JPH0581794B2 - - Google Patents
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Classifications
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-
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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
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Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Control Of Fluid Gearings (AREA)
- Control Of Transmission Device (AREA)
Description
［産業上の利用分野］
本発明は、流体を介して動力を伝達する流体伝
動装置、直結クラツチ及びＶベルト式無段変速機
とを備えた車両用無段自動変速機に関し、特に、
直結クラツチの係合または解放を制御することに
より、無段変速機に加えられる負荷を軽減するよ
うにした車両用無段自動変速機におけるロツクア
ツプ制御装置に関する。
［従来の技術］
車両用無段自動変速機に用いられるフルードカ
ツプリングやトルクコンバータ等の流体伝動機構
には、定常走行時の燃費向上のため流体伝動機構
の入力側部材と出力側部材との間に、これら入力
側部材と出力側部材とを直結して動力を入力側部
材から出力側部材へ直接伝達する直結クラツチが
設けられている。そして、この直結クラツチを係
合及び解放するための制御は、特開昭55−60755
号公報において、入力プーリの油圧サーボに供給
されている作動流体の圧力に応動して作用するロ
ツクアツプ制御装置が提案されている。
［発明が解決しようとする問題点］
しかしながら、このロツクアツプ制御装置にお
いては、通常のダウンシフト時において、入力プ
ーリの油圧サーボの作動流体の油圧の減少の度に
直結クラツチが解放し、直結クラツチの係合及び
解放の頻度が多くなり、直結クラツチの寿命が短
くなるとともに、係合時のシヨツクも頻繁に起こ
るためフイーリングが良くないという問題があつ
た。
本発明は、このような問題に鑑みてなされたも
のであつて、その目的は、通常のダウンシフト時
には、直結クラツチを解放せずに上記問題点を解
決し、アクセルペダルを急に踏み込んだ急なダウ
ンシフト時にのみ直結クラツチを解放して、Ｖベ
ルトにかかる負荷を緩和してＶベルトの耐久性を
向上することのできる車両用無段自動変速機にお
けるロツクアツプ制御装置を提供することであ
る。
［問題点を解決するための手段］
前述の問題点を解決するために、本発明の車両
用無段自動変速機におけるロツクアツプ制御装置
は、
入力側部材と出力側部材との間に設けられ、流
体を介して入力側部材から出力側部材に動力を伝
達する流体伝動機構と、
前記入力側部材と前記出力側部材との間に設け
られ、これら入力側部材と出力側部材とを直結し
て入力側部材から出力側部材に動力を直接伝達す
る直結クラツチと、
前記出力側部材の出力が伝達され、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、これら入出力プーリ間に掛け
渡されたＶベルトからなる無段変速機とを備える
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ライン圧に調
圧する圧力調整弁と、
前記入力プーリの油圧サーボ及び前記出力プー
リの油圧サーボに前記ライン圧を供給または排出
することにより入力プーリ及び出力プーリ間の減
速比を制御する減速比制御手段と、
前記直結クラツチの係合または解放を制御する
直結クラツチ制御手段とを備え、
前記減速比制御手段は、
車両の急なダウンシフト時に前記入力プーリの
油圧サーボの油圧を所定値以下に低下させる入力
プーリ油圧低下手段と、
前記入力プーリの油圧サーボの油圧を入力して
該油圧が設定値以下のとき、前記出力プーリの油
圧サーボの油圧を増加させる出力プーリ油圧増加
手段を有し、
前記直結クラツチ制御手段は、
前記出力プーリの油圧サーボの油圧を入力し
て、該油圧が設定値以上の車両の急なダウンシフ
ト時に前記直結クラツチを解放側に設定する直結
クラツチ解放手段を有していることを特徴とす
る。
［発明の作用及び効果］
このように構成された本発明の車両用無段自動
変速機におけるロツクアツプ制御装置によれば、
アクセルペダルを急激に踏み込んだ場合等の車両
の急激なダウンシフト時には、入力プーリ油圧低
下手段を構成するアツプソレノイド弁５５が
OFFされ、ダウンソレノイド弁５６が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が図示下方に設定され、入力プーリの
油圧サーボ１５４に連絡した油路９がドレインポ
ート５１１に連絡され、入力プーリの油圧サーボ
１５４の油圧がドレインポート５１１より排出さ
れ、該油圧が所定値以下に低下する。
入力プーリの油圧サーボ１５４の油圧が所定値
以下に低下すると、入力プーリの油圧サーボ１５
４に油路９を介して連絡した出力プーリ油圧増加
手段を構成するシフトシーケンス弁６１の図示上
端油室に作用する油圧が所定値以下に低下するの
で、シフトシーケンス弁６１のスプール６３は図
示上方に移動し、出力プーリの油圧サーボ１６４
に連絡した油路１０とライン圧油路１とが連絡
し、油路２より供給されるセカンダリライン圧に
代わつてライン圧油路１よりセカンダリライン圧
より油圧の高いプライマリライン圧が出力プーリ
の油圧サーボ１６４に供給され、出力プーリの油
圧サーボ１６４の油圧が設定値以上に増加する。
このようにして、入力プーリの油圧サーボ１５
４の油圧が所定値以下に低下するとともに、出力
プーリの油圧サーボ１６４の油圧が設定値以下に
増加すると、出力プーリ１６０の実効径が急激に
増大して急激なダウンシフトが行われる。
そして、出力プーリの油圧サーボ１６４の油圧
が設定値以上になると、出力プーリの油圧サーボ
１６４に油路１０を介して連絡した直結クラツチ
解放手段を構成するロツクアツプ制御弁８１の図
示上端油室に作用する油圧が設定値以上に増加す
るので、ロツクアツプ制御弁８１のスプール８２
は図示下方に移動し、油路５Ａが油路５Ｃに連絡
され、油路５Ｄが油路５Ｆに連絡され、油路５Ａ
のセカンダリライン圧が油路５Ｃを介して直結ク
ラツチ１０８を解放してトルクコンバータ１００
に供給される。
このようにアクセルペダルを急激に踏み込んだ
場合等の車両の急激なダウンシフト時には、直結
クラツチを確実に解放するようにしたので、流体
伝動装置の入力側部材に入力される大きなトルク
は出力側部材に軽減されて伝達されるので、この
軽減されたトルクが無段変速機のＶベルトに伝達
されるようになる。
したがつて、Ｖベルトに加えられる負荷を低減
することができ、Ｖベルトの耐久性を大幅に向上
することができる。
また、トルクが軽減されることにより、トルク
を無段変速機に滑らかに伝達することができると
いう効果も併せて得られる。
さらに、通常のダウンシフト時においては、直
結クラツチは解放しないので、直結クラツチの係
合及び解放の頻度が多くなり、直結クラツチの寿
命が短くなるとともに、係合時のシヨツクも頻繁
に起こるためフイーリングが良くないという従来
の問題が解消できるという効果を有する。
［実施例］
以下、図面を用いて本発明の実施例を説明す
る。
第１図は、本発明に係る車両用流体式動力伝達
装置におけるロツクアツプ制御装置の一実施例が
適用される車両用無段自動変速機の一例を示す断
面図である。
第１図に示すように、車両用無段自動変速機は
直結クラツチ付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１７０を備える。
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。
前進後進切換え用遊星歯車変速機１２０は、前
記トルクコンバータの出力軸１０３を入力軸１０
３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１４１
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に固定可
能なリングギア１３３および前記キヤリア１３１
にそれぞれ回転自在に支持されるとともに、前記
サンギア１３２とリングギア１３３とにそれぞれ
噛合するダブルプラネタリギア１３４とからな
る。
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。
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。
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ア１８３、サン
ギア１８１およびリングギア１８２にそれぞれ噛
合するとともにキヤリア１８３に回転自在に支持
されたダブルプラネタリギア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。
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。
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レジスタ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。
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。
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。
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
４８の出力したスロツトルモジユレータ圧または
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）とスロツトル開度
（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。
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油必要部に
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，
３５３、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。
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。
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。
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。
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。
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。
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）。
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。
