JPS5894661A - Hydraulic pressure regulating system for stepless automatic speed change gear for vehicle - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To permit the output of a proper line pressure and reduce the fuel consumption thereof by a method wherein a reduction ratio pressure in accordance with a throttle pressure and the amount of displacement of the movable flange of an output side pulley is utilized as an input hydraulic pressure for a pressure regulating valve outputting a line pressure. CONSTITUTION:The pressure regulating valve 30 consists of a spool 32, provided with a spring 31, a first regulator plunger 33, provided in series of the spool 32, a second regulator plunger 34, arranged in series of and abutting against the plunger 33, a port 34a, communicating with an oil pump 20 through an oil path 1, the port 34b, through which the line pressure is fed back through an orifice 35, the port 34c, through which the reduction ratio pressure outputted from a reduction ratio detecting valve 50 through the oil path 3 in accordance with the displacement of the movable flange of the output side pulley is inputted, and the ports 34g, 34h, through which the first and second throttle pressures outputted from a throttle valve 40 through the oil path 2 are inputted.

Description

【発明の詳細な説明】 本発明はＶベルト式無段変速機を用いた車両用無段変速
機の油圧制御装置に設けられる油圧調整装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to a hydraulic pressure adjustment device provided in a hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle using a V-belt type continuously variable transmission.

＼ｌベルト式無段変速機は、トルクコンバータまたはフ
ルー１ｚｈツブリングなど流体継手および前進後進切換
機構と組み合せて自動車など車両用無段自動変速機とし
て使用される。この無段自動変連撮は、中速、スロット
ル開度を車両の走行条件を入力としＶベルト式無段変速
機おにび前進後進切換機構の油Ｈ−→ｙ−ボおよび流体
継手への作動油の給す１または潤滑油の供給を制御する
油圧制御Ｉ波装置制御され、この油圧制御装置は前記人
力に応じたライン圧を発生する油圧調整装置を備える。The belt type continuously variable transmission is used as a continuously variable automatic transmission for vehicles such as automobiles in combination with a fluid coupling such as a torque converter or a fluid coupling and a forward/reverse switching mechanism. This continuously variable continuous shooting uses medium speed and throttle opening as the input vehicle driving conditions, and the V-belt type continuously variable transmission, the oil H-→Y-bo of the forward/reverse switching mechanism, and the fluid coupling. A hydraulic control I-wave device that controls the supply of hydraulic oil or lubricating oil is controlled, and this hydraulic control device includes a hydraulic adjustment device that generates line pressure according to the human power.

しかるに従来の油圧調整装置は、車速およびス【］ット
ル開度をカバナ弁などで機械的に検出するかまたは電気
的に検出して油圧に変換し、油圧調整装置の入力油圧と
していたため、■ペル１〜式無段変速機の伝達１〜ルク
又は減速比の変化に応じた適切なライン圧をＶベルト式
無段変速機の油圧サーボに供給することが困勤であった
。また油圧制御装置はエンジンにより駆動されるオイル
ポンプを油斤源どしているため、前記ライン圧を走行条
１！４に応じた必要最低限の値に近似して設定すること
でオイルポンプの吐出圧を低減さＵるど、オイルポンプ
の駆動に要するエンジンの出り月〜ルクを低減でき燃費
の低減が可能となる。However, with conventional hydraulic adjustment devices, the vehicle speed and throttle opening were detected mechanically using a cabana valve or the like, or detected electrically and converted into oil pressure, which was then used as the input oil pressure for the hydraulic adjustment device. It has been difficult to supply appropriate line pressure to the hydraulic servo of the V-belt continuously variable transmission in response to changes in the transmission 1-lux or reduction ratio of the Pell 1-type continuously variable transmission. In addition, since the oil pressure control device uses an oil pump driven by the engine as its oil source, by setting the line pressure to approximate the minimum necessary value according to the running conditions 1 and 4, the oil pump By reducing the discharge pressure, the engine power required to drive the oil pump can be reduced, making it possible to reduce fuel consumption.

