JPH0432258B2 - - Google Patents
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- JPH0432258B2 JPH0432258B2 JP57210815A JP21081582A JPH0432258B2 JP H0432258 B2 JPH0432258 B2 JP H0432258B2 JP 57210815 A JP57210815 A JP 57210815A JP 21081582 A JP21081582 A JP 21081582A JP H0432258 B2 JPH0432258 B2 JP H0432258B2
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
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- F16H61/143—Control of torque converter lock-up clutches using electric control means
-
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
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- F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
- F16H2061/6604—Special control features generally applicable to continuously variable gearings
- F16H2061/6608—Control of clutches, or brakes for forward-reverse shift
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
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- Control Of Fluid Gearings (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
［産業上の利用分野］
本発明は、Ｖベルト式無段変速機を用いた車両
用無段自動変速機の油圧制御装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Field of Industrial Application] The present invention relates to a hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle using a V-belt type continuously variable transmission.
［従来の技術］
従来、エンジンにより駆動されるオイルポンプ
から吐出された圧油を車速、スロツトル開度等車
両運転条件に応じて調圧し、プライマリライン圧
を出力するプライマリレギユレータ弁と、該プラ
イマリレギユレータ弁から排出された余剰油を車
両条件に応じて調圧し、前記プライマリライン圧
より低圧のセカンダリライン圧を出力するセカン
ダリレギユレータ弁とを備え、セカンダリレギユ
レータ弁での余剰油をトルクコンバータ等の流体
伝動装置への作動油及び／または潤滑必要部への
潤滑油とする油圧制御装置が提案されている。[Prior Art] Conventionally, a primary regulator valve that regulates the pressure of pressure oil discharged from an oil pump driven by an engine according to vehicle operating conditions such as vehicle speed and throttle opening and outputs primary line pressure; and a secondary regulator valve that adjusts the pressure of surplus oil discharged from the primary regulator valve according to vehicle conditions and outputs a secondary line pressure lower than the primary line pressure, and the secondary regulator valve adjusts the pressure of surplus oil discharged from the primary regulator valve according to vehicle conditions and outputs a secondary line pressure lower than the primary line pressure. Hydraulic control devices have been proposed that use oil as hydraulic oil for fluid transmission devices such as torque converters and/or lubricating oil for parts that require lubrication.
［発明が解決しようとする問題点］
車両用無段自動変速機においては、プライマリ
ライン圧および該圧より低く調圧されるセカンダ
リライン圧を、無段変速機における入力プーリ及
び出力プーリの油圧サーボに供給し、Ｖベルトの
必要挟持力及び減速比の変更のための荷重力を確
保しているために、プライマリライン圧及びセカ
ンダリライン圧は、一般の多段自動変速機に比較
して高圧であり、これをそのままトルクコンバー
タ或は潤滑必要部に供給すると、トルクコンバー
タに過大な力が作用し耐久性が低下し、また潤滑
必要部に過剰のオイルが供給されるためオイルポ
ンプロスが生じるという問題を有している。[Problems to be Solved by the Invention] In a continuously variable automatic transmission for a vehicle, a primary line pressure and a secondary line pressure regulated lower than the primary line pressure are controlled by a hydraulic servo of an input pulley and an output pulley in the continuously variable transmission. The primary line pressure and secondary line pressure are higher than those of general multi-stage automatic transmissions, in order to ensure the required clamping force of the V-belt and the load force for changing the reduction ratio. If this oil is supplied directly to the torque converter or parts that require lubrication, excessive force will be applied to the torque converter, reducing its durability.Additionally, excessive oil will be supplied to the parts requiring lubrication, resulting in oil pump loss. have.
これを解決するために、トルクコンバータ及び
潤滑必要部にプライマリライン圧及びセカンダリ
ライン圧より更に低い油圧を供給すると、エンジ
ン低速回転時、或は油温の上昇により油洩れが多
い時に、プライマリライン圧或はセカンダリライ
ン圧が低下するために、トルクコンバータ及び潤
滑必要部に余剰油が供給されない場合が生じる。
その結果、トルクコンバータ内での油温の上昇及
び無段変速機の摺動部での焼き付きを生じる恐れ
があつた。 To solve this problem, if a hydraulic pressure that is lower than the primary line pressure and secondary line pressure is supplied to the torque converter and parts that require lubrication, the primary line pressure will decrease when the engine is running at low speed or when there is a lot of oil leakage due to rising oil temperature. Alternatively, because the secondary line pressure decreases, excess oil may not be supplied to the torque converter and parts requiring lubrication.
As a result, there was a risk of an increase in oil temperature within the torque converter and seizure of the sliding parts of the continuously variable transmission.
そこで、ライン圧が供給される油路と、トルク
コンバータ及び潤滑必要部に余剰油を供給する油
路とをオリフイスにより連絡して、エンジン低回
転時或は油温の上昇により油洩れが多い時にも、
トルクコンバータ及び潤滑必要部に供給される油
を確保することが考えられる。 Therefore, the oil passage that supplies line pressure and the oil passage that supplies excess oil to the torque converter and parts that require lubrication are connected by an orifice, so that the oil passage that supplies excess oil to the torque converter and parts that require lubrication are connected through an orifice. too,
One idea is to ensure that oil is supplied to the torque converter and parts that require lubrication.
しかしながら、この場合にはトルクコンバータ
と潤滑必要部に余剰油を供給する油路が、同じオ
リフイスにより、ライン圧が供給される油路と連
絡されているため、例えば、該オリフイスからト
ルクコンバータまでの油路の長さが長く、その間
の油洩れが多い場合には、潤滑必要部には油が十
分に供給されるが、トルクコンバータへは油が十
分に供給されないため、トルクコンバータ内で更
に油温が上昇しキヤビテーシヨンの発生と原因と
なつたり、また、直結クラツチ付きトルクコンバ
ータにおいては、直結クラツチの解放時に油圧が
不十分となり直結クラツチが解放されずにエンス
トする恐れが生じるという問題があつた。 However, in this case, the oil passage that supplies excess oil to the torque converter and the parts that require lubrication is connected to the oil passage that supplies line pressure through the same orifice, so for example, from the orifice to the torque converter, If the length of the oil path is long and there are many oil leaks between them, there will be enough oil supplied to the parts that require lubrication, but not enough oil will be supplied to the torque converter, so there will be more oil inside the torque converter. Temperature increases can cause cavitation, and in torque converters with direct coupling clutches, when the direct coupling clutch is released, there is insufficient oil pressure, which may cause the engine to stall without the direct coupling clutch being released. .
本発明は、上記問題を解決するものであつて、
トルクコンバータへの油の供給と潤滑必要部への
油の供給とを、各々独立したオリフイスを介して
行なうことにより、トルクコンバータと潤滑必要
部への油の供給量を調整可能にするとともに、エ
ンジン低回転時或は油温の上昇により油洩れが多
い時でも、トルクコンバータ等の流体伝動装置及
び潤滑必要部に供給される油を確保し、トルクコ
ンバータ等の流体伝動装置内での油温の上昇及び
無段変速機の摺動部での焼き付きを防止すること
ができる車両用無段自動変速機の油圧制御装置を
提供することを目的とする。 The present invention solves the above problems, and includes:
By supplying oil to the torque converter and parts requiring lubrication through separate orifices, it is possible to adjust the amount of oil supplied to the torque converter and parts requiring lubrication, and the engine Even when there is a lot of oil leakage due to low rotation or high oil temperature, it is possible to ensure oil is supplied to fluid transmission devices such as torque converters and parts that require lubrication, and to maintain the oil temperature in fluid transmission devices such as torque converters. It is an object of the present invention to provide a hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle that can prevent lifting and seizure in the sliding parts of the continuously variable transmission.
［問題点を解決するための手段］
本発明に係る車両用無段自動変速機の油圧制御
装置は、
それぞれ油圧サーボにより実効径が可変とされ
る入力プーリ及び出力プーリと、これら入力プー
リ及び出力プーリ間を伝動するＶベルトとを有す
る車両用無段自動変速機において、
油圧源と、
前記油圧源から吐出された圧油を所定油圧に調
圧し、該所定油圧を前記両油圧サーボに連絡した
第１の油路に出力する第１のポートと、余剰油圧
を第２の油路に出力する第２のポートとを有する
圧力調整弁と、
前記第２の油路に第１のオリフイスを介して連
絡されるとともに流体伝動装置に連絡される第１
の分岐油路と、
前記第２の油路に第２のオリフイスを介して連
絡されるとともに潤滑必要部に連絡される第２の
分岐油路と、
前記第１の油路と前記第１の分岐油路とを連絡
する第３のオリフイスと、
前記第１の油路と前記第２の分岐油路とを連絡
する第４のオリフイスとを備え、
前記圧力調整弁により調圧される所定油圧が設
定範囲内にあるときは、前記第２の油路から前記
第１及び第２のオリフイスを介して前記第１及び
第２の分岐油路に余剰油圧を供給し、前記所定油
圧が設定範囲より低くなつたときは、前記第１の
油路から前記第３及び第４のオリフイスを介して
前記第１及び第２の分岐油路に所定油圧を供給す
るとともに、
前記第１及び第２のオリフイスあるいは前記第
３及び第４のオリフイスにより前記第１及び第２
の分岐油路への油の分配量を制御することを特徴
とする車両用無段自動変速機の油圧制御装置。[Means for Solving the Problems] The hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle according to the present invention includes an input pulley and an output pulley whose effective diameters are variable by a hydraulic servo; A continuously variable automatic transmission for a vehicle having a V-belt that transmits power between pulleys, comprising: a hydraulic power source; and pressure oil discharged from the hydraulic power source is regulated to a predetermined hydraulic pressure, and the predetermined hydraulic pressure is communicated to both of the hydraulic servos. a pressure regulating valve having a first port that outputs to a first oil passage and a second port that outputs surplus hydraulic pressure to a second oil passage; The first
a second branch oil passage that is connected to the second oil passage via a second orifice and also to a part that requires lubrication; a branch oil passage that connects the first oil passage to the first oil passage; a third orifice communicating with the branch oil passage; and a fourth orifice communicating the first oil passage and the second branch oil passage, the predetermined oil pressure being regulated by the pressure regulating valve. is within the set range, excess hydraulic pressure is supplied from the second oil passage to the first and second branch oil passages via the first and second orifices, so that the predetermined oil pressure is within the set range. When the hydraulic pressure becomes lower, a predetermined hydraulic pressure is supplied from the first oil passage to the first and second branch oil passages via the third and fourth orifices, and at the same time, the first and second orifices or the third and fourth orifices.
A hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle, characterized in that the amount of oil distributed to a branch oil path is controlled.
［発明の作用及び効果］
本発明によれば、圧力調整弁により調圧される
所定油圧が設定範囲内にあるときは、第２の油路
５から第１及び第２のオリフイス３９１，３９２
を介して第１及び第２の分岐油路５Ａ，５Ｂに余
剰油圧を供給し、所定油圧が設定範囲より低くな
つたときは、第１の油路２から第３及び第４のオ
リフイス３９３，３９４を介して第１及び第２の
分岐油路５Ａ，５Ｂに所定油圧を供給するととも
に、
第１及び第２のオリフイス３９１，３９２ある
いは第３及び第４のオリフイス３９３，３９４に
より第１及び第２の分岐油路５Ａ，５Ｂへの油圧
の分配量を制御することができるので、
エンジン低回転時或は油温の上昇により油洩れ
が多い時でも、トルクコンバータ及び潤滑必要部
への油の分配量を制御することができ、例えば、
トルクコンバータまでの油路の長さが長くその間
の油洩れが多い場合でも、トルクコンバータへの
油の供給が不足することなく、トルクコンバータ
内で油温の上昇、及びキヤビテーシヨンの発生を
防止できる。[Operations and Effects of the Invention] According to the present invention, when the predetermined oil pressure regulated by the pressure regulating valve is within the set range, the flow from the second oil passage 5 to the first and second orifices 391, 392
surplus oil pressure is supplied to the first and second branch oil passages 5A, 5B via the first oil passage 2, and when the predetermined oil pressure becomes lower than the set range, the first oil passage 2 is supplied to the third and fourth orifices 393, 394 to the first and second branch oil passages 5A and 5B, and the first and second orifices 391 and 392 or the third and fourth orifices 393 and 394 Since the amount of hydraulic pressure distributed to the branch oil passages 5A and 5B of No. 2 can be controlled, even when there is a lot of oil leakage due to low engine rotation or rising oil temperature, oil is not supplied to the torque converter and parts that require lubrication. The amount of distribution can be controlled, e.g.
Even if the length of the oil path to the torque converter is long and there is a lot of oil leakage therebetween, there is no shortage of oil supply to the torque converter, and an increase in oil temperature and occurrence of cavitation in the torque converter can be prevented.
また、直結クラツチ付きトルクコンバータにお
いては、直結クラツチの解放時の油圧が十分に確
保されるので、直結クラツチが解放されずにエン
ストするという恐れがない。 Furthermore, in a torque converter with a direct coupling clutch, sufficient hydraulic pressure is ensured when the direct coupling clutch is released, so there is no fear that the direct coupling clutch will not be released and the engine will stall.
［実施例］
つぎに本発明を図に示す一実施例に基づき説明
する。[Example] Next, the present invention will be explained based on an example shown in the drawings.
第１図は車両用無段自動変速機を示す。この車
両用無段自動変速機は、直結クラツチ付流体継手
である流体式トルクコンバータ１００、前進後進
切換え用遊星歯車変速機構１２０、Ｖベルト式無
段変速機１４０、およびデフアレンシヤルギア１
７０を備える。 FIG. 1 shows a continuously variable automatic transmission for a vehicle. This continuously variable automatic transmission for a vehicle includes a hydraulic torque converter 100 which is a fluid coupling with a direct coupling clutch, a planetary gear transmission mechanism 120 for forward/reverse switching, a V-belt continuously variable transmission 140, and a differential gear 1.
70.