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）。
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１０８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５Ｂ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３９
３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。
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）。
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。
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。
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を介してスプリング４
２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４２
１の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。
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４
６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。
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。
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１４
０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を有し、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５
３３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との連絡ポート５
１４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とを連通
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２
Ａ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５６１を介
して油路１２に連絡するとともに減速比制御弁５
１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５１
５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。
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。
入力プーリ回転数、スロツトル開度など車両の
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
るとアルプソレノイド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５１
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、これにより油路６Ａとドレインポート
５１３との連絡が遮断されるので、油路６Ａにガ
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３
３１に印加されスプール３にを上方に押し上げ
る。このシフト信号油圧によりレギユレータ弁３
０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
ライン圧は第４図に破線で示すようにレベルアツ
プする。
このように一定の減速比で走行するような変速
をしない定常走行時には、低いプライマリライン
圧で入力プーリの油圧サーボを一定に保ち、例え
ばアクセルペダルを踏み込んだ場合の減速比の増
加を行うダウンシフト時、及びアクセルペダルを
離した場合の減速比の減少を行うアツプシフト時
等の変速時に、プライマリ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、優れた加減速性能が得
られるとともに、またシフト時以外にはライン圧
が低レベルとなり、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１４２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。
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。
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。
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油路１と油路１０
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１
３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及び油路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Ｐ９、油
路１０の油圧Ｐ１０、油路１２の油圧Ｐ１２の変
化を第９図に示す。
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と
して油路１３Ａに出力する。
第１０図はモジユレータ弁の出力するラインモ
ジユレータ圧Pmと定常走行時に入力プーリの油
圧サーボで必要とされる要求圧Pnの特性を示す
図である。
ここで、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釣り合う速度を求め、その
状態（定常走行時）に必要な入力プーリの油圧サ
ーボの油圧Pnを求めると、該油圧PnはＶベルト
式無段変速機の出力軸回転数に対して第１０図に
示すような特性を有しており、油路１３Ａのライ
ンモジユレータ圧Pmが該特性に近似するよう
に、前記モジユレータ弁６７のスプールのランド
面積及びスプリングの荷重が設定されている。
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。
ここでは、第１０図に示すように、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
釣り合う速度を求め、その状態（定常時）に必要
な入力プーリの油圧サーボ圧Pnに近似したライ
ンモジユレータ圧Pmを、減速比制御機構を介さ
ずに入力プーリの油圧サーボに供給してバランス
させ、これにより定常走行あるいはダウンシフト
の維持をする時のダウンソレノイド及びアツプソ
レノイドのON，OFF作動回数を低減させてい
る。
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。
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、その油圧は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１２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１５
４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５１３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。また、Ｖベルト式無段変速機の出力軸回転
数が所定値以下の車両の発進時には、ライン圧調
整弁４７により油路７Ｂに第３図に示すようなス
ロツトルコントロール圧Psmが発生しており、該
スロツトルコントロール圧Psm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
を第４図に示すようにレベルアツプする。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１６０の実効径が迅速且つ協力に
増大し、スムーズな車両の発進が可能となる。
車両の発進からのアツプシフト時および走行中
の急激なアツプシフト時、
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の実効径が迅速且つ
強力に増大して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。
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。
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１２Ｂ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。
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もする。これにより油
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。
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。
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設定され油路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はドレインポート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
１６０の実効径が迅速且つ強力に増大し、車両の
急加速がなれる。
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７０２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きずりを防止してい
る。
表 １
Ｐ Ｒ Ｎ Ｄ Ｌ
油路３ × ○ × × ×
油路４ × × × △ △
表１において○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。
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
スプリング７８を有する。スプリング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。
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。
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。
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。一定時間がシフトソレノイド弁７
９はONされる。
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と連絡し油圧サーボ
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１