本発明の目的は、■ペル１〜式無段変ｉ１ｉ＋１１の伝
達１−ルクまたは減速比の変化に応じた適切なうイン圧
を出力できると共にライン圧を必要最低限に近接でき燃
費の低減が可能な車両用無段自動変速機の油圧調整装置
の提供にある、。The purpose of the present invention is to be able to output appropriate inlet pressure according to changes in the transmission torque or reduction ratio of Pel 1 to steplessly variable i1i+11, and to reduce fuel consumption by keeping the line pressure close to the necessary minimum. Our goal is to provide a hydraulic adjustment device for continuously variable automatic transmissions for vehicles.

本発明は、オイルポンプからの吐出油圧を入力油圧に応
じて調圧し、ライン圧として出力する調圧弁と、Ｖベル
ト式無段変速機の出力がわプーリの可能フランジの変位
量に応じて減速比圧を出力する減速比検出弁と、スロワ
１〜ル開度に応じて供給されたライン圧を調圧し、スロ
ットル圧どして出力し且つスロットル開度が設定値以−
りのとき供給された減速比圧を第２スロットルＨ−とじ
て出力するスロワ１−ル弁とを有し、調圧弁は前記スロ
ットル圧と、減速化圧と第２スロツトル圧とを入力油圧
としたことを構成とする。The present invention includes a pressure regulating valve that regulates the discharge oil pressure from an oil pump according to the input oil pressure and outputs it as line pressure, and a pressure regulating valve that adjusts the discharge oil pressure from the oil pump according to the input oil pressure and decelerates the oil pressure according to the displacement amount of the output pulley of the V-belt type continuously variable transmission. The reduction ratio detection valve outputs the specific pressure, and the line pressure is regulated according to the opening of the throttles 1 to 1, and output as throttle pressure.
It has a throttle valve that outputs the reduction ratio pressure supplied at the time of the reduction through the second throttle H, and the pressure regulating valve converts the throttle pressure, the reduction pressure, and the second throttle pressure into the input oil pressure. The composition consists of what has been done.

つぎに本発明を図に示す実施例に基づき説明づ−る。Next, the present invention will be explained based on embodiments shown in the drawings.

第１図は車両用無段自動変速機を示づ。FIG. 1 shows a continuously variable automatic transmission for a vehicle.