トルクコンバータ１００は、機関の出力軸に連
結されるフロントカバー１０１、該フロントカバ
ー１０１に溶接されるとともに内周にインペラが
取付けられたポンプインペラーシエル１０２、中
心部がタービンハブ１０４を介してトルクコンバ
ータ出力軸１０３に連結されたタービンランナ１
０５、一方向クラツチ１０６を介してインナーケ
ース１１０に固定されたステータ１０７、および
タービンハブ１０４とフロントカバー１０１とを
直結する直結クラツチ１０８とからなり、トルク
コンバータ１００と遊星歯車変速機構１２０との
間には機関の出力で駆動されるオイルポンプ２０
が設けられている。 The torque converter 100 includes a front cover 101 connected to the output shaft of the engine, a pump impeller shell 102 welded to the front cover 101 and having an impeller attached to its inner periphery, and a torque converter in the center via a turbine hub 104. Turbine runner 1 connected to output shaft 103
05, consists of a stator 107 fixed to an inner case 110 via a one-way clutch 106, and a direct coupling clutch 108 that directly couples the turbine hub 104 and the front cover 101, and between the torque converter 100 and the planetary gear transmission mechanism 120. There is an oil pump 20 driven by the output of the engine.
is provided.
前進後進切換え用遊星歯車変速機構１２０は、
前記トルクコンバータの出力軸１０３を入力軸１
０３とし、該入力軸と直列に連結されたＶベルト
式無段変速機１４０の入力軸１４１を出力軸１４
１とし、多板クラツチＣ１、該多板クラツチＣ１
を作動させる油圧サーボ１２１、多板ブレーキＢ
１、該多板ブレーキＢ１を作動させる油圧サーボ
１２２、プラネタリギアセツト１３０からなる。
プラネタリギアセツト１３０は、前記入力軸１０
３に油圧サーボ１２１の環状油圧シリンダ１２３
を介して連結されたキヤリヤ１３１、多板クラツ
チＣ１を介して前記油圧シリンダ１２３に連結さ
れるとともに前記出力軸１４１にスプライン嵌合
されたサンギア１３２、前記多板ブレーキＢ１を
介してトランスミツシヨンケース２２０に固定さ
れたリングギヤ１３３および前記キヤリヤ１３１
に回転自在に支持されるととともに、前記サンギ
ア１３２とリングギア１３３とに歯合したプラネ
タリギア１３４とからなる。 The planetary gear transmission mechanism 120 for forward/reverse switching is as follows:
The output shaft 103 of the torque converter is the input shaft 1
03, and the input shaft 141 of the V-belt type continuously variable transmission 140 connected in series with the input shaft is connected to the output shaft 14.
1, a multi-disc clutch C1, the multi-disc clutch C1
Hydraulic servo 121 to operate, multi-disc brake B
1. Consists of a hydraulic servo 122 and a planetary gear set 130 for operating the multi-disc brake B1.
The planetary gear set 130 is connected to the input shaft 10.
3, annular hydraulic cylinder 123 of hydraulic servo 121
A sun gear 132 is connected to the hydraulic cylinder 123 via a multi-disc clutch C1 and is spline-fitted to the output shaft 141, and a transmission case via the multi-disc brake B1. Ring gear 133 fixed to 220 and the carrier 131
A planetary gear 134 is rotatably supported by the sun gear 132 and a ring gear 133.
Ｖベルト式無段変速機１４０は、前記入力軸１
４１と該入力軸１４１に平行的に並設された出力
軸１４２とに、それぞれ油圧サーボによつて駆動
される。入力プーリ１５０および出力プーリ１６
０を設け、これら入力プーリ１５０および出力プ
ーリ１６０間を、輪状薄板を重ね合せたスチール
バンド１４３に多数の金属ブロツク１４４を取付
けてなるＶベルト１４５で連結してなる。入力プ
ーリ１５０は、前記入力軸１４１と一体に形成さ
れた固定フランジ１５１と、ダブルピストン１５
２および１５３を有する入力プーリの油圧サーボ
１５４により駆動されて軸方向に変位され、入力
プーリの実効径を増減させる可動フランジ１５５
とを備える。出力プーリ１６０は、前記出力軸１
４２と一体に形成された固定フランジ１６１と、
ダブルピストン１６２および１６３を有する出力
プーリの油圧サーボ１６４により駆動されて軸方
向に変位され、出力プーリの実効径を増減させる
可動フランジ１６５とを備える。 The V-belt type continuously variable transmission 140 has the input shaft 1
41 and an output shaft 142 arranged parallel to the input shaft 141 are each driven by a hydraulic servo. Input pulley 150 and output pulley 16
0, and these input pulley 150 and output pulley 160 are connected by a V-belt 145 made of a steel band 143 made of overlapping ring-shaped thin plates and a large number of metal blocks 144 attached to it. The input pulley 150 includes a fixed flange 151 formed integrally with the input shaft 141 and a double piston 15.
a movable flange 155 driven by a hydraulic servo 154 of the input pulley having 2 and 153 to be axially displaced to increase or decrease the effective diameter of the input pulley;
Equipped with. The output pulley 160 is connected to the output shaft 1
A fixed flange 161 integrally formed with 42;
A movable flange 165 is provided which is driven by a hydraulic servo 164 of the output pulley having double pistons 162 and 163 to be displaced in the axial direction to increase or decrease the effective diameter of the output pulley.
デフアレンシヤルギア１７０は、入力ギアであ
る駆動大歯車１７１、ギアボツクス１７２、差動
小ギア１７３、差動大ギア１７４および車軸に連
結される出力軸１７５からなる。 The differential gear 170 includes a large drive gear 171 as an input gear, a gear box 172, a small differential gear 173, a large differential gear 174, and an output shaft 175 connected to an axle.
Ｖベルト式無段変速機の出力軸の一端にはガバ
ナ弁２５が設けられ、他端には出力ギア１８８が
回転自在に支持されるとともに減速用プラネタリ
ギアセツト１８０が設けられている。減速用プラ
ネタリギアセツト１８０は、出力軸１４２に連結
されたサンギア１８１、トランスミツシヨンケー
ス２２０に固定されたリングギア１８２、前記出
力ギア１８８に連結されたキヤリヤ１８３、サン
ギア１８１とリングギア１８２とに歯合するとと
もにキヤリヤ１８３に回転自在に支持されたプラ
ネタリギア１８４とからなる出力ギア１８８はチ
エーン１９０により前記デフアレンシヤルギアの
駆動大歯車１７１に連結されている。 A governor valve 25 is provided at one end of the output shaft of the V-belt type continuously variable transmission, and an output gear 188 is rotatably supported at the other end, and a reduction planetary gear set 180 is provided at the other end. The planetary gear set 180 for deceleration includes a sun gear 181 connected to the output shaft 142, a ring gear 182 fixed to the transmission case 220, a carrier 183 connected to the output gear 188, and the sun gear 181 and the ring gear 182. An output gear 188 consisting of a planetary gear 184 which meshes with each other and is rotatably supported by a carrier 183 is connected by a chain 190 to the large drive gear 171 of the differential gear.
第２図は第１図に示した車両用無段自動変速機
を車両走行条件に応じて変速制御するための制御
装置であり、且つ前記車両走行条件を入力とする
電子制御装置と該電子制御装置により制御される
油圧制御装置とからなる車両用無段自動変速機の
制御装置における油圧制御装置を示す。 FIG. 2 shows a control device for controlling the speed change of the continuously variable automatic transmission for a vehicle shown in FIG. 1 shows a hydraulic control device in a control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle, which includes a hydraulic control device controlled by the device.
本実施例の油圧制御装置は、油圧源であり機関
により駆動される前記オイルポンプ２０、車速な
いしはＶベルト式無段変速機の出力軸回転速度に
対応したガバナ圧を出力する前記ガバナ弁２５、
油圧制御装置にプライマリライン圧を供給するプ
ライマリレギユレータ弁３０、油圧制御装置にセ
カンダリライン圧を供給するセカンダリレギユレ
ータ弁３５、スロツトル開度に応じたスロツトル
圧を出力するスロツトル弁４０、ガバナ圧に対応
したカツトバツク圧をスロツトル弁に出力し、ス
ロツトル圧を車速（ガバナ圧）に関連させるカツ
トバツク弁４５、プライマリレギユレータ弁にガ
バナ圧に関連して調圧したスロツトルコントロー
ル圧を出力するライン圧調整弁４７、車両走行条
件に応じて入力プーリの油圧サーボへの作動油を
給排を制御しＶベルト式無段変速機の減速比を増
減させる減速比制御機構５０、Ｖベルト式無段変
速機の出力プーリの油圧サーボに供給される油圧
の種類を前記減速比制御機構５０の作動に対して
プライマリライン圧からセカンダリライン圧に交
換するシフトシーケンス機構６０、入力プーリの
定常走行時の油圧サーボの油圧をバランスさせる
とともに油圧サーボの油圧の洩れを補う入力プー
リモジユレータ機構６６、運転席に設けられたシ
フトレバーにより動かされ遊星歯車変速機構１２
０の前進、後進を切換えるマニユアル弁７０、Ｎ
→ＤシフトおよびＮ−Ｒシフト時における多板ク
ラツチまたは多板ブレーキの係合を円滑に行うと
ともにＤレンジでの慣性走行を行うためのシフト
制御機構７５、およびトルクコンバータ１００の
直結クラツチ１０８を作動させるロツクアツプ制
御機構８０を有する。 The hydraulic control device of this embodiment includes the oil pump 20 which is a hydraulic source and is driven by an engine, the governor valve 25 which outputs a governor pressure corresponding to the vehicle speed or the output shaft rotation speed of the V-belt continuously variable transmission;
A primary regulator valve 30 that supplies primary line pressure to the hydraulic control device, a secondary regulator valve 35 that supplies secondary line pressure to the hydraulic control device, a throttle valve 40 that outputs throttle pressure according to the throttle opening, and a governor. The cutback valve 45 outputs a cutback pressure corresponding to the pressure to the throttle valve, and relates the throttle pressure to the vehicle speed (governor pressure).The cutback valve 45 outputs a throttle control pressure adjusted in relation to the governor pressure to the primary regulator valve. A line pressure adjustment valve 47, a reduction ratio control mechanism 50 that controls the supply and discharge of hydraulic oil to the hydraulic servo of the input pulley and increases or decreases the reduction ratio of the V-belt continuously variable transmission according to vehicle running conditions; A shift sequence mechanism 60 for changing the type of hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo of the output pulley of the step-change transmission from the primary line pressure to the secondary line pressure in response to the operation of the reduction ratio control mechanism 50, when the input pulley is running steadily. An input pulley modulator mechanism 66 that balances the oil pressure of the hydraulic servo and compensates for oil pressure leakage of the hydraulic servo, and a planetary gear transmission mechanism 12 that is operated by a shift lever provided at the driver's seat.
Manual valve 70, N that switches between forward and backward movement of 0
→ Activates the shift control mechanism 75 for smooth engagement of the multi-disc clutch or multi-disc brake during the D shift and the N-R shift, and for inertial running in the D range, and the direct coupling clutch 108 of the torque converter 100. It has a lockup control mechanism 80 that allows the lockup to be performed.
オイルポンプ２０は、ボデイ２０１内に、一方
にスプリング２０２が背設され、他方は油圧サー
ボ２０３とされたスライドケーシング２０４が支
点２０５を中心にスライド可能な状態で収納され
さらにスライドケーシング２０４内にベーン２０
６付ロータ２０７が取付けられてなる容積可変型
ベーンポンプであり、油溜り２０８の油をオイル
ストレーナ２０９を介して吸い込み油路１に吐出
する。 In the oil pump 20, a slide casing 204, which has a spring 202 on one side and a hydraulic servo 203 on the other side, is housed in a body 201 so as to be slidable about a fulcrum 205. 20
This is a variable displacement vane pump equipped with a rotor 207 with a 6-piece rotor 207, and sucks oil from an oil reservoir 208 through an oil strainer 209 and discharges it into the oil passage 1.
ガバナ弁２５は公知の構成を有し、Ｖベルト式
無段変速機の出力軸に取付けられ、油路１から供
給されたライン圧を車両速度と対応する前記Ｖベ
ルト式無段変速機の出力軸回転数に応じて調圧
し、第３図に示すガバナ圧として油路６に出力す
る。 The governor valve 25 has a known configuration and is attached to the output shaft of the V-belt continuously variable transmission, and controls the line pressure supplied from the oil passage 1 to the output of the V-belt continuously variable transmission corresponding to the vehicle speed. The pressure is regulated according to the shaft rotation speed and output to the oil passage 6 as governor pressure shown in FIG.
プライマリレギユレータ弁３０は、一方（図示
下方）にスプリング３１が背設されたスプール３
２と、前記スプリング３１と同方向から前記スプ
ール３２を押圧するよう前記スプール３２に当接
して図示下方に直列的に設けられたレギユレータ
プランジヤ３３を有する。レギユレータプランジ
ヤ３３には大径の上側ランド３３１と小径の下側
ランド３３２とが設けられ、上側ランド３３１の
有効受圧面には、チエツク弁３４および油路１１
を介して油路７Ｂから供給されるライン圧調整弁
４７の出力したスロツトルコントロール圧または
オリフイス３４１を介して油路６に連絡した油路
６Ａから供給されるガバナ圧が印加され、小径の
下側ランド３３２には油路７を介したスロツトル
圧が印加され、これら入力油圧に応じた押圧力で
スプール３２を図示上方に押し上げる。スプール
３２は、図示上方からオリフイス３０１を介して
図示上端ランドに印加されるプライマリライン圧
のフイードバツクと、図示下方から受ける前記ス
プリング３１のばね荷重および前記レギユレータ
プランジヤ３３の押圧力とにより変位され、油路
１と油路２との連通面積を増減させ余剰油を油路
２に流出させるとともに油路２からの流出能力を
上回る余剰油はドレインポート３０２からドレイ
ンさせる。これにより油路１の油圧は車両の走行
条件である車速（ガバナ圧）スロツトル開度（ス
ロツトル圧）とに関連した第４図に示すプライマ
リライン圧Ｐ１が発生する。 The primary regulator valve 30 includes a spool 3 having a spring 31 on its back on one side (lower side in the figure).