２１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。
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。
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。
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。
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。
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。
つぎにロツクアツプ制御機構８０の作用を説明
する。
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。
(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Ｐ１
０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５Ｄ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５
Ｃ→油路５Ｄ→ロツクアツプ制御弁８１→油路５
Ｆ→オイルクーラーの順に流れ、直結クラツチ１
０８は解放されている。
(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５Ｄと
が連絡するとともに油路５Ｃはドレインポート８
１１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５Ｄ→油路５Ｃ→ロツクア
ツプ制御弁のドレインポート８１１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。
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Ｐ１０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。
(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２
と油路２Ｂとの連絡が遮断されるとともに、油路
２Ｂとドレインポート８５１とが連絡されので、
油路２Ｂは排圧される。この油路２Ｂの排圧によ
り、ロツクアツプ制御弁８１のスプール８２に加
えられる直結クラツチ１０８の解放側へ付勢する
力が直結クラツチ１０８の係合側へ付勢する力よ
りも大きくなるので、スプール８２は図示下方に
設定され、直結クラツチ１０８が解放される。す
なわち、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に供給されないので、直結ク
ラツチ１０８は他の条件に関わらず解放される。
ところで、油路１０の油圧は、第９図から明ら
かなようにＶベルト式無段変速機の出力軸の回転
数が所定値以下の小さい値のとき、換言すれば所
定車速以下の低車速のときにプライマリライン圧
となつていて、スプール８２に加えられる直結ク
ラツチ１０８の解放側へ付勢する力が直結クラツ
チ１０８の係合側へ付勢する力よりも大きくな
り、したがつてこの所定車速以下の低車速のとき
には直結クラツチ１０８は、他の条件の如何にか
かわらず係合することはない。
また第９図に示すように急激なダウンシフト時
には、油路１０の油圧がプライマリライン圧に設
定される。すなわち、前述したように急激なダウ
ンシフト時には、入力プーリ１５０の油圧サーボ
１５４に連通する油路９が排圧されるので、シフ
トシーケンス弁６１のスプール６３がスプリング
６２の付勢力により第２図において左半部に示す
ように上方に設定される。この結果、油路１０が
油路１に連通するので、油路１０にはプライマリ
ライン圧が導入される。
したがつて、同様に急激なダウンシフト時、す
なわち車両の急減速時には直結クラツチ１０８は
解放側に設定されることになる。この結果、流体
伝動装置の入力側部材に入力される大きなトルク
が出力側部材に軽減されて伝達されるので、軽減
されたトルクが無段変速機のＶベルトに伝達され
ることになる。
その場合、シフトシーケンス機構６０は、車両
の急減速、換言すれば入力プーリ１５０の油圧サ
ーボ１５４に連通する油路９の排圧を検知して、
ロツクアツプ制御弁８１を直結クラツチ１０８の
解放側に設定することになり、本発明の急減速検
知手段を構成している。
(ニ) 油路１０の油圧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２
Ｂ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。
したがつて、ロツクアツプ制御弁８１のスプー
ル８２に加えられる直結クラツチ１０８の係合側
へ付勢する力が直結クラツチ１０８の解放側へ付
勢する力よりも大きくなるので、スプール８２は
図示上方の直結クラツチ１０８の係合側に設定さ
れる。
(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２Ｂ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。したがつて、ロツクアツプ制御弁８１は所定
車速以下のときのみ、ロツクアツプ制御弁８１の
スプール８２に加えられる直結クラツチ１０８の
解放側へ付勢する力が直結クラツチ１０８の係合
側へ付勢する力よりも大きくなり、このときには
直結クラツチ１０８は確実に解放される。これに
より、直結クラツチ１０８の係合、解放が減少す
る。油路５Ｄと油路５Ｆとの間にはオリフイス５
Ｇ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。
次に本発明の車両用無段自動変速機におけるロ
ツクアツプ制御装置について説明する。アクセル
ペダルを急激に踏み込んだ場合等の車両の急激な
ダウンシフト時には、入力プーリ油圧低下手段を
構成するアツプソレノイド弁５５がOFFされ、
ダウンソレノイド弁５６が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
が図示下方に設定され、入力プーリの油圧サーボ
１５４に連絡した油路９がドレインポート５１１
に連絡され、入力プーリの油圧サーボ１５４の油
圧がドレインポート５１１より排出され、該油圧
が所定値以下に低下する。
入力プーリの油圧サーボ１５４の油圧が所定値
以下に低下すると、入力プーリの油圧サーボ１５
４に油路９を介して連絡した出力プーリ油圧増加
手段を構成するシフトシーケンス弁６１の図示上
端油室に作用する油圧が所定値以下に低下するの
で、シフトシーケンス弁６１のスプール６３は図
示上方に移動し、出力プーリの油圧サーボ１６４
に連絡した油路１０とライン圧油路１とが連絡
し、油路２より供給されるセカンダリライン圧に
代わつてライン圧油路１よりセカンダリライン圧
より油圧の高いプライマリライン圧が出力プーリ
の油圧サーボ１６４に供給され、出力プーリの油
圧サーボ１６４の油圧が設定値以上に増加する。
このようにして、入力プーリの油圧サーボ１５
４の油圧が所定値以下に低下するとともに、出力
プーリの油圧サーボ１６４の油圧が設定値以上に
増加すると、出力プーリ１６０の実効径が急激に
増大して急激なダウンシフトが行われる。
そして、出力プーリの油圧サーボ１６４の油圧
が設定値以上になると、出力プーリの油圧サーボ
１６４に油路１０を介して連絡した直結クラツチ
解放手段を構成するロツクアツプ制御弁８１の図
示上端油室に作用する油圧が設定値以上に増加す
るので、ロツクアツプ制御弁８１のスプール８２
は図示下方に移動し、油路５Ａが油路５Ｃに連絡
され、油路５Ｄが油路５Ｆに連絡され、油路５Ａ
のセカンダリライン圧が油路５Ｃを介して直結ク
ラツチ１０８を解放してトルクコンバータ１００
に供給される。
このようにアクセルペダルを急激に踏み込んだ
場合等の車両の急激なダウンシフト時には、直結
クラツチ１０８は確実に解放される。
以上のように、本発明の車両用無段自動変速機
におけるロツクアツプ制御装置によれば、車両の
急減速を検知して前記ロツクアツプ制御手段を前
記直結クラツチ解放側に設定する急減速検知手段
を備えているので、車両の急減速時には直結クラ
ツチが確実に解放される。これにより、流体伝動
装置の入力側部材に入力される大きなトルクは出
力側部材に軽減されて伝達されるので、この軽減
されたトルクが無段変速機のＶベルトに伝達され
るようになる。
したがつて、Ｖベルトに加えられる負荷を低減
することができ、Ｖベルトの耐久性を大幅に向上
することができる。
また、トルクが軽減されることにより、トルク
を無段変速機に滑らかに伝達することができると
いう効果も併せて得られる。
[Industrial Application Field] The present invention relates to a continuously variable automatic transmission for a vehicle that includes a fluid transmission device that transmits power via fluid, a direct coupling clutch, and a V-belt type continuously variable transmission, and in particular,
The present invention relates to a lockup control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle, which reduces the load applied to the continuously variable transmission by controlling engagement or release of a direct coupling clutch. [Prior Art] Fluid transmission mechanisms such as fluid couplings and torque converters used in continuously variable automatic transmissions for vehicles have a structure in which the input side member and the output side member of the fluid transmission mechanism are connected to improve fuel efficiency during steady driving. A direct coupling clutch is provided between the input side member and the output side member to directly connect the input side member and the output side member to directly transmit power from the input side member to the output side member. The control for engaging and releasing this direct coupling clutch is disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 55-60755.