１００はエンジンとの締結面１００ＡがＩＭＩＤＩ、フ
ルードカップリング、（〜ルクコンバータなど流体警手
が収納される流体継手ルーム１１０と、エンジンと反対
側面が開口し、ディファレンシャルギアが収納されると
共に該ゲイファレンシ１／ルギアの一方の出力軸を支持
するディファレンシャルルーム１２０、同様にエンジン
と反対側が開口し、アイドラギアが収納されると共にア
イドラギアの軸の一方を支持するアイドラギアルーム１
３０を有するトルクコンバータケース、２００はエンジ
ン側が開口しＶベルト式無段変速機が収納されるトラン
スミッションルーム２１０、前記Ｉ・ルクコンバータケ
ースのディファレンシャルルームの開口面を蓋すると共
にディファレンシャルの他の一方の出力軸を支持するデ
ィファレンシャルルーム２２０、および前記トルクコン
バータケースのアイドラギアルーム１３０のエンジン側
と反対側部を蓋するアイドラギアルーム２３０からなり
、前記ｉ−ルクコンバータケースのエンジンと反対側面
１００Ｂにボルトで締５− 結されたトランスミッションケースであり、前記１へル
クコンバータケースおよび後記する中間ケースと共に車
両用自動変速機の外殻（ケース）をなす。３００は流体
継手と１〜ランスミツシヨンとの間の伝動軸を軸支する
センターケースであり、本実施例では１−ランスミッシ
ョンケース内に収納された状態でトルクコンバータケー
スのエンジンと反対側面１００Ｂにボルトで締結された
センターケースの構成を有する。自動変速機は本実施例
ではトルクコンバータケース１００内に配されエンジン
の出力軸に連結される公知のフルードカップリング４０
０とトランスミッションケース２００内に設けられたト
ランスミッションからなる。トランスミッションは、軸
心が中空とされ、該中空部５１１が油圧サーボの作動油
、潤滑油の給排油路とされた入力軸５１０が前記フルー
ドカップリング４００と同軸心を有するよう配され、軸
心が中空とされ、該中空部５１１が油圧サーボの作動油
などの給排油路とされた出力軸５５０が前記入力軸５１
０と平行して配６− されたＶペル１〜式無段変速機５００、該Ｖベル１へ式
無段変速機の入力軸５１０とフルードカップリングの出
力軸との間に配された遊星歯車変速機構６００、前記Ｖ
ベルト式無段変速機５００の入力軸５１（Ｍ３よび出力
軸５！）０と平行的に配置されている出力軸７１０が車
軸に連結されたディファレンシャル７００、および該デ
ィファレンシャル７００の入力大歯車７２０と前記Ｖベ
ルト式無段変速ｖｓ５００の前記出力軸５５０のエンジ
ンがわ端部に備えられたＶベルト式無段変速機の出力ギ
ア５９０との間に挿入され、前記出力軸５５０と平行し
て一端は前記トルクコンバータケースに軸支され他端は
インナーケースとされたセンターケース３００に軸支さ
れて設けられたアイドラギア軸８１０と、該アイドラギ
ア軸に設けられた入力歯車８２０おＪ：び出力歯車８３
０とからなるアイドラギア８００からなる。100 has a fluid coupling room 110 in which a fastening surface 100A with the engine accommodates IMIDI, fluid couplings, fluid controllers such as lux converters, and a fluid coupling room 110 which opens on the side opposite to the engine and accommodates differential gears and the gay differential. 1/Differential room 120 that supports one output shaft of the Lugia; similarly, the side opposite to the engine is open, and the idler gear room 1 houses the idler gear and supports one of the shafts of the idler gear.
A torque converter case 200 has a transmission room 210 that opens on the engine side and houses a V-belt continuously variable transmission, and a transmission room 210 that has an opening on the engine side and houses a V-belt type continuously variable transmission. It consists of a differential room 220 that supports the output shaft, and an idler gear room 230 that covers the side of the torque converter case opposite to the engine side of the idler gear room 130. This is a transmission case which is fastened together with the above-mentioned first torque converter case and an intermediate case to be described later, and forms an outer shell (case) of an automatic transmission for a vehicle. Reference numeral 300 denotes a center case that pivotally supports the transmission shaft between the fluid coupling and the 1-transmission transmission case. It has a center case configuration that is bolted to the center case. In this embodiment, the automatic transmission includes a known fluid coupling 40 disposed inside the torque converter case 100 and connected to the output shaft of the engine.
0 and a transmission provided within a transmission case 200. The transmission has a hollow shaft center, and an input shaft 510 in which the hollow portion 511 serves as an oil supply/drain passage for hydraulic oil and lubricating oil for the hydraulic servo is disposed so as to have the same axis as the fluid coupling 400. The output shaft 550 has a hollow core and the hollow portion 511 serves as an oil supply/discharge path for hydraulic oil of a hydraulic servo.
A V-bell 1-type continuously variable transmission 500 is arranged parallel to the V-bell 1 continuously variable transmission 500, and a planet is arranged between the input shaft 510 of the V-bell 1-type continuously variable transmission and the output shaft of the fluid coupling. Gear transmission mechanism 600, the V
A differential 700 in which an output shaft 710 arranged parallel to the input shaft 51 (M3 and output shaft 5!) 0 of the belt type continuously variable transmission 500 is connected to an axle, and an input large gear 720 of the differential 700. The output shaft 550 of the V-belt continuously variable transmission vs500 is inserted between the output gear 590 of the V-belt continuously variable transmission provided at the end near the engine, and one end is parallel to the output shaft 550. is an idler gear shaft 810 which is rotatably supported by the torque converter case and whose other end is rotatably supported by the center case 300 which is an inner case, and an input gear 820 and an output gear 83 which are provided on the idler gear shaft.
The idler gear 800 consists of 0 and 0.

■ペル１〜式無段変速機５００および遊星歯車変速機構
６００は車速スロットル開度など車両走行条件に応じて
油圧制御Ｉ装置により減速比、前進、後進など所定の制
御がなされる。(2) The Pell 1-type continuously variable transmission 500 and the planetary gear transmission mechanism 600 are controlled in a predetermined manner, such as reduction ratio, forward movement, and reverse movement, by a hydraulic control I device according to vehicle running conditions such as vehicle speed and throttle opening.