2, and a regulator plunger 33 which is provided in series at the lower side in the figure, in contact with the spool 32 so as to press the spool 32 from the same direction as the spring 31. The regulator plunger 33 is provided with an upper land 331 of a large diameter and a lower land 332 of a small diameter.
Throttle control pressure outputted from the line pressure regulating valve 47 supplied from the oil passage 7B via the orifice 341 or governor pressure supplied from the oil passage 6A connected to the oil passage 6 via the orifice 341 is applied. Throttle pressure is applied to the side land 332 via the oil passage 7, and the spool 32 is pushed upward in the drawing by a pressing force corresponding to the input oil pressure. The spool 32 is displaced by the feedback of the primary line pressure applied from above in the figure through the orifice 301 to the top end land in the figure, and the spring load of the spring 31 and the pressing force of the regulator plunger 33 received from below in the figure. The communication area between the oil passage 1 and the oil passage 2 is increased or decreased to allow excess oil to flow out into the oil passage 2, and excess oil exceeding the outflow capacity from the oil passage 2 is drained from the drain port 302. As a result, the oil pressure in the oil passage 1 generates a primary line pressure P1 shown in FIG. 4, which is related to vehicle speed (governor pressure) and throttle opening (throttle pressure), which are the running conditions of the vehicle.
セカンダリレギユレータ弁３５は、一方（図示
下方）にスプリング３６が背設されたスプール３
７と、該スプール３７に当接して図示下方に直列
的に設けられプランジヤ３８とを有し、セカンダ
リライン圧を出力する第１ポート３７１、セカン
ダリライン圧を調圧する際の余剰油をトルクコン
バータ１００および自動変速機の潤滑必要部に供
給する第２ポート３７２、容積可変型オイルポン
プ２０へ吐出油量を制御するための油圧を出力す
る第３ポート３７３、ドレインポート３５２，３
５３、車両運転条件に応じた入力油圧であるスロ
ツトル圧の入力ポート３５４、およびセカンダリ
ライン圧の入力ポート３５５を備える。 The secondary regulator valve 35 includes a spool 3 having a spring 36 on its back on one side (lower side in the figure).
7 and a plunger 38 provided in series in the lower part of the figure in contact with the spool 37, a first port 371 that outputs secondary line pressure, and a torque converter 100 that outputs excess oil when regulating the secondary line pressure. and a second port 372 that supplies the parts that require lubrication of the automatic transmission, a third port 373 that outputs hydraulic pressure to control the amount of oil discharged to the variable displacement oil pump 20, and a drain port 352,3.
53, an input port 354 for throttle pressure, which is input oil pressure depending on vehicle operating conditions, and an input port 355 for secondary line pressure.
第２ポート３７２に連絡する油路５は、比較的
大径で設定された直径を有するオリフイス３９１
を介して、トルクコンバータのロツクアツプ制御
弁８１を経てトルクコンバータ１００に作動油を
供給する油路５Ａと連絡し、且つ中径で所定の直
径に設定されたオリフイス３９２を介して、自動
変速機の潤滑必要部へ潤滑油を供給する油路５Ｂ
に連絡している。 The oil passage 5 communicating with the second port 372 is connected to an orifice 391 having a relatively large diameter.
It communicates with the oil passage 5A that supplies hydraulic oil to the torque converter 100 via the lock-up control valve 81 of the torque converter, and also communicates with the oil passage 5A that supplies hydraulic oil to the torque converter 100 through the lock-up control valve 81 of the torque converter. Oil passage 5B that supplies lubricating oil to parts that require lubrication
is in contact with.
セカンダリライン圧の発生している油路２と前
記ロツクアツプ制御弁８１に連絡する油路５Ａと
は、小径のオリフイス３９３を介して連絡され、
且つ油路２と前記潤滑油供給用の油路５Ｂとは、
さらに小径のオリフイス３９４を介して連絡して
いる。 The oil passage 2 in which the secondary line pressure is generated and the oil passage 5A communicating with the lock-up control valve 81 are connected via a small diameter orifice 393.
In addition, the oil passage 2 and the oil passage 5B for supplying lubricating oil are:
Further communication is provided via a small diameter orifice 394.
このセカンダリレギユレータ弁３５はつぎのよ
うに作用する。 This secondary regulator valve 35 operates as follows.
このセカンダリレギユレータ弁３５は、スプー
ル３７が、図示上方からオリフイス３５１を介し
て図示上端ランドに印加される油路２のセカンダ
リライン圧のフイードバツクを受け、図示下方か
らは前記スプリング３６によるばね荷重と油路７
からプランジヤ３８に印加されるスロツトル圧と
を受けて変位され、油路２に連絡する第１ポート
３７１と潤滑油等の供給油路５に連絡する第２ポ
ート３７２との連絡面積を増減させて、プライマ
リレギユレータ弁３０によるプライマリライン圧
の調圧の際の余剰油流出油路である油路２の油圧
を、入力油圧であるスロツトル圧に応じて調圧
し、第５図に示すセカンダリライン圧Ｐを出力、
且つ、オイルポンプの油圧サーボ２０３に制御油
圧を出力する油路８と連絡した第３ポート３７３
と油路２に連絡する第１ポート３７１およびドレ
インポート３５２との連絡面積を調整して油圧サ
ーボ２０３へ油圧を出力し、オイルポンプ２０の
吐出容量を制御している。 In this secondary regulator valve 35, the spool 37 receives the feedback of the secondary line pressure of the oil passage 2 applied from the upper side in the figure via the orifice 351 to the upper end land in the figure, and receives the spring load from the spring 36 from the lower side in the figure. and oil road 7
It is displaced in response to the throttle pressure applied to the plunger 38 from above, and increases or decreases the communication area between the first port 371 communicating with the oil passage 2 and the second port 372 communicating with the supply oil passage 5 for lubricating oil, etc. When the primary line pressure is regulated by the primary regulator valve 30, the oil pressure in the oil passage 2, which is the oil passage through which excess oil spills, is regulated in accordance with the input oil pressure, which is the throttle pressure, and the secondary line shown in FIG. Outputs pressure P,
and a third port 373 communicating with the oil passage 8 that outputs control oil pressure to the oil pump hydraulic servo 203.
The communication area between the first port 371 and the drain port 352, which communicate with the oil passage 2, is adjusted to output hydraulic pressure to the hydraulic servo 203, thereby controlling the discharge capacity of the oil pump 20.
第６図にスロツトル圧を一定とした場合の、ス
プール３７の変位量と油路５Ａ、油路５Ｂ、油路
８の油圧変化の特性を示す。 FIG. 6 shows the displacement of the spool 37 and the characteristics of oil pressure changes in the oil passages 5A, 5B, and 8 when the throttle pressure is constant.
セカンダリライン圧が設定した適正範囲にある
とき（第６図においてＡゾーン）。 When the secondary line pressure is within the set appropriate range (zone A in Figure 6).
第１ポート３７１と第２ポート３７２とが連通
し、油路５に油圧が発生しており、油路５Ａのト
ルクコンバータ供給圧および油路５Ｂの潤滑油圧
は主にそれぞれオリフイス３９１および３９２を
介して油圧が十分に供給され適正値にある。 The first port 371 and the second port 372 communicate with each other, and hydraulic pressure is generated in the oil passage 5, and the torque converter supply pressure in the oil passage 5A and the lubricating oil pressure in the oil passage 5B are mainly transmitted through orifices 391 and 392, respectively. Hydraulic pressure is sufficiently supplied and at an appropriate value.
エンジンが低回転数で運転されオイルポンプ２
０の吐出油量が少なく、これによりプライマリレ
ギユレータ弁３０から油路２に排出される余剰油
が少なく、且つ油温が高いため油圧回路の各所か
ら油洩れが多くなり、これらによりセカンダリラ
イン圧が設定した適正範囲より低レベルとなつた
とき（第６図においてＢゾーン）。 The engine is running at low rpm and the oil pump 2
0, the amount of oil discharged from the primary regulator valve 30 is small, and the excess oil discharged from the primary regulator valve 30 to the oil path 2 is also small, and the oil temperature is high, resulting in increased oil leakage from various parts of the hydraulic circuit. When the pressure falls below the set appropriate range (zone B in Figure 6).
スプール３７は図示上方に変位して第２ポート
３７２を閉じ、油路５からの余剰油の排出を停止
してセカンダリライン圧の保圧を図る。このと
き、油路５Ａに圧油が全く供給されないと、トル
クコンバータ１００においては直結クラツチ１０
８の解放状態が確実に保てず直結クラツチの引摺
による摩耗と、オイルクーラーへの作動油の循環
が不十分となることによりトルクコンバータ内の
作動油の過昇温とが発生しやすい。本発明では油
路２から小径のオリフイス３９３を介して必要最
小限の作動油を油路５Ａ内に供給し、該油路５Ａ
から直結クラツチ制御弁８１を経てトルクコンバ
ータ１００に供給し、前記直結クラツチの引摺お
よび作動油の過昇温を防止している。また油路５
Ｂに潤滑油が全く供給されないと潤滑が必要な摺
動部において焼付が生じやすくなるため、さらに
小径のオリフイス３９４を介して必要最小限潤滑
油を供給している。なおこれら小径のオリフイス
３９３および３９４を介して流路２から流出する
圧油の油量は微小であるため流路２のセカンダリ
ライン圧の保圧にはほとんど影響を与えない。 The spool 37 is displaced upward in the drawing to close the second port 372, stopping the discharge of excess oil from the oil passage 5 and maintaining the secondary line pressure. At this time, if no pressure oil is supplied to the oil passage 5A, the direct coupling clutch 10 in the torque converter 100
8 cannot be reliably maintained in the released state, resulting in wear due to the drag of the direct coupling clutch, and insufficient circulation of the hydraulic oil to the oil cooler, which tends to cause excessive temperature rise of the hydraulic oil in the torque converter. In the present invention, the minimum required amount of hydraulic oil is supplied from the oil passage 2 through the small diameter orifice 393 into the oil passage 5A.
The torque is supplied to the torque converter 100 through the direct coupling clutch control valve 81, thereby preventing the direct coupling clutch from dragging and preventing the hydraulic oil from rising in temperature excessively. Also oil road 5
If no lubricating oil is supplied to B, the sliding parts that require lubrication are likely to seize, so the minimum necessary lubricating oil is supplied through an orifice 394 having a smaller diameter. Note that the amount of pressure oil flowing out from the flow path 2 through these small-diameter orifices 393 and 394 is so small that it hardly affects the maintenance of the secondary line pressure in the flow path 2.
エンジンが高回転数域で運転され、オイルポン
プ２０の吐出油路が多く、これによりプライマリ
レギユレータ弁３０から油路２に排出される余剰
油が多いとき（第６図Ｃゾーン）。 When the engine is operated in a high rotational speed range and there are many discharge oil passages of the oil pump 20, so that there is a large amount of surplus oil discharged from the primary regulator valve 30 to the oil passage 2 (Zone C in FIG. 6).
セカンダリライン圧が適正範囲より高くなるた
め、スプール３７は図示下方に変位し第３ポート
３７３と第１ポート３７１とが連絡し、油路８か
らオイルポンプ２０の油圧サーボ２０３に圧油が
供給されオイルポンプ２０の吐出油量が低減し、
これにより前記プライマリレギユレータ弁３０の
余剰油を減少させてセカンダリライン圧を設定し
た適正範囲まで降圧させるよう作用する。このオ
イルポンプ２０の吐出容量の低減により、オイル
ポンプ２０が消費するエンジンの出力トルクは低
減し、エンジン出力の増大ができるとともに燃費
の向上が図れる。 Since the secondary line pressure becomes higher than the appropriate range, the spool 37 is displaced downward in the figure, the third port 373 and the first port 371 communicate with each other, and pressure oil is supplied from the oil path 8 to the hydraulic servo 203 of the oil pump 20. The amount of oil discharged from the oil pump 20 is reduced,
This reduces the excess oil in the primary regulator valve 30 and lowers the secondary line pressure to a set appropriate range. By reducing the discharge capacity of the oil pump 20, the output torque of the engine consumed by the oil pump 20 is reduced, making it possible to increase the engine output and improve fuel efficiency.
なおこのセカンダリライン圧は前記プライマリ
レギユレータ弁３０が油路１に出力するプライマ
リレギユレータ圧の約1/2程度となつている。 Note that this secondary line pressure is approximately 1/2 of the primary regulator pressure outputted to the oil passage 1 by the primary regulator valve 30.
スロツトル弁４０は、一方（図示上方）にスプ
リング４１が背設されたスプール４２と、該スプ
ール４２にスプリング４３を介して直列的に配さ
れ、バルブボデイから突出した一端４４Ａ（図示
下端）は機関のスロツトル開度に応じて回転動す
るスロツトルカム（図示せず）の作用面に当接し
たスロツトルプランジヤ４４とを有する。スロツ
トルプランジヤ４４は図示上側の大径ランド４４
１と図示下側の小径ランド４４２とを有し、前記
スロツトルカムによる押圧力に加えて、大径ラン
ド４４１の有効受圧面に油路７のスロツトル圧が
印加され下側の小径ランド４４２の有効受圧面に
は油路７Ａのカツトバツク圧を受け、図示上方に
変位され、スプリング４３を介してスプール４２
を上方に押圧する。スプール４２は下方から前記
スプリング４３による押圧力を受け、上方からス
プリング４１によるばね荷重を上端ランド４２１
から有効受圧面に印加される油路７Ａのカツトバ
ツク圧と、オリフイス４０１を介して中間ランド
４２２の有効受圧面に印加されるスロツトル圧の
フイードバツクとを受けて変位され、油路２と油
路７との連通面積を増減させ、油路２から供給さ
れたセカンダリーライン圧をスロツトル開度およ
びガバナ圧（出力軸回転数）に関連して変化する
第７図に示すスロツトル圧に調整する。 The throttle valve 40 has a spool 42 having a spring 41 on its back on one side (upper side in the drawing), and is arranged in series with the spool 42 via a spring 43, and one end 44A (lower end in the drawing) protruding from the valve body is connected to the engine. The throttle plunger 44 is in contact with the operating surface of a throttle cam (not shown) that rotates in accordance with the throttle opening. The throttle plunger 44 is a large diameter land 44 on the upper side in the figure.