In the publication, a lock-up control device is proposed that operates in response to the pressure of working fluid supplied to a hydraulic servo of an input pulley. [Problems to be Solved by the Invention] However, in this lockup control device, during a normal downshift, the direct coupling clutch releases every time the hydraulic pressure of the working fluid of the input pulley's hydraulic servo decreases, and the direct coupling clutch releases. The frequency of engagement and disengagement increases, shortening the life of the direct coupling clutch, and the problem is that the feeling is poor because shocks frequently occur during engagement. The present invention was made in view of these problems, and its purpose is to solve the above problems without releasing the direct coupling clutch during a normal downshift, and to prevent sudden downshifts caused by suddenly depressing the accelerator pedal. To provide a lock-up control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle, which can improve the durability of the V-belt by releasing a direct coupling clutch only during a downshift to relieve the load on the V-belt. [Means for Solving the Problems] In order to solve the above-mentioned problems, the lock-up control device in the continuously variable automatic transmission for vehicles of the present invention is provided between the input side member and the output side member, a fluid transmission mechanism that transmits power from an input side member to an output side member via fluid; and a fluid transmission mechanism that is provided between the input side member and the output side member, and directly connects the input side member and the output side member. A direct coupling clutch that directly transmits power from the input side member to the output side member, an input pulley and an output pulley to which the output of the output side member is transmitted and whose effective diameters are variable by a hydraulic servo, and a link between these input and output pulleys. A continuously variable automatic transmission for a vehicle comprising: a continuously variable transmission consisting of a V-belt stretched over a hydraulic power source; a pressure regulating valve that regulates pressure oil discharged from the hydraulic source to line pressure; reduction ratio control means for controlling the reduction ratio between the input pulley and the output pulley by supplying or discharging the line pressure to the hydraulic servo of the input pulley and the hydraulic servo of the output pulley; and engagement or release of the direct coupling clutch. and a direct coupling clutch control means for controlling a direct coupling clutch, and the reduction ratio control means includes: input pulley oil pressure reducing means for reducing the oil pressure of the hydraulic servo of the input pulley to a predetermined value or less when the vehicle suddenly downshifts; an output pulley oil pressure increasing means for increasing the oil pressure of the hydraulic servo of the output pulley when the oil pressure of the hydraulic servo is input and the oil pressure is less than a set value, and the direct coupling clutch control means controls the hydraulic servo of the output pulley. The present invention is characterized in that it has a direct coupling clutch release means which inputs a hydraulic pressure of 1 and sets the direct coupling clutch to the disengaged side when the vehicle suddenly downshifts when the hydraulic pressure exceeds a set value. [Operations and Effects of the Invention] According to the lock-up control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle of the present invention configured as described above,
When the vehicle suddenly downshifts, such as when the accelerator pedal is suddenly depressed, the up solenoid valve 55, which constitutes the input pulley oil pressure lowering means, is activated.
OFF, and the down solenoid valve 56 is ON or
It will be turned off. As a result, the spool 53 of the reduction ratio control valve 51 is set to the lower side in the figure, the oil passage 9 connected to the input pulley's hydraulic servo 154 is connected to the drain port 511, and the oil pressure of the input pulley's hydraulic servo 154 is transferred from the drain port 511. is discharged, and the oil pressure drops below a predetermined value. When the hydraulic pressure of the input pulley hydraulic servo 154 drops below a predetermined value, the input pulley hydraulic servo 15
Since the oil pressure acting on the oil chamber at the upper end in the drawing of the shift sequence valve 61 constituting the output pulley oil pressure increasing means connected to the output pulley 4 via the oil passage 9 decreases below a predetermined value, the spool 63 of the shift sequence valve 61 is moved upward in the drawing. Move to the output pulley hydraulic servo 164
The line pressure oil passage 1 communicates with the oil passage 10, which is connected to the line pressure oil passage 1, and instead of the secondary line pressure supplied from the oil passage 2, the primary line pressure, which is higher in hydraulic pressure than the secondary line pressure, is applied to the output pulley from the line pressure oil passage 1. The hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo 164, and the hydraulic pressure of the output pulley's hydraulic servo 164 increases above the set value. In this way, the input pulley hydraulic servo 15
When the oil pressure of the output pulley 160 decreases below a predetermined value and the oil pressure of the output pulley's hydraulic servo 164 increases below the set value, the effective diameter of the output pulley 160 suddenly increases and a sudden downshift is performed. When the oil pressure of the output pulley's hydraulic servo 164 exceeds a set value, it acts on the oil chamber at the upper end of the lock-up control valve 81 that constitutes a direct clutch release means that is connected to the output pulley's hydraulic servo 164 via the oil passage 10. Since the hydraulic pressure increases above the set value, the spool 82 of the lock-up control valve 81
moves downward in the figure, the oil passage 5A is connected to the oil passage 5C, the oil passage 5D is connected to the oil passage 5F, and the oil passage 5A is connected to the oil passage 5F.
The secondary line pressure releases the direct coupling clutch 108 via the oil passage 5C, and the torque converter 100
is supplied to In this way, when the vehicle suddenly downshifts, such as when the accelerator pedal is suddenly depressed, the direct coupling clutch is reliably released, so that the large torque input to the input side member of the fluid transmission device is transferred to the output side member. This reduced torque is transmitted to the V-belt of the continuously variable transmission. Therefore, the load applied to the V-belt can be reduced, and the durability of the V-belt can be greatly improved. Further, since the torque is reduced, the effect that the torque can be smoothly transmitted to the continuously variable transmission is also obtained. Furthermore, during a normal downshift, the direct coupling clutch does not release, so the direct coupling clutch engages and disengages more frequently, shortening the life of the direct coupling clutch and causing frequent shocks during engagement, which reduces the feeling. This has the effect of solving the conventional problem of poor performance. [Example] Hereinafter, an example of the present invention will be described using the drawings. FIG. 1 is a cross-sectional view showing an example of a continuously variable automatic transmission for a vehicle to which an embodiment of the lock-up control device for a fluid power transmission device for a vehicle according to the present invention is applied. As shown in FIG. 1, a continuously variable automatic transmission for a vehicle includes a hydraulic torque converter 100 with a direct coupling clutch,
It includes a planetary gear transmission mechanism 120 for forward/reverse switching, a V-belt continuously variable transmission 140, and a differential gear 170. 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. The forward/reverse switching planetary gear transmission 120 connects the output shaft 103 of the torque converter to the input shaft 10.
3, 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 141.
and a multi-disc clutch C1, a hydraulic servo 121 for operating the multi-disc clutch C1, and a 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. A ring gear 133 and the carrier 131 that can be fixed to 220
The double planetary gear 134 is rotatably supported by the sun gear 132 and the ring gear 133, respectively. 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. 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. 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 sun gear 181 and ring gear 182, respectively. It consists of a double planetary gear 184 which meshes with each other and is rotatably supported by a carrier 183.
The output gear 188 is connected to the drive large gear 171 of the differential gear by a chain 190. 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. 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 primary line pressure to 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
A shift control mechanism 75 and a torque converter 100 for smoothly engaging a multi-disc clutch or a multi-disc brake during a →D shift and N→R shift and for inertial running in the D register.