１００は、センターケースのエンジンがね（フルードカ
ップリングがわ）壁に締結され、内部には前記フルード
カップリング４００と一体の中空軸４１０で駆動される
オイルポンプが収納されているオイルポンプカバーであ
る。Reference numeral 100 denotes an oil pump cover which is fastened to the engine wall (beside the fluid coupling) of the center case and houses an oil pump driven by a hollow shaft 410 integrated with the fluid coupling 400 inside. be.

フルードカップリング４００の出力軸４２０は、センタ
ーケース３００の中心に嵌着されたスリーブ３１０にメ
タルベアリング３２０を介して回転自在に支持され、エ
ンジン側端にはロックアツプクラッチ４コ８０のハブ４
４０と、フルードカップリングのタービン４５０のハブ
４６０とがスプライン嵌合され、他端は段状に大径化さ
れて該大径部は遊星歯車変速機構６００の入力軸６０１
となり、ベアリング３３０を介して中間支壁３に支持さ
れている。前記フルードカップリングの出力軸４２０お
よび遊星歯車変速機構の入力軸６０１は中空に形成され
、該中空部は油路４２１が設けられると共に栓４２０が
嵌着され、さらに前記Ｖベルト式無段変速機の入力軸５
１０に固着されたスリーブ４２２のエンジンがね端部が
回転自在に嵌め込まれている。The output shaft 420 of the fluid coupling 400 is rotatably supported by a sleeve 310 fitted in the center of the center case 300 via a metal bearing 320, and the hub 4 of the lock-up clutch 4 80 is attached to the engine side end.
40 and the hub 460 of the turbine 450 of the fluid coupling are spline-fitted, and the other end is enlarged in diameter in a stepped manner, and the large diameter portion is connected to the input shaft 601 of the planetary gear transmission mechanism 600.
and is supported by the intermediate support wall 3 via a bearing 330. The output shaft 420 of the fluid coupling and the input shaft 601 of the planetary gear transmission mechanism are formed hollow, and the hollow part is provided with an oil passage 421 and fitted with a plug 420, and furthermore, the V-belt type continuously variable transmission input shaft 5
The end of the sleeve 422 fixed to the engine 10 is rotatably fitted into the sleeve 422.

遊星歯車変速１構６００は、前記フルードカップリング
４００の出力軸４２０と一体の入力軸６０１に連結され
ると共に、多板クラッチ６３０を介して後記するＶベル
ト式無段変速機の固定７ランジに連結されたキャリヤ６
２０、多板ブレーキ６５０を介してセンターケース３０
０に係合されたリングギア６６０、■ペル１〜式無段変
速機の入力軸５１０と一体に形成されているｉ星歯車変
速機構の出力軸６１０外因に設けられたサンギア６７０
、前記キャリヤ６２０に軸支され、サンギア６７０とリ
ングギア６６とに歯合したプラネタリギア６４０、前記
センターケース３００壁に形成され前記多板ブレーキ６
５０を作動させる油圧ザーボ６８０、前記固定フランジ
壁に形成され前記多板クラッチ６３０を作動させる油圧
サーボ６９とからなる。The planetary gear transmission 1 mechanism 600 is connected to an input shaft 601 that is integrated with the output shaft 420 of the fluid coupling 400, and is connected to a fixed 7-lunge of a V-belt type continuously variable transmission to be described later via a multi-plate clutch 630. Connected carrier 6
20, center case 30 via multi-plate brake 650
0, a sun gear 670 provided externally to the output shaft 610 of the i-star gear transmission mechanism, which is integrally formed with the input shaft 510 of the Pell 1-type continuously variable transmission.
, a planetary gear 640 that is pivotally supported by the carrier 620 and meshed with the sun gear 670 and the ring gear 66; and the multi-disc brake 6 that is formed on the wall of the center case 300.
50, and a hydraulic servo 69 formed on the fixed flange wall and operating the multi-disc clutch 630.