In addition to the pressing force from the throttle cam, the throttle pressure of the oil passage 7 is applied to the effective pressure-receiving surface of the large-diameter land 441, thereby increasing the effective pressure-receiving pressure of the lower small-diameter land 442. The surface receives the cutback pressure of the oil passage 7A, is displaced upward in the figure, and is connected to the spool 42 via the spring 43.
Press upward. The spool 42 receives the pressing force from the spring 43 from below, and the spring load from the spring 41 from above is applied to the upper end land 421.
The oil passage 2 and the oil passage 7 The secondary line pressure supplied from the oil passage 2 is adjusted to the throttle pressure shown in FIG. 7, which changes in relation to the throttle opening and governor pressure (output shaft rotational speed).
カツトバツク弁４５は、大径の下端ランド４６
１、中間ランド４６２、上端ランド４６３を有す
るスプール４６を備え、スプール４６が図示下方
に設定されているとき油路７と油路７Ａとが連絡
した油路７Ａにカツトバツク圧Pcが発生する。
スプール４６は、上方から下端ランド４６１の有
効受圧面積Ｓ１に油路６を介して供給されたガバ
ナ圧Pgを受け、オリフイス４５１を介して下方
から下端ランド４６１の受圧面積Ｓ２にカツトバ
ツク圧Pcを受けて上方に押圧されて、Pg×S1＝
Pc×S2の平衡式で表される平衡を保つよう変位
される。スプール４６が上方に変位して行くと油
路７Ａは油路７との連絡面積が減少するとととも
に油路７Ａはドレインポート４５１と連絡する面
積が増大して行くのでカツトバツク圧Pcは降下
し、Pg×S1＞Pc×S2となるのでスプール４６は
下方に動かされる。このようにしてスプール４６
はPg×S1＝Pc×S2の平衡式で決定される位置に
保持され油路７Ａに出力するカツトバツク圧を調
圧する。第８図にカツトバツク圧Pc特性を示す。 The cutback valve 45 has a large diameter lower end land 46.
1. A spool 46 having an intermediate land 462 and an upper end land 463 is provided, and when the spool 46 is set downward in the drawing, a cutback pressure Pc is generated in the oil passage 7A where the oil passage 7 and the oil passage 7A communicate with each other.
The spool 46 receives governor pressure Pg supplied from above to the effective pressure receiving area S1 of the lower end land 461 via the oil passage 6, and receives cutback pressure Pc from below to the pressure receiving area S2 of the lower end land 461 from below via the orifice 451. Pg×S1=
It is displaced so as to maintain the equilibrium expressed by the equilibrium equation of Pc×S2. As the spool 46 is displaced upward, the area of the oil passage 7A communicating with the oil passage 7 decreases, and the area of the oil passage 7A communicating with the drain port 451 increases, so the cutback pressure Pc decreases and Pg Since ×S1>Pc×S2, the spool 46 is moved downward. In this way, the spool 46
is held at a position determined by the equilibrium equation of Pg×S1=Pc×S2 and regulates the cutback pressure output to the oil passage 7A. Figure 8 shows the cutback pressure Pc characteristics.
ライン圧調整弁４７は、一方（図示下方）にス
プリング４８が背設されたスプール４９を備え
る。スプール４９は下方から前記スプリング４８
のばね荷重を受け、上方から図示上端ランド４９
１に油路６のガバナ圧Pgを受けて変位され、ス
ロツトルコントロール圧を出力する油路７Ｂとス
ロツトル圧が供給される油路７およびドレインポ
ート４７１との連絡面積を調圧して、油路７Ｂに
出力するスロツトルコントロール圧を調圧する。
第３図にスロツトルコントロール圧Psmの特性を
示す。 The line pressure regulating valve 47 includes a spool 49 having a spring 48 on its back on one side (lower side in the figure). The spool 49 is connected to the spring 48 from below.
The upper end land 49 shown from above receives the spring load of
1 is displaced in response to the governor pressure Pg of the oil passage 6, and the communication area between the oil passage 7B that outputs the throttle control pressure, the oil passage 7 to which the throttle pressure is supplied, and the drain port 471 is adjusted, and the oil passage Adjust the throttle control pressure output to 7B.
Figure 3 shows the characteristics of the throttle control pressure Psm.
減速比制御機構５０は、入力プーリ１５０の油
圧サーボ１５４と油路１またはドレインポート５
１１との連絡を制御しＶベルト式無段変速機１７
の減速比を変更する減速比制御弁５１、入力プー
リ回転数、スロツトル開度など車両走行条件を入
力とする電子制御装置により制御されてON、
OFF作動し、前記減速比制御弁５１を制御する
アツプシフト電磁ソレノイド弁５５（以下アツプ
ソレノイド５５という）およびダウンシフト電磁
ソレノイド弁（以下ダウンソレノイド５６とい
う）５６とからなる。減速比制御弁５１は、一方
（図示下方）にスプリング５２が背設され、上端
ランド５３１と前記スプリング５２の上端が当接
した下端ランド５３４との間に中間ランド５３２
および５３３を有するスプール５３を有す、ラン
ド５３１と５３２との間の油室５２１は油路９に
連絡するとともにスプール５３が上方に変位する
と油路１に連絡し、スプール５３が下方に変位す
るとドレインポート５１１に連絡する。中間ラン
ド５３２と５３３との間の油室５２２は下端油室
５２４と連絡する油路１２Ａと連絡しランド５３
２により開口面積が調整されているドレインポー
ト５１１から油路１２Ａの油圧を漏らして調圧し
スプールを中間位置に保持させる。ドレインポー
ト５１１には切り欠き５１１Ａが設けられ油路１
２Ａからの油圧の洩れ量の変化漸変し、スプール
の中間位置の保持を円滑に行つている。中間ラン
ド５３３と下端ランド５３４との間の油室５２３
は、オリフイス５１２を介して油路６Ａと連絡
し、スプール５３が中間位置に保持されていると
き油路６Ａとドレインポート５１３とを連通させ
て油路６Ａを排圧し、スプール５３が上方に変位
したとき下端ランド５３４が油路６Ａとを連絡ポ
ート５１４を閉じて油路６Ａの油圧を保持すると
ともに下端油室５２４と連絡する油路１２Ａとの
連絡ポート５１５と前記ドレインポート５１３と
連通させて油路１２Ａを排圧する。アツプソレノ
イド５５は、オリフイス５５１を介して油路２か
らセカンダリライン圧が供給されるとともに減速
比制御弁５１の図示上端油室５２５に連絡する油
路２Ａに取付けられ、OFFのとき油路２Ａの油
圧をハイレベル（セカンダリーライン圧と同等）
に保持し、ONのとき油路２Ａの油圧を排圧す
る。ダウンソレノイド弁５６は、オリフイス５６
１を介して油路１２に連絡するとともに減速比制
御弁５１の下端油室５２４に連絡し、さらに減速
比制御弁のスプール５３が中間位置に保持されて
いるとき該スプールの油室５２２に連絡するポー
ト５１５に連絡する油路１２Ａに取付けられてお
り、OFFのとき油路１２Ａの油圧を保持し、ON
のとき油路１２Ａを排圧する。 The reduction ratio control mechanism 50 connects the hydraulic servo 154 of the input pulley 150 and the oil path 1 or the drain port 5.
Controls communication with 11 and V-belt continuously variable transmission 17
The reduction ratio control valve 51 changes the reduction ratio of
It consists of an upshift electromagnetic solenoid valve 55 (hereinafter referred to as up solenoid 55) and a downshift electromagnetic solenoid valve (hereinafter referred to as down solenoid 56) 56, which are turned off and control the reduction ratio control valve 51. The reduction ratio control valve 51 has a spring 52 installed behind it on one side (lower side in the figure), and an intermediate land 532 between an upper end land 531 and a lower end land 534 in contact with the upper end of the spring 52.
An oil chamber 521 between lands 531 and 532, which has a spool 53 having spools 53 and 533, communicates with oil passage 9 and communicates with oil passage 1 when the spool 53 is displaced upward, and when the spool 53 is displaced downward. Contact Drainport 511. The oil chamber 522 between the intermediate lands 532 and 533 communicates with the oil passage 12A which communicates with the lower end oil chamber 524, and the land 53
2, the hydraulic pressure of the oil passage 12A is leaked from the drain port 511 whose opening area is adjusted to adjust the pressure and hold the spool at an intermediate position. A notch 511A is provided in the drain port 511, and the oil passage 1
The amount of oil pressure leaking from 2A changes gradually, and the spool is smoothly maintained at the intermediate position. Oil chamber 523 between intermediate land 533 and lower end land 534
communicates with the oil passage 6A via the orifice 512, and when the spool 53 is held at the intermediate position, the oil passage 6A and the drain port 513 are communicated with each other to exhaust pressure in the oil passage 6A, and the spool 53 is displaced upward. At this time, the lower end land 534 connects the oil passage 6A with the communication port 514 to maintain the oil pressure in the oil passage 6A, and also connects the communication port 515 of the oil passage 12A, which communicates with the lower end oil chamber 524, with the drain port 513. The oil passage 12A is depressurized. The up solenoid 55 is connected to the oil passage 2A, which is supplied with secondary line pressure from the oil passage 2 via an orifice 551 and communicates with the illustrated upper end oil chamber 525 of the reduction ratio control valve 51. High oil pressure (equivalent to secondary line pressure)
When it is ON, the oil pressure in oil passage 2A is discharged. The down solenoid valve 56 has an orifice 56
1 to the oil passage 12 and to the lower end oil chamber 524 of the reduction ratio control valve 51, and further to the oil chamber 522 of the spool when the spool 53 of the reduction ratio control valve is held at an intermediate position. It is attached to the oil passage 12A that connects to port 515, which maintains the oil pressure in the oil passage 12A when it is OFF, and when it is turned ON.
At this time, the pressure in the oil passage 12A is exhausted.
上記構成において油路１のプライマリライン圧
はつぎのように制御なされる。 In the above configuration, the primary line pressure of the oil passage 1 is controlled as follows.
入力プーリ回転数、スロツトル開度などの車両
の走行条件を入力とする電子制御回路からシフト
アツプまたはシフトダウンのシフト信号が発せら
れるとアツプソレノイド５５またはダウンソレノ
イド５６がONされ、これにより減速比制御弁５
１のスプール５３が中間位置から上方または下方
に変位され、これによりスプール５３が中間位置
にあるときドレインポート５１３と油路６Ａが連
絡して排圧されていた油路６Ａに油路６Ａとドレ
インポート５１３との連絡が遮断されることによ
りシフト信号油圧として油路６Ａのガバナ圧が発
生し、該油路６Ａのガバナ圧はシフト信号油圧と
してチエツク弁３４および油路１１を介してレギ
ユレータプランジヤ３３の上ランド３３１に印加
されスプール３２を上方に押し上げる。このシフ
ト信号油圧によりレギユレータ弁３０の油路１と
油路２との連通面積を減少させる。これによりレ
ギユレータ弁３０により調整されるライン圧はレ
ベルアツプし第４図に示す如くレベルアツプす
る。 When a shift signal for upshifting or downshifting is issued from an electronic control circuit that receives vehicle driving conditions such as input pulley rotation speed and throttle opening, the up solenoid 55 or down solenoid 56 is turned on, which turns on the reduction ratio control valve. 5
The spool 53 of No. 1 is displaced upward or downward from the intermediate position, and as a result, when the spool 53 is in the intermediate position, the drain port 513 and the oil passage 6A are connected, and the oil passage 6A and the drain port 513 are connected to the oil passage 6A, which has been drained. By cutting off the communication with the port 513, the governor pressure in the oil passage 6A is generated as a shift signal oil pressure, and the governor pressure in the oil passage 6A is transmitted to the regulator via the check valve 34 and the oil passage 11 as a shift signal oil pressure. A force is applied to the upper land 331 of the plunger 33 and pushes the spool 32 upward. This shift signal oil pressure reduces the communication area between oil passage 1 and oil passage 2 of regulator valve 30. As a result, the line pressure regulated by the regulator valve 30 increases in level, as shown in FIG.
このように定常走行時には低いライン圧で入力
プーリの油圧サーボを一定に保ち、トルク比変化
時のみライン圧をレベルアツプし、このレベルア
ツプされたライン圧をアツプシフト時には入力プ
ーリの油圧サーボに供給し、ダウンシフト時には
出力プーリの油圧サーボに供給して減速比制御を
行つている。これによりＶベルト式無段変速機の
急激なアツプシフトおよびダウンシフトが可能と
なり、加減速性能の優れ、またシフト時以外には
必要とされるライン圧が低レベルで良く、オイル
ポンプでの機関の出力消耗が低減できる。本実施
例ではシフト信号油圧として車速または出力軸１
４２の回転数の増大に対応して第３図に示す如く
昇圧するガバナ圧を用いている。これはガバナ圧
の前記特性がシフト走行時に必要となるライン圧
を得るために適当であることによるがシフト信号
油圧はガバナ圧以外の他の油圧であつても良い。 In this way, during steady running, the input pulley's hydraulic servo is kept constant at a low line pressure, and the line pressure is leveled up only when the torque ratio changes, and this level-up line pressure is supplied to the input pulley's hydraulic servo during upshifts. During a downshift, it is supplied to the hydraulic servo of the output pulley to control the reduction ratio. This enables V-belt continuously variable transmissions to perform rapid upshifts and downshifts, providing excellent acceleration and deceleration performance, and requires only a low level of line pressure when not shifting. Output consumption can be reduced. In this embodiment, the shift signal oil pressure is the vehicle speed or the output shaft 1.