It has a lockup control mechanism 80 for actuating a direct coupling clutch 108. 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. 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. 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 modulator pressure outputted from the line pressure regulating valve 48 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 lower 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. 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 lubricating oil to parts that require lubricating oil in 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, a drain port 352,
353, 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. 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. 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. This secondary regulator valve 35 operates as follows. 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. 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. When the secondary line pressure is within the set appropriate range (zone A in Figure 6). 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. 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). 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 108 in the torque converter 100 cannot be reliably maintained in a released state, resulting in wear due to the dragging of the direct coupling clutch and insufficient circulation of hydraulic oil to the oil cooler. This tends to cause excessive temperature rise of the hydraulic oil in the torque converter. In the present invention, the oil path 2
A necessary minimum amount of hydraulic oil is supplied from the oil passage 5A through a small-diameter orifice 393 into the oil passage 5A, and is supplied from the oil passage 5A to the torque converter 100 through the direct coupling clutch control valve 81 to control the drag of the direct coupling clutch and the hydraulic oil. This prevents excessive temperature rise. Furthermore, if no lubricating oil is supplied to the oil passage 5B, seizure is likely to occur in sliding parts that require lubrication, so the minimum necessary lubricating oil is supplied through an orifice 394 having a smaller diameter. Note that these small diameter orifices 39
Since the amount of pressure oil flowing out from the flow path 2 via 3 and 394 is minute, it hardly affects the maintenance of the secondary line pressure of the flow path 2. 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). 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. 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. 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 applied to the spring 4 via the spring 43.
Press 2 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 42.
It is displaced by the cutback pressure of the oil passage 7A applied to the effective pressure receiving surface of the intermediate land 422 via the orifice 401, and is displaced by the feedback of the throttle pressure applied to the effective pressure receiving surface of the intermediate land 422. 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). 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 figure, the oil passage 7 and the oil passage 7A communicate with each other, and a cutback pressure Pc is generated in the oil passage 7A. 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 balance expressed by the balance 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 ×S1>Pc×S2, so spool 4
6 is moved downward. In this way, the spool 46 is held at a position determined by the equilibrium equation of Pg x S1 = Pc x S2, and the cutback pressure output to the oil passage 7A is regulated. Figure 8 shows the cutback pressure Pc characteristics. 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. 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 14
A reduction ratio control valve 51 that changes the reduction ratio of 0 is controlled by an electronic control device that receives vehicle running conditions such as input pulley rotation speed and throttle opening.
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 with which the upper end of the spring 52 is in contact.
and 533, and the oil chamber 521 between the lands 531 and 532 communicates with the oil passage 9, and also communicates with the 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, and the pressure is regulated to 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 to smoothly maintain the spool in the intermediate position. intermediate land 5
33 and the lower end land 534, the oil chamber 523 is
It communicates with the oil passage 6A via the orifice 512, and when the spool 53 is held at an intermediate position, the oil passage 6A and the drain port 513 are communicated with each other to exhaust pressure from the oil passage 6A, and when the spool 53 is displaced upward. The lower end land 534 is the communication port 5 with the oil passage 6A.
14 is closed to maintain the oil pressure in the oil passage 6A, and the communication port 515 of the oil passage 12A, which communicates with the lower end oil chamber 524, is communicated with the drain port 513 to discharge pressure from the oil passage 12A. The up solenoid 55 is supplied with secondary line pressure from the oil passage 2 via an orifice 551 and is connected to the oil passage 2 which communicates with the illustrated upper end oil chamber 525 of the reduction ratio control valve 51.
It is attached to A and maintains the oil pressure in oil passage 2A at a high level (equivalent to secondary line pressure) when it is OFF, and exhausts the oil pressure in oil passage 2A when it is ON. The down solenoid valve 56 communicates with the oil passage 12 via an orifice 561 and also connects to the reduction ratio control valve 5.
A port 51 that communicates with the lower end oil chamber 524 of the reduction ratio control valve 1 and further communicates with the oil chamber 522 of the spool when the spool 53 of the reduction ratio control valve is held in the intermediate position.
It is installed in the oil passage 12A that connects to 5.
When it is OFF, the oil pressure in the oil passage 12A is maintained, and when it is ON, the oil pressure in the oil passage 12A is exhausted. In the above configuration, the primary line pressure of the oil passage 1 is controlled as follows. When a shift signal for upshifting or downshifting is issued from an electronic control circuit that receives vehicle running conditions such as input pulley rotation speed and throttle opening, the ALP solenoid 55 or down solenoid 56 is turned on, and the reduction ratio control valve 51 is turned on.
spool 53 is displaced upward or downward from the intermediate position, thereby cutting off communication between the oil passage 6A and the drain port 513, governor pressure is generated in the oil passage 6A, and the governor pressure in the oil passage 6A is The upper land 3 of the regulator plunger 33 is transmitted as a shift signal oil pressure via the check valve 34 and the oil passage 11.
31 and pushes the spool 3 upward. This shift signal oil pressure causes the regulator valve 3 to
The area of communication between oil passage 1 and oil passage 2 of 0 is reduced.
As a result, the line pressure regulated by the regulator valve 30 increases in level as shown by the broken line in FIG. In this way, when driving at a constant speed without changing gears at a constant reduction ratio, the hydraulic servo of the input pulley is kept constant with a low primary line pressure, and for example, downshifting increases the reduction ratio when the accelerator pedal is depressed. At the time of upshifting, which reduces the reduction ratio when the accelerator pedal is released, the primary line pressure is leveled up, and this level-up line pressure is supplied to the hydraulic servo of the input pulley at the time of upshifting.
During a downshift, it is supplied to the hydraulic servo of the output pulley to control the reduction ratio. This enables the V-belt continuously variable transmission to perform rapid upshifts and downshifts, resulting in excellent acceleration and deceleration performance.In addition, line pressure is kept at a low level when not shifting, reducing engine output from the oil pump. Can reduce wear and tear. In this embodiment, a governor pressure that increases as shown in FIG. 3 in response to an increase in the vehicle speed or the rotational speed of the output shaft 142 is used as the shift signal oil pressure. 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. The shift sequence mechanism 60 consists of a shift sequence valve 61 and check valves 64 and 65. 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. 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. When the oil pressure in oil passage 9 is exhaust pressure (during downshift), the oil passage 1 and oil passage 10 are set upward in the figure.