Ｖベルト式無段変速機５００は、遊星歯車変速機構６０
０の出力軸６１０と一体の入力軸５１０に一体に一９＝ 形成された固定フランジ５２ＯＡ　、および油圧サーボ
５３０により前記固定フランジ５２Ａ方向に駆動される
可動フランジ５２Ｂからなる入力プーリ５２０と、前記
Ｖベルト式無段変速機の出力軸５５０と一体に形成され
た固定フランジ５６０Ａ　、および該油圧サーボ５７に
より固定７ランジ５６０△方向に駆動される可動フラン
ジ５６０Ｂからなる出力プーリ５６０と、入力プーリ５
２０と出力プーリ５６０との間を伝動するＶベルト５８
０とからなる。The V-belt continuously variable transmission 500 has a planetary gear transmission mechanism 60.
an input pulley 520 consisting of a fixed flange 52OA integrally formed on an input shaft 510 that is integral with an output shaft 610 of 0; and a movable flange 52B driven in the direction of the fixed flange 52A by a hydraulic servo 530; An output pulley 560 consisting of a fixed flange 560A formed integrally with the output shaft 550 of the belt-type continuously variable transmission, and a movable flange 560B driven in the direction of the fixed 7 langes 560 by the hydraulic servo 57, and the input pulley 5.
20 and the output pulley 560.
Consists of 0.

Ｖベルト式無段変速機の入力軸５１０は、遊星歯車変速
機構の出力軸６１０となっているエンジンがわ端５１０
Ａがベアリング３４０を介して前記遊星歯車変速機構の
入力軸６０１に支持され、該入力軸６０１およびベアリ
ング３３０を介してセンターケース３００に支持されて
おり、他端５１０Ｂはベアリング３５０を介してトラン
スミッションケースのエンジンと反対側壁２５０に支持
され、さらにその先端面５１０Ｃは前記側癖２５０に締
結された蓋２６０にニードル（ローラー）ベアリング２
７０を介して当接さ一１〇− れでいる。The input shaft 510 of the V-belt type continuously variable transmission has an engine side end 510 that serves as the output shaft 610 of the planetary gear transmission mechanism.
A is supported by the input shaft 601 of the planetary gear transmission mechanism via a bearing 340, and is supported by the center case 300 via the input shaft 601 and the bearing 330, and the other end 510B is supported by the transmission case via a bearing 350. It is supported by the side wall 250 opposite to the engine, and furthermore, its tip surface 510C is connected to the lid 260 fastened to the side wall 250 with a needle (roller) bearing 2.
It is in contact with each other via 70.

■ペル１〜式無段変速機の入力軸５１０の軸心に形成さ
れた中空部５１１には、エンジン側部に前記スリーブ４
２２が嵌着され、エンジン側部５１１Ａはセンターケー
ス３００、油路３０１を介し前記油路４２１から供給さ
れた油圧を固定フランジ５２０Ａの基部に形成された油
路５１３を介して油圧サーボ６９０に油圧を供給する油
路とされ、その反対側部５１１Ｂは、先端が前記１〜ラ
ンスミツシヨンケースの側壁２５０の入力軸５１０との
対応部に形成された穴２５ＯＡを塞ぐよう益着された蓋
２６０のバイブ状突出部２６１と嵌合され、該Ｍ２６０
を含むトランスミッションケース２００に形成され、全
空間が油圧制御装置と連絡する油路５１４から前記蓋２
６０の突出部２６１を介して供給された圧油が油圧サー
ボ５３０へ供給されるための油路として作用している。■The hollow part 511 formed at the axis of the input shaft 510 of the Pell 1-type continuously variable transmission has the sleeve 4 attached to the side of the engine.
22 is fitted, and the engine side part 511A transfers the hydraulic pressure supplied from the oil passage 421 through the center case 300 and the oil passage 301 to the hydraulic servo 690 through an oil passage 513 formed at the base of the fixed flange 520A. The opposite side portion 511B has a lid 260 whose tip end is fitted to close the hole 25OA formed in the portion corresponding to the input shaft 510 of the side wall 250 of the transmission case. The M260 is fitted with the vibrator-shaped projection 261 of
The lid 2 is formed in the transmission case 200 including the lid 2, and the entire space communicates with the hydraulic control device.
60 acts as an oil path for supplying pressure oil to the hydraulic servo 530 through the protrusion 261 .