The governor pressure is increased as shown in FIG. 3 in response to an increase in the rotational speed of the engine 42. This is because the above-mentioned characteristics of the governor pressure are suitable for obtaining the line pressure required during shifting, but the shift signal oil pressure may be another oil pressure other than the governor pressure.
シフトシーケンス機構６０は、シフトシーケン
ス弁６１とチエツク弁６４、および６５とからな
る。 The shift sequence mechanism 60 consists of a shift sequence valve 61 and check valves 64 and 65.
シフトシーケンス弁６１は、一方（図示下方）
にスプリング６２が背設され、図示上端ランド６
３１、中間ランド６３２、前記スプリング６２の
上端が当接した図示下端ランド６３３を有するス
プール６３と、油路１に連絡するポート６１１、
出力プーリ１６０の油圧サーボ１６４へ作動油を
供給するための油路１０に連絡するポート６１
２、油路１２に連絡するポート６１３、ドレイン
ポート６１４を有する。チエツク弁６４は油路２
と油路１０とを連絡する油路に挿入され、チエツ
ク弁６５は油路２と油路１２とを連絡する油路に
挿入されている。 The shift sequence valve 61 is located on one side (lower side in the figure).
A spring 62 is provided on the back of the upper end land 6 shown in the figure.
31, a spool 63 having an intermediate land 632, a lower end land 633 shown in the figure with which the upper end of the spring 62 is in contact, and a port 611 communicating with the oil passage 1;
A port 61 that communicates with the oil passage 10 for supplying hydraulic oil to the hydraulic servo 164 of the output pulley 160
2. It has a port 613 communicating with the oil passage 12 and a drain port 614. Check valve 64 is connected to oil line 2
The check valve 65 is inserted into an oil passage communicating between the oil passage 2 and the oil passage 10, and the check valve 65 is inserted into an oil passage communicating between the oil passage 2 and the oil passage 12.
シフトシーケンス弁６１のスプール６３は、下
方から前記スプリング６２のばね荷重を受け、上
方からオリフイス６０１を介して供給される油路
９の受圧を上端ランド６３１に受けて変位され、
油路９の油圧が設定値以上（定常走行またはアツ
プシフト時）のとき図示下方に設定されて油路１
２と油路１０を連絡するとともに油路１と油路１
０との連絡を遮断し、さらに油路１と油路１３と
を連絡する。油路９の油圧が排圧（ダウンシフト
時）のとき図示上方に設定された油路１と油路１
０とを連絡するとともに油路１２をドレインポー
ト６１４に連絡して排圧し、さらに油路１と油路
１３との連絡を遮断する。チエツク弁６４は、シ
フトシーケンス弁のスプール６３が図示下方に設
定されているとき油路２のセカンダリライン圧を
油路１０および油路１２に供給する作用を行い、
チエツク弁６５は油路１２の油圧が油路２の油圧
より高くなつたとき油路１２の圧油を油路２に排
出する。出力軸回転数に対する油路９の油圧Ｐ
９、油路１０の油圧Ｐ１０、油路１２の油圧Ｐ１
２の変化を第９図に示す。 The spool 63 of the shift sequence valve 61 is displaced by receiving the spring load of the spring 62 from below and receiving pressure from the oil passage 9 supplied from above through the orifice 601 on the upper end land 631,
When the oil pressure in oil passage 9 is higher than the set value (during steady running or upshifting), the oil pressure in oil passage 1 is set to the lower position in the diagram.
2 and oil passage 10, and oil passage 1 and oil passage 1.
0, and further connects oil passage 1 and oil passage 13. Oil passage 1 and oil passage 1 set upward in the diagram when the oil pressure of oil passage 9 is exhaust pressure (during downshift)
At the same time, the oil passage 12 is connected to the drain port 614 to discharge pressure, and furthermore, the communication between the oil passage 1 and the oil passage 13 is cut off. The check valve 64 functions to supply the secondary line pressure of the oil passage 2 to the oil passage 10 and the oil passage 12 when the spool 63 of the shift sequence valve is set to the lower position in the figure.
The check valve 65 discharges the pressure oil in the oil passage 12 to the oil passage 2 when the oil pressure in the oil passage 12 becomes higher than the oil pressure in the oil passage 2. Oil pressure P of oil passage 9 relative to output shaft rotation speed
9. Oil pressure P10 of oil passage 10, oil pressure P1 of oil passage 12
Figure 9 shows the changes in 2.
入力プーリモジユレータ機構６６は、モジユレ
ータ弁６７とチエツク弁６９とからなる。モジユ
レータ弁６７は一方（図示下方）にスプリング６
７１が背設されたスプール６８を有し、チエツク
弁６９はモジユレータ弁６７の出力油路１３Ａと
入力プーリの油圧サーボ１５４への作動供給油路
９との間に挿入される。モジユレータ弁６７のス
プール６８は一方から前記スプリング６７１のば
ね荷重と油路６から供給されるガバナ圧とを受け
他方からはオリフイス６７２を介して図示上端ラ
ンドに印加される油路１３Ａの出力油圧のフイー
ドバツクを受けて変位され、油路１３Ａと油路１
３およびドレインポート６７３との連通面積を調
整して油路１３から供給されたライン圧を前記ガ
バナ圧に関連して調圧しラインモジユレータ圧
Pmとして油路１３Ａに出力する。 The input pulley modulator mechanism 66 consists of a modulator valve 67 and a check valve 69. The modulator valve 67 has a spring 6 on one side (lower in the figure).
A check valve 69 is inserted between the output oil path 13A of the modulator valve 67 and the operation supply oil path 9 to the hydraulic servo 154 of the input pulley. The spool 68 of the modulator valve 67 receives the spring load of the spring 671 and the governor pressure supplied from the oil passage 6 from one side, and receives the output oil pressure of the oil passage 13A through the orifice 672 from the other side to the upper end land shown in the figure. The oil passages 13A and 1 are displaced in response to feedback.
3 and the drain port 673 to adjust the line pressure supplied from the oil passage 13 in relation to the governor pressure to adjust the line modulator pressure.
It is output to the oil passage 13A as Pm.
第１０図にラインモジユレータ圧Pmと、定常
走行時に入力プーリの油圧サーボで必要される要
求圧Pnとを示す。 FIG. 10 shows the line modulator pressure Pm and the required pressure Pn required by the input pulley hydraulic servo during steady running.
従来の減速比制御機構においては、定常走行状
態を維持するには、入力プーリと出力プーリとに
引張られるＶベルトの張力が保持されるように、
遠心力により発生する油圧サーボ内の油圧を考慮
した静油圧を、それぞれのプーリの油圧サーボに
供給し、油圧サーボによるＶベルトの挟圧力を入
力プーリと出力プーリとでバランスさせる必要が
ある。しかるに入力プーリと出力プーリの回転数
は減速比（トルク比）にしたがつて変動するため
前記バランスを達成するため減速比制御機構を作
動させ入力プーリの油圧サーボへ作動油を供給し
たりまたは該入力プーリの油圧サーボから作動油
を排出させる必要があつた。このため定常走行に
おいても常にソレノイド弁がON、OFF作動し、
ソレノイド弁の負担が大きく、電磁ソレノイド弁
の耐久性の観点から不利であつた。 In the conventional reduction ratio control mechanism, in order to maintain a steady running state, the tension of the V-belt pulled by the input pulley and the output pulley is maintained.
It is necessary to supply hydrostatic pressure that takes into account the hydraulic pressure in the hydraulic servo generated by centrifugal force to the hydraulic servo of each pulley, and to balance the clamping force of the V-belt by the hydraulic servo between the input pulley and the output pulley. However, the rotational speeds of the input pulley and output pulley fluctuate according to the reduction ratio (torque ratio), so in order to achieve the above-mentioned balance, the reduction ratio control mechanism must be operated to supply hydraulic oil to the hydraulic servo of the input pulley or the like. It was necessary to drain hydraulic oil from the input pulley's hydraulic servo. Therefore, even during steady driving, the solenoid valve always operates ON and OFF.
This placed a heavy burden on the solenoid valve, which was disadvantageous from the viewpoint of durability of the electromagnetic solenoid valve.
入力プーリモジユレータ機構６６は、各スロツ
トル開度における機関の駆動力と定地走行抵抗と
のつりあう速度を求め、その状態（定常時）に必
要な入力プーリの油圧サーボを減速比制御機構を
介さず、入力プーリモジユレータ機構から供給し
て入力プーリの油圧サーボ圧をバランスさせ、こ
れにより減速比制御機構の定常走行あるいはダウ
ンシフトの維持をする時の前記ダウンシフトおよ
びアツプシフト電磁ソレノイド弁のON、OFF作
動回数を低減させている。 The input pulley modulator mechanism 66 determines the speed at which the driving force of the engine and the steady-state running resistance are balanced at each throttle opening, and adjusts the hydraulic servo of the input pulley necessary for that state (in steady state) to the reduction ratio control mechanism. The hydraulic servo pressure of the input pulley is balanced by supplying it from the input pulley modulator mechanism without using the downshift and upshift electromagnetic solenoid valves when maintaining steady running or downshift of the reduction ratio control mechanism. Reduces the number of ON and OFF operations.
つぎに減速比制御機構５０、シフトシーケンス
機構６０、入力プーリモジユレータ機構６６およ
び油圧調整装置のプライマリレギユレータ弁３０
の作用を説明する。 Next, the reduction ratio control mechanism 50, the shift sequence mechanism 60, the input pulley modulator mechanism 66, and the primary regulator valve 30 of the hydraulic adjustment device
Explain the effect of
車両の停車から発進時、
マニユアル弁がＮ位置に設定されているときは
ともにOFF状態にあつたアツプソレノイド弁５
５およびダウンソレノイド弁５６の内マニユアル
弁のＮ−Ｄシフト信号を入力した電子制御回路の
作用によりダウンソレノイド弁５６が短時間ON
され、スプール５３は図示下方に設定される。こ
れにより入力プーリの油圧サーボ１５４に作動油
を供給する油路９は、ドレインポート５１１と連
絡し排圧されて降圧する油路９の油圧が降圧して
設定値に達するとシフトシーケンス弁６１のスプ
ール６３はスプリング６２の作用で図示上方に変
位され、油路１と出力プーリの油圧サーボ１６４
に作動油を供給する油路１０とを連絡し油路１０
にプライマリライン圧を供給すると同時に油路１
２とドレインポート６１４とを連絡し油路１２を
排圧する。油路１０にプライマリライン圧が供給
されたことにより出力プーリの油圧サーボ１６４
は出力プーリの実効径を迅速に最大値に増大させ
るとともに該出力プーリの実効径の増大に伴うＶ
ベルト１４５の張力で入力プーリは可動フランジ
が押し動かされ、油圧サーボ１５４内の作動油の
排圧を促進させながら実効径を最小値に減少させ
る。これとともに油路１２Ａはドレインポート５
１３と連通して排圧され、且つ油路１２も排圧さ
れているのでダウンソレノイド弁５６のON、
OFFにかかわらず排圧状態が持続される。該油
路７Ｂのスロツトルコントロール圧が油路１１を
介してプライマリレギユレータ弁３０のレギユレ
ータプランジヤ３３に入力されてプライマリライ
ン圧をレベルアツプする。このレベルアツプされ
たプライマリライン圧が前述の如く出力プーリの
油圧サーボ１６４に供給されるので出力プーリ１
６０の実効径の増大を迅速且つ強力に行われてス
ムーズな車両の発進が可能となる。 When the vehicle starts from a stop, when the manual valve is set to the N position, both the up solenoid valves 5 are in the OFF state.
5 and the down solenoid valve 56, the down solenoid valve 56 is turned on for a short time by the action of the electronic control circuit that inputs the N-D shift signal of the manual valve.
The spool 53 is set downward in the figure. As a result, the oil passage 9 that supplies hydraulic oil to the input pulley's hydraulic servo 154 communicates with the drain port 511 and is discharged to lower the pressure.When the oil pressure in the oil passage 9 decreases and reaches the set value, the shift sequence valve 61 is activated. The spool 63 is displaced upward in the figure by the action of the spring 62, and the hydraulic servo 164 of the oil passage 1 and output pulley
The oil passage 10 is connected to the oil passage 10 that supplies hydraulic oil to the oil passage 10.
At the same time, primary line pressure is supplied to oil line 1.
2 and the drain port 614 to evacuate the oil passage 12. As the primary line pressure is supplied to the oil path 10, the hydraulic servo 164 of the output pulley is activated.
quickly increases the effective diameter of the output pulley to the maximum value, and as the effective diameter of the output pulley increases, V
The movable flange of the input pulley is pushed by the tension of the belt 145, reducing the effective diameter to the minimum value while promoting the discharge pressure of the hydraulic fluid in the hydraulic servo 154. Along with this, the oil passage 12A is connected to the drain port 5.
13 and the pressure is discharged, and the oil passage 12 is also discharged, so the down solenoid valve 56 is turned ON,
The exhaust pressure state is maintained regardless of whether it is OFF. The throttle control pressure in the oil passage 7B is input to the regulator plunger 33 of the primary regulator valve 30 via the oil passage 11 to raise the level of the primary line pressure. This level-up primary line pressure is supplied to the output pulley hydraulic servo 164 as described above, so the output pulley 1
The effective diameter of 60 mm is increased quickly and strongly, making it possible to start the vehicle smoothly.