At the same time, the oil passage 12 is connected to the drain port 614 to discharge pressure, and the oil passage 1 and the oil passage 1
Cut off contact with 3. 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. When the oil pressure becomes higher than the oil pressure in the oil passage 2, the pressure oil in the oil passage 12 is discharged to the oil passage 2. FIG. 9 shows changes in the oil pressure P9 in the oil passage 9, the oil pressure P10 in the oil passage 10, and the oil pressure P12 in the oil passage 12 with respect to the output shaft rotation speed. 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, the line pressure supplied from the oil passage 13 is regulated in relation to the governor pressure, and is output to the oil passage 13A as line modulator pressure. FIG. 10 is a diagram showing the characteristics of the line modulator pressure Pm output by the modulator valve and the required pressure Pn required by the hydraulic servo of the input pulley during steady running. Here, find the speed at which the engine driving force and steady running resistance are balanced at each throttle opening, and find the hydraulic pressure Pn of the hydraulic servo of the input pulley required for that state (during steady running).The hydraulic pressure Pn is The output shaft rotation speed of the V-belt type continuously variable transmission has characteristics as shown in FIG. The land area of the spool of the valve 67 and the spring load are set. 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 is operated to supply hydraulic oil to the input pulley's hydraulic servo, or the 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. Here, as shown in Fig. 10, the speed at which the engine driving force and steady running resistance are balanced at each throttle opening is determined, and the hydraulic servo pressure Pn of the input pulley required for that state (at steady state) is approximated. The line modulator pressure Pm is supplied to the hydraulic servo of the input pulley without going through the reduction ratio control mechanism to balance it, thereby turning on the down solenoid and up solenoid when maintaining steady running or downshifting. Reduces the number of OFF operations. 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 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 its oil pressure is discharged and lowered. When the oil pressure in the oil passage 9 decreases and reaches the set value, the spool 63 of the shift sequence valve 61 is displaced upward in the figure by the action of the spring 62, and the oil is supplied to the oil passage 1 and the hydraulic servo 164 of the output pulley. The oil passage 10 is connected to supply primary line pressure to the oil passage 10, and at the same time, the oil passage 12 and the drain port 614 are connected to exhaust pressure from the oil passage 12. As the primary line pressure is supplied to the oil passage 10, the hydraulic servo 164 of the output pulley quickly increases the effective diameter of the output pulley to the maximum value, and the tension of the V-belt 145 due to the increase in the effective diameter of the output pulley causes The movable flange of the input pulley is pushed and moved, and the hydraulic servo 15
The effective diameter is reduced to the minimum value while promoting the drainage pressure of the hydraulic oil in 4. At the same time, the oil passage 12A communicates with the drain port 513 and is evacuated, and the oil passage 12 is also evacuated, so that the evacuated pressure state is maintained regardless of whether the down solenoid valve 56 is ON or OFF. Furthermore, when the vehicle is started when the output shaft rotation speed of the V-belt type continuously variable transmission is below a predetermined value, a throttle control pressure Psm as shown in FIG. 3 is generated in the oil passage 7B by the line pressure regulating valve 47. Then, the throttle control pressure Psm is inputted to the regulator plunger 33 of the primary regulator valve 30 through the oil passage 11, and the primary line pressure is leveled up as shown in FIG. Since this level-up primary line pressure is supplied to the output pulley hydraulic servo 164 as described above, the effective diameter of the output pulley 160 increases quickly and cooperatively, making it possible to start the vehicle smoothly. When the vehicle is upshifted after starting or when a sudden upshift is performed 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.
Since this level-up primary line pressure is supplied to the input pulley hydraulic servo 154 as described above, the effective diameter of the input pulley 150 increases quickly and strongly, allowing the vehicle to be rapidly shifted up, resulting in excellent acceleration performance. A continuously variable automatic transmission for a vehicle is obtained. During steady running, both the up solenoid valve 55 and the down solenoid valve 56 are turned off. 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 12B 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 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. 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. We also communicate with each other over a small area. As a result, the oil pressure in the oil passage 9 increases, and the hydraulic servo 154 of the input pulley connected to the oil passage 9 moves from the oil passage 1 to the oil passage 9.
The effective diameter of the input pulley is increased in accordance with the amount of hydraulic oil supplied to the input pulley, and upshifting is performed. 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. 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 set upward in the figure, and the oil passage 1
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
2A communicates with the drain port 513 and exhausts the pressure, so the downshift solenoid valve 56 is turned on and off.
The depressurized state is maintained regardless of the situation. 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. Since this level-up primary line pressure is supplied to the output pulley hydraulic servo 164 as described above, the effective diameter of the output pulley 160 increases rapidly and strongly, allowing rapid acceleration of the vehicle. 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 702 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. There is. Table 1 P R N D L Oilway 3 × ○ × × × Oilway 4 × × × △ △ In Table 1, ○ indicates communication with oilway 1, △ indicates communication with oilway 2, and × Indicates exhaust pressure. 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 spring 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 spring 78 receives the hydraulic pressure of the oil passage 2D on the land 781 from the left side, and receives the effective pressure of the land 783 from 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. Hydraulic feedback or clutch C1 received by the area (cross-sectional area of land 783 - cross-sectional area of land 784)
The land 784 is displaced by hydraulic pressure feedback received from the hydraulic oil supply/discharge path 4a to the hydraulic servo 121 on the land 784. Next, the functions of the manual valve 70 and the shift control mechanism 75 will be explained. 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. 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. Fixed time shift solenoid valve 7
9 is turned on. 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 and communicates with the oil passage 3 and the oil passage 3a, and pressurized 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,
The spool 78 is set to the right in the figure, and the oil passage 4 communicates with the oil passage 4a, and the oil passage 3a communicates with the drain port 761. As a result, hydraulic servo 1
21 is supplied with pressure oil, the hydraulic servo 122 is discharged, the clutch C1 is engaged, and the brake B1 is released. As a result, the planetary gear transmission mechanism 120 enters the forward state. 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 connecting the input shaft and output shaft of the planetary gear transmission. By breaking the connection between the two, it is possible to run inertia, thereby improving fuel efficiency. 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. 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. 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 the oil passage 10 from the other side and is set upward in the figure, it connects the oil passage 2 and oil passage 2B, and when it is set downward in the figure, it connects the oil passage 2B and the oil passage 2. The communication is cut off and the oil passage 2B is connected to the drain port 851. The lock-up electromagnetic solenoid valve 88 is connected to the oil path 2.
C, when it is turned ON, it discharges the hydraulic pressure in the oil passage 2C, allowing the spool 87 of the lock-up signal valve 85 to be displaced by changes in the oil pressure in the oil passage 10, and when it is turned OFF, it discharges the oil pressure in the oil passage 2C. Hold it to lock the spool 85 of the lock-up signal valve 85 upward in the figure. Next, the operation of the lockup control mechanism 80 will be explained. 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. (a) When the hydraulic pressure of the output pulley's hydraulic servo 164 is the primary line pressure P1, this lock-up control valve 81 is set as P10=P1.