出力ギア５９０は、中空の支軸５９１と一体に形成され
、該支軸５９１はエンジン側端５９１△が一方の支点を
形成するローラーベアリング５９２を介してトルクコン
バータケースの側壁に支持され、他端５９１Ｂはローラ
ーベアリング５９３を介してセンターケース３００に支
持され、さらに出力ギア５９０のエンジンがね側面５９
０Ａは中間支点を形成するニードルベアリング５９４を
介して前記トルクコンバータケースの側壁に当接され、
該出力ギアの反対がね側面５９０Ｂはニードルベアリン
グ５９５を介してセンターケース３００の側面に当接さ
れ、さらに支軸５９１の１−ランスミッションがわには
インナスプライン５９６が形成されている。The output gear 590 is formed integrally with a hollow support shaft 591, and the support shaft 591 is supported by the side wall of the torque converter case via a roller bearing 592 with an engine side end 591Δ forming one support point, and the other end is supported by the side wall of the torque converter case. 591B is supported by the center case 300 via a roller bearing 593, and is further supported by the engine side surface 59 of the output gear 590.
0A is in contact with the side wall of the torque converter case via a needle bearing 594 forming an intermediate fulcrum,
The opposite side surface 590B of the output gear is brought into contact with the side surface of the center case 300 via a needle bearing 595, and an inner spline 596 is formed on the side of the 1-rance transmission of the support shaft 591.

Ｖベルト式無段変速機の出力軸５５０は、エンジンがね
端には前記出力ギアの支軸５９１に形成されたインナス
プライン５９６に嵌合するアウタスプライン５５０Ａが
形成され、スプライン嵌合により出力ギアの支軸５９１
を介してセンターケース３００に支持され、他端５５０
Ｂは他方の支点を形成するボールベアリング９２０を介
してトランスミッションケースのエンジン反対側壁２５
０に支持されている。The output shaft 550 of the V-belt type continuously variable transmission has an outer spline 550A formed at the engine end that fits into the inner spline 596 formed on the support shaft 591 of the output gear, and the output gear supporting shaft 591
is supported by the center case 300 via the other end 550
B connects to the side wall 25 of the transmission case opposite the engine via a ball bearing 920 forming the other fulcrum.
It is supported by 0.

このＶベルト式無段変速機の出力軸５５０の軸心に形成
された油路５５１には中間部にセンシングバルブボディ
５５２が嵌着され、該バルブボディ５５２のエンジン側
部５５２Δはトランスミッションケースに形成され油圧
制御装置と連絡する油路１４０から供給された油圧が前
記油圧サーボ５７０に導かれる油路とされ、前記バルブ
ボディ５５２のエンジンと反対側部５５２Ｂは、先端が
前記トランスミッションケースの側壁２５０の出力軸５
５０との対応部に形成される穴２５０Ｂを塞ぐよう蓋着
された蓋５５３のパイプ状突出部５５４と嵌合され１〜
ランスミツシヨンケースおよび該トランスミッションケ
ースに締結された蓋５５３に形成され油圧制御装置から
可動フランジ５６０Ｂの変位位置を検出づ−る減速比検
出弁５０により油圧が調整される油路３となっている。A sensing valve body 552 is fitted in the middle part of an oil passage 551 formed at the axis of the output shaft 550 of this V-belt type continuously variable transmission, and an engine side part 552Δ of the valve body 552 is formed in the transmission case. The oil pressure supplied from the oil passage 140 that communicates with the hydraulic control device is an oil passage that is guided to the hydraulic servo 570, and a portion 552B of the valve body 552 on the side opposite to the engine has a tip that is connected to the side wall 250 of the transmission case. Output shaft 5
The pipe-like protrusion 554 of the lid 553 is fitted so as to close the hole 250B formed in the corresponding part with 1 to 50.
The hydraulic pressure is adjusted by a reduction ratio detection valve 50 formed in the transmission case and a lid 553 fastened to the transmission case, which detects the displacement position of the movable flange 560B from the hydraulic control device. .

減速比検出弁５０は、検出棒５１の図示右端に取付けら
れた係合ビン５１Ａが可動７ランジ５６０Ｂの内周に形
成された段部５６１に係合され、可動フランジ５６０Ｂ
の変位に伴うスプールの変位により油路３の油圧を調整
する。In the reduction ratio detection valve 50, an engagement pin 51A attached to the right end of the detection rod 51 in the drawing is engaged with a stepped portion 561 formed on the inner circumference of the movable 7 flange 560B.
The oil pressure of the oil passage 3 is adjusted by the displacement of the spool accompanying the displacement of the spool.