車両の発進からのアツプシフト時および走行中
の急速なアツプシフト時、
アツプソレノイド弁５５はONされ、ダウンソ
レノイド弁５６はOFFされる。これにより減速
比制御弁５１のスプール５３は図示上方に設定さ
れ、油路９と油路１とが連絡する。油路９にはプ
ライマリライン圧が供給されるのでシフトシーケ
ンス弁６０のスプール６３は図示下方に変位し、
油路１０と油路１との連絡は遮断されるとともに
油路１０と油路１２とが連絡される。このため油
路１０にはチエツク弁６４を介して油路２のセカ
ンダリライン圧が供給される。Ｖベルト式無段変
速機においては油路９からプライマリライン圧が
供給された入力プーリの油圧サーボ１５４の方が
油路１０からセカンダリライン圧が供給されてい
る出力プーリの油圧サーボ１６４より荷重が大き
く、入力プーリ１５０の実効径は増大し、出力プ
ーリ１６０の実効径は減少してアツプシフトがな
される。油路１０に供給されたセカンダリライン
圧は油路１２を介して油路１２Ａに導かれダウン
ソレノイド弁５６により油路１２Ａの油圧の制御
を可能にする。またスプール５３が図示上方に設
定されたことにより、油路６Ａとドレインポート
５１３との連通はランド５３４により遮断される
ので、油路６Ａのガバナ圧は保圧され、該油路６
Ａのガバナ圧はプライマリレギユレータ弁３０の
レギユレータプランジヤ３３に入力されてプライ
マリライン圧を第４図の如くレベルアツプする。
このレベルアツプされたプライマリライン圧が前
述の如く入力プーリの油圧サーボ１５４に供給さ
れるので入力プーリ１５０の実効径を迅速、且つ
強力に行うので車両の急速なシフトアツプがなさ
れ加速性能の優れた車両用無段自動変速機が得ら
れる。 When the vehicle is upshifted after starting or during a rapid upshift while the vehicle is running, the up solenoid valve 55 is turned on and the down solenoid valve 56 is turned off. As a result, the spool 53 of the reduction ratio control valve 51 is set upward in the figure, and the oil passage 9 and the oil passage 1 communicate with each other. Since the primary line pressure is supplied to the oil passage 9, the spool 63 of the shift sequence valve 60 is displaced downward in the figure.
Communication between oil passage 10 and oil passage 1 is cut off, and communication between oil passage 10 and oil passage 12 is established. Therefore, the secondary line pressure of the oil passage 2 is supplied to the oil passage 10 via the check valve 64. In the V-belt type continuously variable transmission, the input pulley's hydraulic servo 154 to which primary line pressure is supplied from the oil passage 9 has a higher load than the output pulley's hydraulic servo 164 to which the secondary line pressure is supplied from the oil passage 10. As a result, the effective diameter of input pulley 150 increases, and the effective diameter of output pulley 160 decreases, resulting in an upshift. The secondary line pressure supplied to the oil passage 10 is guided to the oil passage 12A via the oil passage 12, and allows the down solenoid valve 56 to control the oil pressure of the oil passage 12A. Furthermore, since the spool 53 is set upward in the figure, the communication between the oil passage 6A and the drain port 513 is blocked by the land 534, so the governor pressure of the oil passage 6A is maintained, and the oil passage 6A is
The governor pressure A is input to the regulator plunger 33 of the primary regulator valve 30 to raise the level of the primary line pressure as shown in FIG.
This level-up primary line pressure is supplied to the hydraulic servo 154 of the input pulley as described above, so the effective diameter of the input pulley 150 is quickly and powerfully adjusted, allowing the vehicle to shift up rapidly, resulting in a vehicle with excellent acceleration performance. A continuously variable automatic transmission is obtained.
定常走行時
アツプソレノイド弁５５およびダウンソレノイ
ド弁５６はともにOFFされている。During steady running, both the up solenoid valve 55 and the down solenoid valve 56 are turned off.
減速比制御弁５１のスプール５３は中間位置に
保持され、油路９は油路１およびドレインポート
５１１のいずれとも遮断されて油圧は保持され、
これによりシフトシーケンス弁６１のスプール６
３は図示下方に保持される。この状態において油
路９における作動油の洩れを補充または出力軸回
転数の増大に伴う減速比の微少な変更（増大）の
ための油路９への作動油の供給は油路１３からチ
エツク弁６９を介して入力プーリモジユレータ弁
によつてなされ、アツプソレノイド弁５５、ダウ
ンシフト弁５６のON、OFF作動なしになされ
る。これによりソレノイド弁５５および５６の耐
久性が向上できる。 The spool 53 of the reduction ratio control valve 51 is held at an intermediate position, the oil passage 9 is cut off from both the oil passage 1 and the drain port 511, and the oil pressure is maintained.
As a result, the spool 6 of the shift sequence valve 61
3 is held at the bottom in the figure. In this state, hydraulic oil is supplied to the oil passage 9 from the oil passage 13 through the check valve to replenish the leakage of hydraulic oil in the oil passage 9 or to slightly change (increase) the reduction ratio as the output shaft rotational speed increases. This is done by the input pulley modulator valve via the input pulley modulator valve 69, and it is done without turning on or off the up solenoid valve 55 or the downshift valve 56. This improves the durability of the solenoid valves 55 and 56.
通常のアツプシフト時およびゆるやかなアツプシ
フト時
電子制御装置の出力によりアツプソレノイド弁
５５は断続的にON、OFFさせ減速比制御弁のス
プール５３は振動的に上方に変位され油路１と油
路９とを小連通面積で連絡する。これにより油路
１からの油は徐々に油路９に流れ、油路９の油圧
は昇圧し、該油路９に連絡した入力プーリの油圧
サーボ１５４は前記油路１から油路９への作動油
の供給量に応じて入力プーリの実効径を増大さ
せ、アツプシフトがなされる。During normal upshifts and gradual upshifts, the up solenoid valve 55 is intermittently turned ON and OFF by the output of the electronic control device, and the spool 53 of the reduction ratio control valve is vibrated upward, and the oil passages 1 and 9 are connected to each other. communicate with each other with a small communication area. As a result, the oil from the oil path 1 gradually flows into the oil path 9, the oil pressure in the oil path 9 increases, and the hydraulic servo 154 of the input pulley connected to the oil path 9 moves from the oil path 1 to the oil path 9. Upshifting is performed by increasing the effective diameter of the input pulley in accordance with the amount of hydraulic oil supplied.
通常のダウンシフト時およびゆるやかなダウンシ
フト時
電子制御装置の出力によりダウンソレノイド弁
５６は断続的にON、OFFさせ減速比制御弁のス
プール５３は振動的に下方に変位されドレインポ
ート５１１と油路９とを小連通面積で連絡もす
る。これにより油路９の油圧は降圧し、該油路９
に連絡した入力プーリの油圧サーボ１５４は前記
油路９から油路５１１への作動油の排出量に応じ
て入力プーリの実効径を減少させ、ダウンシフト
がなされる。During a normal downshift and a gradual downshift, the down solenoid valve 56 is intermittently turned ON and OFF by the output of the electronic control device, and the spool 53 of the reduction ratio control valve is vibrated downward, and the drain port 511 and oil passage It also communicates with 9 through a small communication area. As a result, the oil pressure in the oil passage 9 decreases, and the oil pressure in the oil passage 9 decreases.
The hydraulic servo 154 of the input pulley connected to the input pulley reduces the effective diameter of the input pulley in accordance with the amount of hydraulic oil discharged from the oil passage 9 to the oil passage 511, thereby performing a downshift.
急なダウンシフト時
アツプソレノイド弁５５はOFFされ、ダウン
ソレノイド弁５６はONまたはOFFされる。これ
により減速比制御弁５１のスプール５３は図示下
方に設定され、油路９はドレインポート５１１に
連絡する。油路９は排圧され、これによりシフト
シーケンス弁６１のスプール６３はスプリング６
２の作用で図示上方に配設され油路１０は油路１
に連絡し出力プーリの油圧サーボ１６４にプライ
マリライン圧が供給されるとともに油路１２はド
レインポート６１４と連絡し排圧される。Ｖベル
ト式無段変速機１２０においては出力プーリの油
圧サーボにプライマリライン圧が供給されたこと
により出力プーリ１２０の実効径が急速に増大す
るとともにこの実効径の増大に伴うＶベルト１４
５の張力で入力プーリは可動フランジが押し動か
され、油圧サーボ１５４内の作動油の排圧を促進
させながら実効径を減少させる。このとき油路１
２Ａはドレンポート５１３と連絡し排圧されるの
でダウンシフトソレノイド弁５６のON、OFFの
如何にかかわらず排圧状態が持続される。またス
プール５３が図示下方に設定されたことにより油
路６Ａとドレインポート５１３との連通はランド
５３３により遮断されるので、油路６Ａのガバナ
圧は保圧され、該油路６Ａのガバナ圧はプライマ
リレギユレータ弁３０のレギユレータプランジヤ
３３に入力されてプライマリライン圧を第４図の
如くレベルアツプする。このレベルアツプされた
プライマリライン圧が前述の如く出力プーリの油
圧サーボ１６４に供給されるので出力プーリ１６
０の実効径の増大を迅速且つ強力に行われて、車
両の急加速がなされる。During a sudden downshift, the up solenoid valve 55 is turned OFF, and the down solenoid valve 56 is turned ON or OFF. As a result, the spool 53 of the reduction ratio control valve 51 is set downward in the figure, and the oil passage 9 communicates with the drain port 511. The pressure in the oil passage 9 is exhausted, and as a result, the spool 63 of the shift sequence valve 61 is pressed against the spring 6.
2, the oil passage 10 is arranged at the upper side in the figure and
The primary line pressure is supplied to the hydraulic servo 164 of the output pulley, and the oil passage 12 is connected to the drain port 614 for exhaust pressure. In the V-belt type continuously variable transmission 120, the effective diameter of the output pulley 120 rapidly increases due to the primary line pressure being supplied to the hydraulic servo of the output pulley, and as the effective diameter increases, the V-belt 14
With a tension of 5, the movable flange of the input pulley is pushed and moved, reducing the effective diameter while promoting the discharge pressure of the hydraulic fluid in the hydraulic servo 154. At this time, oil path 1
Since the port 2A communicates with the drain port 513 and is depressurized, the depressurized state is maintained regardless of whether the downshift solenoid valve 56 is turned on or off. Furthermore, since the spool 53 is set downward in the drawing, the communication between the oil passage 6A and the drain port 513 is blocked by the land 533, so the governor pressure of the oil passage 6A is maintained, and the governor pressure of the oil passage 6A is The pressure is input to the regulator plunger 33 of the primary regulator valve 30, and the primary line pressure is leveled up as shown in FIG. This level-up primary line pressure is supplied to the output pulley hydraulic servo 164 as described above, so the output pulley 16
The effective diameter of 0 is rapidly and strongly increased, and the vehicle is rapidly accelerated.
マニユアル弁７０は、運転席に設けたシフトレ
バーにより手動で変位されるスプール７１を備
え、スプール７１はシフトレバーにより設定され
るＰ（駐車）、Ｒ（後進）、Ｎ（中立）、Ｄ（前進）、
Ｌ
（ロー）の各シフト位置を有し、各シフト位置に
おいて表１に示す如く油路１および油路２と、油
路３および油路４とを連絡し、油路３および油路
４にライン圧またはセカンダリーライン圧を供給
するかあるいは油路３または油路４をドレインポ
ート７０１または７０３と連絡して排圧する。ま
たクラツチＣ１に連絡する油路４の排圧を行うド
レインポート７０２は開口が油面７１２の上に出
ているよう設定され、クラツチＣ１の油圧サーボ
内の残油によるクラツチの引ずりを防止してい
る。 The manual valve 70 includes a spool 71 that is manually displaced by a shift lever provided on the driver's seat. ),
L
(Low), and at each shift position, oil passages 1 and 2 are connected to oil passages 3 and 4 as shown in Table 1, and a line is connected to oil passages 3 and 4. pressure or secondary line pressure, or connect oil passage 3 or oil passage 4 with drain port 701 or 703 to exhaust pressure. In addition, the drain port 702 that drains pressure from the oil passage 4 that communicates with the clutch C1 is set so that its opening is above the oil level 712 to prevent the clutch from dragging due to residual oil in the hydraulic servo of the clutch C1. ing.
表 １
Ｐ Ｒ Ｎ Ｄ Ｌ
油路３ × 〇 × × ×
油路４ × × × △ △
表１において〇は油路１との連絡を示し、△は
油路２との連絡を示し、×は排圧を示す。 Table 1 P R N D L Oilway 3 × 〇 × × × Oilway 4 × × × △ △ In Table 1, 〇 indicates communication with oilway 1, △ indicates communication with oilway 2, and × Indicates exhaust pressure.
シフト制御機構７５は、シフト制御弁７６と、
オリフイス９１を介して油路２からセカンダリラ
イン圧が供給され、シフト制御弁７６の図示左端
油室に連絡する油路２Ｄに取付けられ該シフト制
御弁７６を電子制御装置の出力に応じて制御する
シフト制御用電磁ソレノイド弁（以下シフトソレ
ノイド弁という）７９とからなる。シフト制御弁
７６は、一方（図示右方）にスプリング７７が背
設され、図示左端ランド７８１、中間ランド７８
２および７８３、小径で前記スプリング７７の左
端が当接された図示右端ランド７８４とを有する
スプール７８を有する。スプール７８は、左方か
らランド７８１に前記油路２Ｄの油圧を受け、右
方から前記スプリング７７のばね荷重とブレーキ
Ｂ１の油圧サーボ１２２への作動油給排油路３ａ
からランド７８３の有効受圧面積（ランド７８３
の断面面積−ランド７８４の断面面積）に受ける
油圧のフイードバツクまたはクラツチＣ１の油圧
サーボ１２１への作動油の給排油路４ａからラン
ド７８４に受ける油圧のフイードバツクとを受け
て変位される。 The shift control mechanism 75 includes a shift control valve 76;
Secondary line pressure is supplied from the oil passage 2 via an orifice 91, which is attached to the oil passage 2D that communicates with the oil chamber at the left end in the diagram of the shift control valve 76, and controls the shift control valve 76 according to the output of the electronic control device. It consists of a shift control electromagnetic solenoid valve (hereinafter referred to as shift solenoid valve) 79. The shift control valve 76 is provided with a spring 77 on one side (right side in the figure), and has a left end land 781 in the figure and an intermediate land 78.
2 and 783, and a spool 78 having a small diameter and a right end land 784 in the figure, to which the left end of the spring 77 is abutted. The spool 78 receives the hydraulic pressure of the oil passage 2D on the land 781 from the left side, and receives the spring load of the spring 77 and the hydraulic oil supply/drain passage 3a to the hydraulic servo 122 of the brake B1 from the right side.