Therefore, the pressure receiving areas of the spool 82 and the plunger 84 are set so that P10.L1>Ps.L2. Therefore, the oil pressure P1 of the oil passage 10
When 0 is the primary line pressure P1, the spool 82 is fixed to the direct coupling clutch release side,
Regardless of the input signal oil pressure (secondary line pressure Ps), the oil passage 5A and the oil passage 5C are connected, and the oil passage 5D and the oil passage 5F are connected. The hydraulic oil is oil path 2 → secondary regulator valve 35 → oil path 5 → oil path 5A → lock-up control valve 81 → oil path 5
C → Oil passage 5D → Lock-up control valve 81 → Oil passage 5
Flows in the order of F → oil cooler, direct coupling clutch 1
08 has been released. (b) When the hydraulic pressure of the output pulley 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 of P10=Ps P10・L1<Ps・L2, and the oil path 5A and oil passage 5D communicate with each other, and oil passage 5C is connected to drain port 8.
Contact 11. 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 5D → oil passage 5C → lock-up control valve drain port 811, and the lock-up clutch is not engaged. match. Figure 11 shows the position of the spool of the lock-up control valve 81 and the oil path 2B.
The relationship between the oil pressure P2B and the oil pressure P10 of the oil passage 10 is shown in FIG. 12, and the characteristics of P2B and P10 with respect to vehicle speed are shown in FIG. In the lock-up signal valve 85, the hydraulic pressure P10 of the oil passage 10, which is the hydraulic pressure of the hydraulic servo 164 of the output pulley, is applied from the upper side in the figure to the spool 87 with a pressure receiving area L, and the spring load SP2 of the spring 86 and the orifice 881 are applied from the lower side in the figure. The secondary line pressure Ps of the oil passage 2C that communicates with the oil passage 2 via the oil passage 2 is applied. (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. Oil road 2
The communication between the oil passage 2B and the oil passage 2B is cut off, and the oil passage 2B and the drain port 851 are connected.
The pressure in the oil passage 2B is exhausted. Due to this exhaust pressure in the oil passage 2B, the force applied to the spool 82 of the lock-up control valve 81 that biases the direct coupling clutch 108 toward the disengagement side becomes larger than the force biasing the direct coupling clutch 108 toward the engagement side. 82 is set downward in the figure, and the direct coupling clutch 108 is released. That is, 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, so the direct coupling clutch 108 is released regardless of other conditions. By the way, as is clear from FIG. 9, the oil pressure in the oil passage 10 is high when the rotational speed of the output shaft of the V-belt type continuously variable transmission is a small value below a predetermined value, in other words, at a low vehicle speed below a predetermined vehicle speed. When the primary line pressure is reached, the force applied to the spool 82 that biases the direct coupling clutch 108 toward the disengagement side becomes greater than the force biasing the direct coupling clutch 108 toward the engagement side, and therefore, this predetermined vehicle speed At low vehicle speeds below, the direct coupling clutch 108 will not engage regardless of other conditions. Further, as shown in FIG. 9, during a sudden downshift, the oil pressure in the oil passage 10 is set to the primary line pressure. That is, as described above, during a sudden downshift, the pressure in the oil passage 9 communicating with the hydraulic servo 154 of the input pulley 150 is exhausted, so that the spool 63 of the shift sequence valve 61 is moved as shown in FIG. 2 by the biasing force of the spring 62. It is set upward as shown in the left half. As a result, the oil passage 10 communicates with the oil passage 1, so that primary line pressure is introduced into the oil passage 10. Therefore, when there is a sudden downshift, that is, when the vehicle suddenly decelerates, the direct coupling clutch 108 is set to the disengaged side. As a result, the large torque input to the input side member of the fluid transmission device is reduced and transmitted to the output side member, so the reduced torque is transmitted to the V-belt of the continuously variable transmission. In that case, the shift sequence mechanism 60 detects a sudden deceleration of the vehicle, in other words, the exhaust pressure of the oil passage 9 communicating with the hydraulic servo 154 of the input pulley 150,
The lock-up control valve 81 is set to the release side of the direct coupling clutch 108, and constitutes the rapid deceleration detection means of the present invention. (d) Oil pressure P10 of oil passage 10 is secondary line pressure
When Ps, P10=Ps P10・L<Ps・L+SP2, and the spool 87 is set upward as shown in the figure, and the oil path 2
B communicates with oil passage 2 and is supplied with secondary line pressure Ps. Therefore, the force applied to the spool 82 of the lock-up control valve 81 that biases the direct coupling clutch 108 toward the engagement side is greater than the force that biases the direct coupling clutch 108 toward the disengagement side. It is set on the engagement side of the direct coupling clutch 108. (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 2B is exhausted and pressure is input to the lock-up control valve 81. No signal hydraulic pressure is supplied and the direct coupling clutch 108 is released. Therefore, the lockup control valve 81 is operated only when the vehicle speed is below a predetermined speed, and the force applied to the spool 82 of the lockup control valve 81 that biases the direct coupling clutch 108 toward the release side is equal to the force that biases the direct coupling clutch 108 toward the engagement side. , and at this time the direct coupling clutch 108 is reliably released. This reduces engagement and disengagement of the direct coupling clutch 108. There is an orifice 5 between the oil passage 5D and the oil passage 5F.
G is provided to constantly supply the minimum amount of hydraulic oil necessary to prevent the oil temperature from rising excessively to the oil cooler. Next, a lockup control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle according to the present invention will be explained. When the vehicle suddenly downshifts, such as when the accelerator pedal is suddenly depressed, the up solenoid valve 55, which constitutes the input pulley oil pressure lowering means, is turned OFF.
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 at the bottom in the figure, and the oil passage 9 connected to the input pulley's hydraulic servo 154 is connected to the drain port 511.
, the hydraulic pressure of the input pulley's hydraulic servo 154 is discharged from the drain port 511, and the hydraulic pressure falls below a predetermined value. When the hydraulic pressure of the input pulley hydraulic servo 154 drops below a predetermined value, the input pulley hydraulic servo 15
Since the oil pressure acting on the oil chamber at the upper end in the drawing of the shift sequence valve 61 constituting the output pulley oil pressure increasing means connected to the output pulley 4 via the oil passage 9 decreases below a predetermined value, the spool 63 of the shift sequence valve 61 is moved upward in the drawing. Move to the output pulley hydraulic servo 164
The line pressure oil passage 1 communicates with the oil passage 10, which is connected to the line pressure oil passage 1, and instead of the secondary line pressure supplied from the oil passage 2, the primary line pressure, which is higher in hydraulic pressure than the secondary line pressure, is applied to the output pulley from the line pressure oil passage 1. The hydraulic pressure is supplied to the hydraulic servo 164, and the hydraulic pressure of the output pulley's hydraulic servo 164 increases above the set value. In this way, the input pulley hydraulic servo 15
When the hydraulic pressure of the output pulley 160 decreases below a predetermined value and the hydraulic pressure of the output pulley hydraulic servo 164 increases above the set value, the effective diameter of the output pulley 160 suddenly increases and a sudden downshift is performed. When the oil pressure of the output pulley's hydraulic servo 164 exceeds a set value, it acts on the oil chamber at the upper end of the lock-up control valve 81 that constitutes a direct clutch release means that is connected to the output pulley's hydraulic servo 164 via the oil passage 10. Since the hydraulic pressure increases above the set value, the spool 82 of the lock-up control valve 81
moves downward in the figure, the oil passage 5A is connected to the oil passage 5C, the oil passage 5D is connected to the oil passage 5F, and the oil passage 5A is connected to the oil passage 5F.
