたが、Ｒレンジ走行時において駆動力不足状態が判
定された場合には、後進用ブレーキ７０を半係合状態と
して変速比γをＴ、□へ変化させるようにしてもよい。For example, in the above-mentioned embodiment, when driving power is insufficient when driving in the D range, the forward clutch 72 is partially engaged and the gear ratio T is changed to γsex, but when driving in the R range, If it is determined that the driving force is insufficient, the reverse brake 70 may be brought into a semi-engaged state and the gear ratio γ may be changed to T and □.
また、前述の実施例では、前進用クラッチ７２の滑りに
よって入力軸回転速度Ｎ３．、がＣＮを超えた後、第５
電磁弁３７４の駆動デユーティ比がそのときの値に保持
されているが、僅かに増加させられるようにしてもよい
。In the above-described embodiment, the slippage of the forward clutch 72 causes the input shaft rotational speed N3. , exceeds CN, the fifth
Although the drive duty ratio of the solenoid valve 374 is maintained at the current value, it may be slightly increased.
また、前述の実施例では、前進用クラッチ７２の滑りに
よるＣＶＴ１４の回転が入力軸回転速度Ｎ ｉ ｎに基
づいて判断されているが、出力軸回転速度Ｎ ａ ｕ
ｔに基づいて判断されてもよいのである。Furthermore, in the above embodiment, the rotation of the CVT 14 due to the slippage of the forward clutch 72 is determined based on the input shaft rotational speed N i n , but the output shaft rotational speed N a u
The judgment may be made based on t.
また、前述の実施例では、ＣＶＴ１４と駆動輪２４との
間に設けられた前後進切換装置１６内の前進用クラッチ
７２が半係合とされていたが、独立に設けられたクラッ
チであってもよいし、その形式は摩擦式だけでなく磁粉
式電磁クラッチなどでもよいのである。Further, in the above embodiment, the forward clutch 72 in the forward/reverse switching device 16 provided between the CVT 14 and the drive wheels 24 was half-engaged, but it is an independently provided clutch. The type of clutch may be not only a friction type but also a magnetic powder type electromagnetic clutch.
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図の実施例の要部構成を説明する機能ブ
ロック線図である。第２図は本発明の一実施例の油圧制
御装置が備えられた車両用無段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１１
ｉ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１
０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１３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１５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３１を磁弁、第４電磁弁、および第５電磁弁の作動
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、第２１図、および第２２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って、第
２０図は駆動力不足状態判定ルーチン、第２１図は変速
制御ルーチン、第２２図は半係合制御ルーチンをそれぞ
れ示している。第２３図は、上記第２０図乃至第２２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
。
１４：ＣＶＴ（車両用無段変速機）
２４：駆動輪
５００：駆動力不足状態判定手段
５０２：制御手段
５０４：クラッチ手段
出願人 トヨタ自動車株式会社
ＩｉＬ図
第４図
第６図
第７図
業迂比ｒ （・１・）
デ正にｒ−（、＋１１
第１５図
調へ１８図
￥Ｆ、１７図
ソニャ升ｙｔｏ ｎ９ｆｎｔＡ、 ｌ５ｏｔｔ （Ａ）
１！２α図
第２２図
第２３図
円
１ −峙問FIG. 1 is a functional block diagram illustrating the main configuration of the embodiment shown in FIG. 2. FIG. FIG. 2 is a schematic diagram showing a continuously variable transmission for a vehicle 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. Figure 5 is the number 11 in Figure 3.
It is a diagram showing the i-pressure valve 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. 8th
The figure is a diagram showing the output characteristics of the second pressure regulating valve in FIG. 4. FIG. 9 is a diagram showing ideal characteristics of the second line oil pressure. 1st
FIG. 0 is a diagram illustrating the speed change control valve device of FIG. 3 in detail. FIG. 11 shows 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 CVT of FIG.
It is a figure explaining the relationship with the shift state of. Figure 12,
13 and 14 are diagrams explaining the relationship between the gear ratio of the CVT shown in FIG. 2 and the oil pressure values of each part, in which FIG. 12 shows the positive torque running state, and FIG. 13 shows the engine brake running state. , and FIG. 14 are diagrams showing the no-load running state, respectively. FIG. 15 is a diagram showing the output characteristics of the first pressure regulating valve of 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 31st solenoid valve, the fourth solenoid valve, and the fifth solenoid valve and each control mode in the hydraulic circuit of FIG. 3. 20, 21, and 22 are flowcharts illustrating the operation of the electronic control device in FIG. 2, in which FIG. 20 is a driving force insufficient state determination routine, FIG. 21 is a shift control routine, FIG. 22 shows each half-engagement control routine. FIG. 23 is a time chart showing the operation obtained by the control shown in FIGS. 20 to 22 above. 14: CVT (continuously variable transmission for vehicles) 24: Drive wheel 500: Insufficient driving force state determining means 502: Control means 504: Clutch means Applicant: Toyota Motor Corporation IiL Figure 4 Figure 6 Figure 7 Ratio r (・1・) De exactly r-(, +11 To the 15th scale 18th figure ￥F, 17th figure Sonya masu yto n9fntA, l5ott (A)
1!2α Figure 22 Figure 23 Circle 1 - Question
Claims (1)
変速機において、予め求められた関係から決定される目
標値が実現されるように該無段変速機の変速比を調節す
る形式の変速比制御装置であって、 車両の発進操作時における駆動力不足状態を判定する駆
動力不足状態判定手段と、 該駆動力不足状態判定手段により駆動力不足状態が判定
されている間は、前記クラッチ手段を半係合状態とする
と同時に前記無段変速機の変速比を減速側へ変化させる
制御手段と、 を含むことを特徴とする車両用無段変速機の変速比制御
装置。[Claims] In a continuously variable transmission for a vehicle that is provided with a clutch means between the driving wheels, the speed of the continuously variable transmission is changed so that a target value determined from a predetermined relationship is realized. A gear ratio control device of a type that adjusts a ratio, comprising: a driving force insufficient condition determining means for determining a driving force insufficient condition during a starting operation of a vehicle; and a driving force insufficient condition determining means for determining a driving force insufficient condition. a control means for bringing the clutch means into a half-engaged state while at the same time changing the speed ratio of the continuously variable transmission to a decelerating side; Control device.
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| JP3006070B2 JP3006070B2 (en) | 2000-02-07 |
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