From the effective pressure receiving area of land 783 (land 783
(cross-sectional area of the land 784 - cross-sectional area of the land 784) or the feedback of the hydraulic pressure received from the land 784 from the hydraulic oil supply/discharge passage 4a to the hydraulic servo 121 of the clutch C1.
つぎにマニユアル弁７０および前記シフト制御
機構７５の作用を説明する。 Next, the functions of the manual valve 70 and the shift control mechanism 75 will be explained.
マニユアル弁がＮ位置（レンジ）からＤレンジ
にシフトされたとき、
油路３は排圧状態になり、油路４にセカンダリ
ライン圧が供給される。Ｎ→Ｄシフト信号により
Ｎレンジ時にOFFされていたシフトソレノイド
弁７９は設定された短時間ONされ、これにより
スプール７８は図示左方に設定される。このとき
油路４と油路４ａとは遮断され油路４ａはドレイ
ンポート７６１に連絡して排圧されておりクラツ
チＣ１は解放されている。デユーテイコントロー
ルによりON時間が漸減するようON−OFFされ
油路２Ｄの油圧は漸昇され、これによりスプール
７８は徐々に図示右方に変位され、油路４ａは油
路４との連通面積を増大させるとともにドレイン
ポート７６１との連通面積を減少させ、油路４ａ
の油圧はなめらかにセカンダリライン圧に漸近し
て行く。このようにしてなめらかなＮ→Ｄシフト
がなされる。一定時間後シフトソレノイド弁７９
はOFFされる。 When the manual valve is shifted from the N position (range) to the D range, the oil passage 3 becomes a discharge pressure state and the secondary line pressure is supplied to the oil passage 4. The N→D shift signal causes the shift solenoid valve 79, which had been turned off during the N range, to be turned on for a set short time, thereby setting the spool 78 to the left in the figure. At this time, the oil passage 4 and the oil passage 4a are cut off, the oil passage 4a is connected to the drain port 761, and the pressure is discharged, and the clutch C1 is released. The duty control turns ON and OFF so that the ON time gradually decreases, and the oil pressure of the oil passage 2D is gradually increased. As a result, the spool 78 is gradually displaced to the right in the figure, and the oil passage 4a has a communication area with the oil passage 4. is increased, and the communication area with the drain port 761 is decreased, and the oil passage 4a is
The oil pressure gradually approaches the secondary line pressure. In this way, a smooth N→D shift is performed. Shift solenoid valve 79 after a certain period of time
is turned off.
マニユアル弁がＮレンジからＲレンジにシフト
されたとき、
油路３にプライマリライン圧が供給され油路４
は排圧状態を維持する。Ｎ−Ｒシフト信号によ
り、ＮレンジにおいてはOFFされていたシフト
ソレノイド弁７９はデユーテイコントロールによ
りOFF時間が漸減するようON−OFFされ、これ
により油路２Ｄの油圧は漸降して行く。これによ
り図示右方に設定されていたスプール７８は徐々
に図示左方に変位され油路３ａはドレインポート
７６１との連通面積が漸減されるとともに油路３
との連通面積が漸増され、スムーズなＮ→Ｒシフ
トがなされる。一定時間後シフトソレノイド弁７
９はONされる。 When the manual valve is shifted from N range to R range, primary line pressure is supplied to oil path 3 and oil path 4
maintains the exhaust pressure state. In response to the N-R shift signal, the shift solenoid valve 79, which was turned off in the N range, is turned on and off so that the off time is gradually reduced by the duty control, whereby the oil pressure in the oil passage 2D gradually decreases. As a result, the spool 78, which had been set to the right in the drawing, is gradually displaced to the left in the drawing, and the area of communication between the oil passage 3a and the drain port 761 is gradually reduced, and the oil passage 3a is gradually displaced to the left in the drawing.
The area of communication between the two is gradually increased, and a smooth N→R shift is achieved. Shift solenoid valve 7 after a certain period of time
9 is turned on.
ソレノイド弁７７がONされているときは油路
２Ｄが排圧されるのでスプール７８は図示左方に
設定されて油路３と油路３ａを連絡し油圧サーボ
１２２に圧油が供給されてブレーキＢ１が係合す
るとともに油路４ａはドレインポート７６１と連
絡して排圧され、クラツチＣ１は解放される。こ
れにより遊星歯車変速機構１２０は後進状態とな
る。またソレノイド弁７９がOFFされていると
き油路２Ｄの油圧はセカンダリーライン圧とな
り、スプール７８は図示右方に設定されて油路４
は油路４ａに連絡するとともに油路３ａはドレイ
ンポート７６１に連絡する。これにより油圧サー
ボ１２１は圧油が供給され、油圧サーボ１２２は
排圧されてクラツチＣ１は係合しブレーキＢ１は
解放される。これにより遊星歯車変速機構１２０
は前進状態となる。 When the solenoid valve 77 is turned on, pressure is discharged from the oil passage 2D, so the spool 78 is set to the left in the figure to connect the oil passage 3 and the oil passage 3a, and pressure oil is supplied to the hydraulic servo 122 to brake. When B1 is engaged, the oil passage 4a communicates with the drain port 761 and is discharged, and the clutch C1 is released. As a result, the planetary gear transmission mechanism 120 enters the reverse traveling state. Furthermore, when the solenoid valve 79 is turned OFF, the oil pressure in the oil passage 2D becomes the secondary line pressure, and the spool 78 is set to the right in the figure, and the oil pressure in the oil passage 2D becomes the secondary line pressure.
is connected to the oil passage 4a, and the oil passage 3a is connected to the drain port 761. As a result, pressure oil is supplied to the hydraulic servo 121, pressure is discharged from the hydraulic servo 122, the clutch C1 is engaged, and the brake B1 is released. As a result, the planetary gear transmission mechanism 120
is in the forward state.
またＤレンジで走行中設定車速以下で且つ設定
スロツトル開度以下のとき電子制御装置の出力に
よりシフトソレノイド弁７９をONさせることで
クラツチＣ１を解放させ、遊星歯車変速機構の入
力軸と出力軸との間の連絡を解くことにより慣性
走行させ、これにより燃費の向上が図れる。 Furthermore, when the vehicle speed is below the set speed and the throttle opening is below the set throttle opening while driving in the D range, the shift solenoid valve 79 is turned ON by the output of the electronic control device, thereby releasing the clutch C1, and the input shaft and output shaft of the planetary gear transmission mechanism are connected. By breaking the connection between the two, it is possible to run inertia, thereby improving fuel efficiency.
ロツクアツプ制御機構８０は、ロツクアツプ制
御弁８１、ロツクアツプシグナル弁８５、および
補助装置としてロツクアツプ電磁ソレノイド弁８
８を有する。 The lock-up control mechanism 80 includes a lock-up control valve 81, a lock-up signal valve 85, and a lock-up electromagnetic solenoid valve 8 as an auxiliary device.
It has 8.
ロツクアツプ制御弁８１は、図示下方に配置さ
れたスプール８２と、該スプール８２にスプリン
グ８３を介して直列に配設されたプランジヤー８
４とを有する。スプール８２は、それぞれ同一径
の図示下端ランド８２１、中間ランド８２２、上
端ランド８２３を有し、プランジヤ８４はスプー
ル８２のランドより小外径に設定されている。 The lock-up control valve 81 includes a spool 82 disposed at the bottom in the figure, and a plunger 8 disposed in series with the spool 82 via a spring 83.
4. The spool 82 has a lower end land 821, an intermediate land 822, and an upper end land 823 shown in the figure, each having the same diameter, and the plunger 84 is set to have a smaller outer diameter than the land of the spool 82.
ロツクアツプシグナル弁８５は、一方にスプリ
ング８６が背設されたスプール８７を有し、該ス
プール８７は一方から前記スプリング８６のばね
荷重とオリフイス８８１を介して油路２と連絡す
る油路２Ｃの油圧を受け、他方から油路１０の油
圧を受けて変位され図示上方に設定されたとき油
路２と油路２Ｂとを連絡し、図示下方に設定され
たとき油路２Ｂと油路２と連絡を遮断するととも
に油路２Ｂをドレインポート８５１に連絡する。 The lock-up signal valve 85 has a spool 87 with a spring 86 on its back. When it receives oil pressure and is displaced by the oil pressure of oil passage 10 from the other side and is set upward in the figure, it connects oil passage 2 and oil passage 2B, and when it is set downward in the figure, it connects oil passage 2B and oil passage 2. The communication is cut off and the oil passage 2B is connected to the drain port 851.
ロツクアツプ電磁ソレノイド弁８８は、油路２
Ｃに取付けられ、ONされたとき該油路２Ｃの油
圧を排圧してロツクアツプシグナル弁８５のスプ
ール８７を油路１０の油圧の変化により変位可能
とし、OFFされたとき油路２Ｃの油圧を保持し
てロツクアツプシグナル弁８５のスプール８５を
図示上方にロツクする。 The lock-up electromagnetic solenoid valve 88 is connected to the oil path 2.
C, when it is turned ON, the hydraulic pressure of the oil passage 2C is discharged and the spool 87 of the lock-up signal valve 85 can be displaced by the change in the oil pressure of the oil passage 10, and when it is turned OFF, the oil pressure of the oil passage 2C is discharged. Hold it to lock the spool 85 of the lock-up signal valve 85 upward in the figure.
つぎにロツクアツプ制御機構８０の作用を説明
する。 Next, the operation of the lockup control mechanism 80 will be explained.
ロツクアツプ制御弁８１には、直結クラツチの
解放および係合を制御するための入力信号油圧と
して、油路２、ロツクアツプシグナル弁８５およ
び油路２Ｂを介してスプール８２の図示下端ラン
ド８２１の受圧面（受圧面積Ｌ２）にセカンダリ
ラインPsが印加され、油路１０からプランジヤ
ー８４の受圧面（受圧面積Ｌ１）に出力プーリの
油圧サーボ１６４の油圧Ｐ１０が対向油圧として
印加されている。 The lock-up control valve 81 receives an input signal hydraulic pressure for controlling the release and engagement of the direct coupling clutch through the oil passage 2, the lock-up signal valve 85, and the oil passage 2B on the pressure-receiving surface of the illustrated lower end land 821 of the spool 82. A secondary line Ps is applied to the (pressure receiving area L2), and a hydraulic pressure P10 of the hydraulic servo 164 of the output pulley is applied as a counter hydraulic pressure from the oil passage 10 to the pressure receiving surface (pressure receiving area L1) of the plunger 84.
(イ) 出力プーリの油圧サーボの１６４の油圧がプ
ライマリライン圧Ｐ１のとき、
このロツクアツプ制御弁８１は、P10＝P1で
あるからP10・L1＞Ps・L2となるようスプー
ル８２およびプランジヤー８４の受圧面積が設
定されている。このため油路１０の油圧Ｐ１０
がプライマリライン圧Ｐ１となつているときは
スプール８２は直結クラツチ解放側に固定さ
れ、入力信号油圧（セカンダリライン圧Ps）
の如何にかかわらず油路５Ａと油路５Ｃとを連
絡するとともに油路５０と油路５Ｆとを連絡す
る。作動油は油路２→セカンダリレギユレータ
弁３５→油路５→油路５Ａ→ロツクアツプ制御
弁８１→油路５Ｃ→油路５０→ロツクアツプ制
御弁８１→油路５Ｆ→オイルクーラーの順に流
れ、直結クラツチ１０８は解放されている。(a) When the hydraulic pressure of the output pulley hydraulic servo 164 is the primary line pressure P1, the lock-up control valve 81 receives the pressure of the spool 82 and plunger 84 so that P10・L1>Ps・L2 since P10=P1. The area is set. Therefore, the oil pressure P10 of the oil passage 10
is the primary line pressure P1, the spool 82 is fixed to the direct clutch release side, and the input signal oil pressure (secondary line pressure Ps)
Regardless of the above, the oil passage 5A and the oil passage 5C are connected, and the oil passage 50 and the oil passage 5F are connected. The hydraulic oil flows in the order of oil passage 2 → secondary regulator valve 35 → oil passage 5 → oil passage 5A → lock-up control valve 81 → oil passage 5C → oil passage 50 → lock-up control valve 81 → oil passage 5F → oil cooler. The direct coupling clutch 108 is released.
(ロ) 出力プーリの油圧サーボ１６４の油圧がセカ
ンダリライン圧のとき、
P10＝Ps
P10・L1＜Ps・L2
の関係によりスプール８２は図示上方（直結ク
ラツチ係合側）に設定され、油路５Ａと油路５
０とが連絡するとともに油路５Ｃはドレインポ
ート８１１に連絡する。作動油は油路２→セカ
ンダリレギユレータ弁３５→油路５→油路５Ａ
→ロツクアツプ制御弁８１→油路５０→油路５
Ｃ→ロツクアツプ制御弁のドレインポート８１
１の順に流れロツクアツプクラツチは係合す
る。第１１図にロツクアツプ制御弁８１のスプ
ールの位置と油路２Ｂの油圧Ｐ２Ｂおよび油路
１０の油圧Ｐ１０との関係を示し、第１２図に
車速に対するＰ２ＢおよびＰ１０の特性を示
す。(b) When the hydraulic pressure of the output pulley's hydraulic servo 164 is the secondary line pressure, the spool 82 is set upward in the figure (direct coupling clutch engagement side) due to the relationship P10=Ps P10・L1<Ps・L2, and the spool 82 is set upward in the figure (direct coupling clutch engagement side) and oil road 5
0 and the oil passage 5C communicates with the drain port 811. Hydraulic oil goes through oil path 2 → secondary regulator valve 35 → oil path 5 → oil path 5A
→ Lockup control valve 81 → Oil passage 50 → Oil passage 5
C→Drain port 81 of lock-up control valve
1, the lock-up clutch engages. FIG. 11 shows the relationship between the position of the spool of the lock-up control valve 81 and the oil pressure P2B in the oil passage 2B and the oil pressure P10 in the oil passage 10, and FIG. 12 shows the characteristics of P2B and P10 with respect to vehicle speed.