一１３＝ 第２図は第１図に示した車両用無段自動変速機を制御す
る油圧制御装置を示す。２１は油溜め、２０はエンジン
により駆動され、前記油溜め２１から吸入した作動油を
油路１に吐出するオイルポンプ、３０は入力油圧に応じ
て油路１の油圧を調整し、ライン圧とする調圧弁、４０
は油路１から供給されたライン圧をスロットル開度に応
じて調圧し、油路２から第１スロットル圧として出力し
、油路３からオリフィス２２を介して供給された前記減
速比検出弁５０の出力する減速比圧をスロットル開度が
設定値０１以上のとき油路３ａから第２スロツ１〜ル圧
として出力するスロワ（〜ル弁、５０は油路１とオリフ
ィス２３を介して連絡する油路３の油圧をＶベルト式無
段変速機の出力がわブーりの可動７ランジ５６０Ｂの変
位量に応じて調圧する前記減速比検出弁、６０は油路１
とオリフィス２４を介して連絡するとともに調圧弁３０
からの余剰油が排出される油路４の油圧を調圧するとと
もに余剰油路を油路５から潤滑油として無段自動変速機
の潤滑必要部へ供１４− 給覆る第２調汁弁、６５は運転度に設置プられたシフ１
−レバーにより作動され、油路１のライン圧を運転者の
操作に応じて弁配置るマニュアル弁、７０は入力に応じ
て油路４の油圧を流体継手４００に供給し、ロックアツ
プクラッチ４３０の係合および解放を司るロックアツプ
制御機構、８０は人力に応じて油路１ど大径のオリフィ
ス２５を介して連絡する油路１ａの油圧を油路１ｂから
入力がわブーりの油圧サーボ５３０へ出力するＶベルト
式無段変速機５００の減速比（１−ルク比）制御１機構
、１０はマニュアル弁６５がＬレンジにシフトされたど
き油路１に連絡リ−る油路１Ｃに設けられ、ライン圧を
調圧して［１−モジュレータ圧として油路２に供給する
ローモジュレータ弁、１２はオイルクーラー油路１１に
設けられＩこりリーフ弁、２５は油路１に設（〕られた
リリーフ弁、２６は遊星歯車変速機構３００の多板ブレ
ーキの油ｆ１’　９−ボロ８０へのライン圧供給油路６
に設（プられたチェック押付流量制御弁、２１は遊星歯
車変速機構３００にの多板クラッチの油圧サーボ６９０
へのライン圧伏給油路１に設（〕られたチェック弁側流
量制御弁である。113= FIG. 2 shows a hydraulic control device for controlling the continuously variable automatic transmission for a vehicle shown in FIG. 21 is an oil reservoir; 20 is an oil pump that is driven by the engine and discharges the hydraulic oil sucked from the oil reservoir 21 into the oil passage 1; 30 is an oil pump that adjusts the oil pressure of the oil passage 1 according to the input oil pressure, and adjusts the line pressure. pressure regulating valve, 40
The reduction ratio detection valve 50 regulates the line pressure supplied from the oil passage 1 according to the throttle opening degree, outputs it as the first throttle pressure from the oil passage 2, and is supplied from the oil passage 3 through the orifice 22. A throttle valve (50 communicates with the oil passage 1 via the orifice 23 60 is the oil passage 1; the reduction ratio detection valve adjusts the oil pressure of the oil passage 3 according to the displacement amount of the movable 7-lunge 560B, which has a variable output of the V-belt type continuously variable transmission;
through the orifice 24 and the pressure regulating valve 30.
A second oil regulating valve 65 which regulates the oil pressure of the oil passage 4 through which surplus oil is discharged, and supplies the excess oil passage from the oil passage 5 as lubricating oil to the parts that require lubrication of the continuously variable automatic transmission. is Schiff 1 installed at the driving level.
- A manual valve 70 is actuated by a lever and arranges the line pressure of the oil passage 1 according to the driver's operation; A lock-up control mechanism 80 controls engagement and release, and a hydraulic servo 530 inputs the hydraulic pressure of the oil passage 1a, which communicates with the oil passage 1 via a large diameter orifice 25, from the oil passage 1b according to human power. The reduction ratio (1-luke ratio) control mechanism 1 of the output V-belt type continuously variable transmission 500, 10, is provided in the oil passage 1C that connects to the oil passage 1 when the manual valve 65 is shifted to the L range. , a low modulator valve that regulates the line pressure and supplies it to the oil passage 2 as [1-modulator pressure], 12 is an I stiffness leaf valve provided in the oil cooler oil passage 11, and 25 is a relief provided in the oil passage 1. Valve 26 is oil f1' 9 of the multi-disc brake of the planetary gear transmission mechanism 300 - Line pressure supply oil line 6 to Boro 80
21 is the hydraulic servo 690 of the multi-disc clutch in the planetary gear transmission mechanism 300.
This is a check valve-side flow control valve installed in the line compression oil supply path 1 to the