The secondary line pressure releases the direct coupling clutch 108 via the oil passage 5C, and the torque converter 100
is supplied to In this way, when the vehicle suddenly downshifts, such as when the accelerator pedal is suddenly depressed, the direct coupling clutch 108 is reliably released. As described above, the lockup control device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle according to the present invention includes a sudden deceleration detection means for detecting sudden deceleration of the vehicle and setting the lockup control means to the direct coupling clutch release side. This ensures that the direct coupling clutch is released when the vehicle suddenly decelerates. As a result, the large torque input to the input side member of the fluid transmission device is reduced and transmitted to the output side member, so that this reduced torque is transmitted to the V-belt of the continuously variable transmission. Therefore, the load applied to the V-belt can be reduced, and the durability of the V-belt can be greatly improved. Further, since the torque is reduced, the effect that the torque can be smoothly transmitted to the continuously variable transmission is also obtained.
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)
流体を介して入力側部材から出力側部材に動力を
伝達する流体伝動機構と、 前記入力側部材と前記出力側部材との間に設け
られ、これら入力側部材と出力側部材とを直結し
て入力側部材から出力側部材に動力を直接伝達す
る直結クラツチと、 前記出力側部材の出力が伝達され、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、これら入出力プーリ間に掛け
渡されたＶベルトからなる無段変速機とを備える
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ライン圧に調
圧する圧力調整弁と、 前記入力プーリの油圧サーボ及び前記出力プー
リの油圧サーボに前記ライン圧を供給または排出
することにより入力プーリ及び出力プーリ間の減
速比を制御する減速比制御手段と、 前記直結クラツチの係合または解放を制御する
直結クラツチ制御手段とを備え、 前記減速比制御手段は、 車両の急なダウンシフト時に前記入力プーリの
油圧サーボの油圧を所定値以下に低下させる入力
プーリ油圧低下手段と、 前記入力プーリの油圧サーボの油圧を入力して
該油圧が所定値以下のとき、前記出力プーリの油
圧サーボの油圧を増加させる出力プーリ油圧増加
手段を有し、 前記直結クラツチ制御手段は、 前記出力プーリの油圧サーボの油圧を入力し
て、該油圧が所定値以上の車両の急なダウンシフ
ト時に前記直結クラツチを解放側に設定する直結
クラツチ解放手段を有していることを特徴とする
車両用無段自動変速機におけるロツクアツプ制御
装置。[Claims] 1. Provided between an input side member and an output side member,
a fluid transmission mechanism that transmits power from an input side member to an output side member via fluid; and a fluid transmission mechanism that is provided between the input side member and the output side member, and directly connects the input side member and the output side member. A direct coupling clutch that directly transmits power from the input side member to the output side member, an input pulley and an output pulley to which the output of the output side member is transmitted and whose effective diameters are variable by a hydraulic servo, and a link between these input and output pulleys. A continuously variable automatic transmission for a vehicle comprising: a continuously variable transmission consisting of a V-belt stretched over a hydraulic power source; a pressure regulating valve that regulates pressure oil discharged from the hydraulic source to line pressure; reduction ratio control means for controlling the reduction ratio between the input pulley and the output pulley by supplying or discharging the line pressure to the hydraulic servo of the input pulley and the hydraulic servo of the output pulley; and engagement or release of the direct coupling clutch. and a direct coupling clutch control means for controlling a direct coupling clutch, and the reduction ratio control means includes: input pulley oil pressure reducing means for reducing the oil pressure of the hydraulic servo of the input pulley to a predetermined value or less when the vehicle suddenly downshifts; output pulley oil pressure increasing means for increasing the oil pressure of the hydraulic servo of the output pulley when the oil pressure of the hydraulic servo is input and the oil pressure is less than a predetermined value, and the direct coupling clutch control means controls the hydraulic servo of the output pulley. The continuously variable automatic transmission for a vehicle is characterized in that it has a direct coupling clutch release means that inputs a hydraulic pressure and sets the direct coupled clutch to the disengaged side when the vehicle suddenly downshifts when the hydraulic pressure is equal to or higher than a predetermined value. A lock-up control device in a machine.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP57210802A JPS5999158A (en) | 1982-11-30 | 1982-11-30 | Control mechanism of lock up clutch for fluid coupling in automatic stepless speed changer for vehicle |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP57210802A JPS5999158A (en) | 1982-11-30 | 1982-11-30 | Control mechanism of lock up clutch for fluid coupling in automatic stepless speed changer for vehicle |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5999158A JPS5999158A (en) | 1984-06-07 |
| JPH0581794B2 true JPH0581794B2 (en) | 1993-11-16 |
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ID=16595372
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP57210802A Granted JPS5999158A (en) | 1982-11-30 | 1982-11-30 | Control mechanism of lock up clutch for fluid coupling in automatic stepless speed changer for vehicle |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS5999158A (en) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0745906B2 (en) * | 1988-10-31 | 1995-05-17 | マツダ株式会社 | Slip control device for fluid coupling |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5776360A (en) * | 1980-10-31 | 1982-05-13 | Toyota Motor Corp | Method of controlling speed shifting operation of automatic transmission |
| JPS57184743A (en) * | 1981-04-24 | 1982-11-13 | Borg Warner | Controller for continuous variable transmission |
Family Cites Families (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6124753Y2 (en) * | 1981-04-11 | 1986-07-25 |
-
1982
- 1982-11-30 JP JP57210802A patent/JPS5999158A/en active Granted
Patent Citations (2)
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|---|---|---|---|---|
| JPS5776360A (en) * | 1980-10-31 | 1982-05-13 | Toyota Motor Corp | Method of controlling speed shifting operation of automatic transmission |
| JPS57184743A (en) * | 1981-04-24 | 1982-11-13 | Borg Warner | Controller for continuous variable transmission |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS5999158A (en) | 1984-06-07 |
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