ロツクアツプシグナル弁８５は、受圧面積Ｌ
のスプール８７に図示上方から出力プーリの油
圧サーボ１６４の油圧である油路１０の油圧Ｐ
１０が印加され、図示下方からスプリング８６
のばね荷重SP２とオリフイス８８１を介して
油路２に連絡した油路２Ｃのセカンダリライン
圧Psとが印加される。 The lock-up signal valve 85 has a pressure receiving area L
The hydraulic pressure P of the oil passage 10, which is the hydraulic pressure of the hydraulic servo 164 of the output pulley, is shown from above on the spool 87 of the output pulley.
10 is applied, and the spring 86 is applied from below in the figure.
The spring load SP2 and the secondary line pressure Ps of the oil passage 2C connected to the oil passage 2 via the orifice 881 are applied.
(ハ) 油路１０の油圧Ｐ１０がプライマリライン圧
Ｐ１のとき、
P10＝P1
P10・Ｌ＞Ps・Ｌ＋SP2
の関係となるようばね荷重が設定されているた
め、スプール８７は図示下方に設定され、油路
２Ｂとドレインポート８５１とが連絡され油路
２Ｂは排圧される。この油路２Ｂの排圧により
前記ロツクアツプ制御弁のスプールは図示下方
に設定され直結クラツチは解放される。(c) When the oil pressure P10 of the oil passage 10 is the primary line pressure P1, the spring load is set so that the relationship P10=P1 P10・L>Ps・L+SP2 is established, so the spool 87 is set downward in the figure. The oil passage 2B and the drain port 851 are connected, and the oil passage 2B is evacuated. Due to this exhaust pressure in the oil passage 2B, the spool of the lock-up control valve is set to the lower position in the figure, and the direct coupling clutch is released.
(ニ) 油路１０の油路Ｐ１０がセカンダリライン圧
Psのとき
P10＝Ps
P10・Ｌ＜Ps・Ｌ＋SP2
となりスプール８７は図示上方に設定され油路
２Ｂは油路２と連絡してセカンダリライン圧
Psが供給される。(d) Oil passage P10 of oil passage 10 is secondary line pressure
When Ps, P10=Ps P10・L<Ps・L+SP2, so the spool 87 is set upward in the figure, and the oil path 2B communicates with the oil path 2 to provide secondary line pressure.
Ps is supplied.
よつて油路１０の油圧がプライマリライン圧
のときは、入力信号油圧（油路２Ｂの油圧）が
ロツクアツプ制御弁８１に供給されないため、
直結クラツチ１０は他の条件の如何にかかわら
ず解放される。 Therefore, when the oil pressure in the oil passage 10 is the primary line pressure, the input signal oil pressure (the oil pressure in the oil passage 2B) is not supplied to the lock-up control valve 81.
The direct coupling clutch 10 is released regardless of any other conditions.
(ホ) ロツクアツプソレノイド８８がONされてい
るとき、
前述の如くスプール８７は油路１０の油圧の
如何にかかわらず図示下方に固定され、油路２
Ｂは排圧されてロツクアツプ制御弁８１に入力
信号油圧は供給されず直結クラツチ１０８は解
放される。油路５Ｄと油路５Ｅとの間にはオリ
フイス５Ｇが設けられオイルクーラーへ油温の
過上昇防止に必要最小限の作動油をオイルクー
ラーへ常時供給している給されず直結クラツチ
１０８は解放される。(e) When the lock-up solenoid 88 is turned on, the spool 87 is fixed at the lower position in the figure regardless of the oil pressure in the oil passage 10, as described above, and the oil passage 2
B is exhausted, no input signal oil pressure is supplied to the lock-up control valve 81, and the direct coupling clutch 108 is released. An orifice 5G is provided between the oil passage 5D and the oil passage 5E, and the direct coupling clutch 108, which constantly supplies the minimum amount of hydraulic oil necessary to prevent the oil temperature from rising excessively to the oil cooler, is released. be done.
第１図は車両用無段自動変速機の骨格図、第２
図はその油圧制御装置の油圧回路図、第３図は該
油圧制御装置に設けられたガバナ弁の出力するガ
バナ圧特性およびライン圧調圧弁の出力するスロ
ツトルコントロール圧特性を示すグラフ、第４図
は本発明の車両用無段自動変速機の油圧制御装置
における油圧調整装置によるプライマリライン圧
特性を示すグラフ、第５図は本発明の車両用無段
自動変速機の油圧制御装置における油圧調整装置
によるセカンダリライン圧特性を示すグラフ、第
６図はセカンダリレギユレータ弁の各ポートから
の出力油圧特性を示すグラフ、第７図はスロツト
ル弁の出力するスロツトル圧特性を示すグラフ、
第８図はカツトバツク圧特性を示すグラフ、第９
図はシフトシーケンス弁の入力および出力油圧特
性を示すグラフ、第１０図は入力プーリモジユレ
ータ弁の出力するラインモジユレータ圧Pmと入
力プーリの必要油圧Pnとの特性を示すグラフ、
第１１図はロツクアツプ制御弁のスプールの位置
と入力信号油圧および対向油圧との関係を示すグ
ラフ、第１２図は車速に対するロツクアツプ制御
弁の入力信号油圧および対向油圧の特性を示すグ
ラフである。
図中、２０……容積可変型オイルポンプ、２５
……ガバナ弁、３０……プライマリレギユレータ
弁、３５……セカンダリレギユレータ弁、４０…
…スロツトル弁、４５……カツトバツク弁、４７
……ライン圧調整弁、５０……減速比制御機構、
５１……減速比制御弁、５５……アツプシフト電
磁ソレノイド弁、５６……ダウンシフト電磁ソレ
ノイド弁、６０……シフトシーケンス機構、６１
……シフトシーケンス弁、６６……入力プーリモ
ジユレータ機構、６７……モジユレータ弁、３
４，６４，６５，６９……チエツク弁、７０……
マニユアル弁、７５……シフト制御機構、７６…
…シフト制御弁、７９……シフト制御用電磁ソレ
ノイド弁、８０……ロツクアツプ制御機構、８１
……ロツクアツプ制御弁、８５……ロツクアツプ
シグナル弁、８８……ロツクアツプ電磁ソレノイ
ド弁、１００……トルクコンバータ、１２０……
前進後進切換え用遊星歯車変速機構、１４０……
Ｖベルト式無段変速機、１５０……入力プーリ、
１６０……出力プーリ、１７０……デフアレンシ
ヤルギア、１８０……出力ギア、１９０……チエ
ーン。
Figure 1 is a skeleton diagram of a continuously variable automatic transmission for vehicles, Figure 2
The figure is a hydraulic circuit diagram of the hydraulic control device, FIG. The figure is a graph showing the primary line pressure characteristics by the hydraulic pressure adjustment device in the hydraulic control device of the continuously variable automatic transmission for vehicles of the present invention, and Fig. 5 is the hydraulic pressure adjustment in the hydraulic control device for the continuously variable automatic transmission for vehicles of the present invention. A graph showing the secondary line pressure characteristics by the device, Fig. 6 a graph showing the output oil pressure characteristics from each port of the secondary regulator valve, Fig. 7 a graph showing the throttle pressure characteristics output from the throttle valve,
Figure 8 is a graph showing cutback pressure characteristics, Figure 9 is a graph showing cutback pressure characteristics.
The figure is a graph showing the input and output oil pressure characteristics of the shift sequence valve, and Figure 10 is a graph showing the characteristics of the line modulator pressure Pm output from the input pulley modulator valve and the required oil pressure Pn of the input pulley.
FIG. 11 is a graph showing the relationship between the spool position of the lockup control valve and the input signal oil pressure and opposing oil pressure, and FIG. 12 is a graph showing the characteristics of the input signal oil pressure and opposing oil pressure of the lockup control valve with respect to vehicle speed. In the figure, 20...variable volume oil pump, 25
...Governor valve, 30...Primary regulator valve, 35...Secondary regulator valve, 40...
... Throttle valve, 45 ... Cutback valve, 47
... Line pressure regulating valve, 50 ... Reduction ratio control mechanism,
51... Reduction ratio control valve, 55... Upshift electromagnetic solenoid valve, 56... Downshift electromagnetic solenoid valve, 60... Shift sequence mechanism, 61
...Shift sequence valve, 66...Input pulley modulator mechanism, 67...Modulator valve, 3
4,64,65,69...check valve, 70...
Manual valve, 75...Shift control mechanism, 76...
...Shift control valve, 79...Electromagnetic solenoid valve for shift control, 80...Lockup control mechanism, 81
... Lockup control valve, 85 ... Lockup signal valve, 88 ... Lockup electromagnetic solenoid valve, 100 ... Torque converter, 120 ...
Planetary gear transmission mechanism for forward/reverse switching, 140...
V-belt continuously variable transmission, 150...input pulley,
160...Output pulley, 170...Differential gear, 180...Output gear, 190...Chain.
Claims (1)
れる入力プーリ及び出力プーリと、これら入力プ
ーリ及び出力プーリ間を伝動するＶベルトとを有
する車両用無段自動変速機において、 油圧源と、 前記油圧源から吐出された圧油を所定油圧に調
圧し、該所定油圧を前記両油圧サーボに連絡した
第１の油路に出力する第１のポートと、余剰油圧
を第２の油路に出力する第２のポートとを有する
圧力調整弁と、 前記第２の油路に第１のオリフイスを介して連
絡されるとともに流体伝動装置に連絡される第１
の分岐油路と、 前記第２の油路に第２のオリフイスを介して連
絡されるとともに潤滑必要部に連絡される第２の
分岐油路と、 前記第１の油路と前記第１の分岐油路とを連絡
する第３のオリフイスと、 前記第１の油路と前記第２の分岐油路とを連絡
する第４のオリフイスとを備え、 前記圧力調整弁により調圧される所定油圧が設
定範囲内にあるときは、前記第２の油路から前記
第１及び第２のオリフイスを介して前記第１及び
第２の分岐油路に余剰油圧を供給し、前記所定油
圧が設定範囲より低くなつたときは、前記第１の
油路から前記第３及び第４のオリフイスを介して
前記第１及び第２の分岐油路に所定油圧を供給す
るとともに、 前記第１及び第２のオリフイスあるいは前記第
３及び第４のオリフイスにより前記第１及び第２
の分岐油路への油の分配量を制御することを特徴
とする車両用無段自動変速機の油圧制御装置。 ２ 前記第２のオリフイスの開口面積は前記第１
のオリフイスの開口面積より小さく、前記第３の
オリフイスの開口面積は前記第２のオリフイスの
開口面積より小さく、前記第４のオリフイスの開
口面積は前記第３のオリフイスの開口面積より小
さいことを特徴とする特許請求の範囲第１項記載
の車両用無段自動変速機の油圧制御装置。[Scope of Claims] 1. A continuously variable automatic transmission for a vehicle that includes an input pulley and an output pulley whose effective diameters are variable by a hydraulic servo, and a V-belt that transmits power between the input pulley and the output pulley. a first port that regulates the pressure oil discharged from the oil pressure source to a predetermined oil pressure and outputs the predetermined oil pressure to a first oil passage connected to both the hydraulic servos; a pressure regulating valve having a second port outputting to the oil passage; a first port communicating with the second oil passage via a first orifice and communicating with the fluid transmission device;
a second branch oil passage that is connected to the second oil passage via a second orifice and also to a part that requires lubrication; a branch oil passage that connects the first oil passage to the first oil passage; a third orifice communicating with the branch oil passage; and a fourth orifice communicating the first oil passage and the second branch oil passage, the predetermined oil pressure being regulated by the pressure regulating valve. is within the set range, excess hydraulic pressure is supplied from the second oil passage to the first and second branch oil passages via the first and second orifices, so that the predetermined oil pressure is within the set range. When the hydraulic pressure becomes lower, a predetermined hydraulic pressure is supplied from the first oil passage to the first and second branch oil passages via the third and fourth orifices, and at the same time, the first and second orifices or the third and fourth orifices.
A hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle, characterized in that the amount of oil distributed to a branch oil path is controlled. 2 The opening area of the second orifice is equal to that of the first orifice.
The opening area of the third orifice is smaller than the opening area of the second orifice, and the opening area of the fourth orifice is smaller than the opening area of the third orifice. A hydraulic control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle according to claim 1.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP57210815A JPS5999165A (en) | 1982-11-30 | 1982-11-30 | Hydraulic controller of automatic stepless speed changer for vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP57210815A JPS5999165A (en) | 1982-11-30 | 1982-11-30 | Hydraulic controller of automatic stepless speed changer for vehicle |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5999165A JPS5999165A (en) | 1984-06-07 |
| JPH0432258B2 true JPH0432258B2 (en) | 1992-05-28 |
Family
ID=16595577
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP57210815A Granted JPS5999165A (en) | 1982-11-30 | 1982-11-30 | Hydraulic controller of automatic stepless speed changer for vehicle |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS5999165A (en) |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE68925680T2 (en) * | 1988-12-10 | 1996-06-27 | Suzuki Motor Co | Steplessly working automotive transmission |
| JP4070739B2 (en) * | 2004-03-30 | 2008-04-02 | ジヤトコ株式会社 | Continuously variable transmission |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5683651A (en) * | 1979-12-10 | 1981-07-08 | Nissan Motor Co Ltd | Preventing device for creep of vehicle equipped with automatic speed change gear |
| JPS57161362A (en) * | 1981-03-28 | 1982-10-04 | Nissan Motor Co Ltd | Oil-hydraulic control device for stepless speed changer with v-belt |
-
1982
- 1982-11-30 JP JP57210815A patent/JPS5999165A/en active Granted
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5683651A (en) * | 1979-12-10 | 1981-07-08 | Nissan Motor Co Ltd | Preventing device for creep of vehicle equipped with automatic speed change gear |
| JPS57161362A (en) * | 1981-03-28 | 1982-10-04 | Nissan Motor Co Ltd | Oil-hydraulic control device for stepless speed changer with v-belt |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS5999165A (en) | 1984-06-07 |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 19910205 |