本発明の油圧調整装買は、上記調圧弁３０．ス［１ット
ル弁４０および、減速比検出弁５０で構成される。The hydraulic pressure regulating device of the present invention includes the pressure regulating valve 30. It is composed of a one-liter valve 40 and a reduction ratio detection valve 50.

減速比検出弁５０は、一端にＶペル１〜式無段変速機の
出力側プーリの可動フランジ５６０Ｂと係合する係合ビ
ン５１Ａが固着され、他端にスプリング５２が前設され
た検出棒５１、該検出棒５１どスプリング５３を介して
直列的に配されランド５４Ａおよび５４３を有するスプ
ール５４、油路３と連絡するボート５５、ドレインボー
１〜５６、スプール５５に設けられボート５５とランド
５４△と５４［３との間の油室５４ａとを連絡覆る油路
５７とを有し、可動７ランジ５６０Ｂの変位に応じて第
３図に示すごとき油圧Ｐｉを油路３に発生させる。The reduction ratio detection valve 50 is a detection rod having an engagement pin 51A fixed to one end that engages with a movable flange 560B of an output pulley of a V-Pel 1 continuously variable transmission, and a spring 52 provided in front of the other end. 51, a spool 54 having lands 54A and 543 arranged in series with the detection rod 51 via a spring 53; a boat 55 communicating with the oil passage 3; drains 1 to 56; It has an oil passage 57 which communicates with and covers the oil chamber 54a between 54Δ and 54[3, and generates a hydraulic pressure Pi as shown in FIG.

スロットル弁４０は、運転席のアクセルペダルにリンク
されたスロワ１〜ルカム４１に接触して変位されるスロ
ワ１へルプランジャ４２、該スロットルプランジャ４２
とスプリング４３を介して直列されたスプール４４を備
え、スロットル開度θの増大に応じてプランジャ４２お
よびスプール４４は図示左方に変位される。プランジャ
４２はスロットルカム４１の回転角およびランド４２ａ
にフィードバックされた油路２の油圧スロットル開度θ
が設定値０１以上（θ〉ｅｌ）となったとき油路３と油
路３ａとを連絡して油路３ａに前記減速比圧に等しい第
２スロツトル圧を生ぜしめ、θ〈ｅｌのとき、プランジ
１７４２に設けられた油路４２Ｂを介してドレインボー
ト４０ａから油路３ａの油圧を排圧させ油路３ａに第４
図に示す如く第２スロツトル圧Ｐｊを発生させる。The throttle valve 40 includes a thrower 1 plunger 42 that is displaced by contacting the thrower 1 to cam 41 linked to the accelerator pedal of the driver's seat, and the throttle plunger 42.
The plunger 42 and the spool 44 are connected in series via a spring 43, and the plunger 42 and the spool 44 are displaced to the left in the figure as the throttle opening θ increases. The plunger 42 is connected to the rotation angle of the throttle cam 41 and the land 42a.
Hydraulic throttle opening degree θ of oil passage 2 fed back to
When becomes the set value 01 or more (θ>el), the oil passage 3 and the oil passage 3a are connected to generate a second throttle pressure equal to the reduction ratio pressure in the oil passage 3a, and when θ<el, The hydraulic pressure in the oil passage 3a is discharged from the drain boat 40a through the oil passage 42B provided in the plunge 1742, and the fourth
A second throttle pressure Pj is generated as shown in the figure.

スプール４４はスプリング４３を介してスロットルカム
の動きが伝えられ該スロットル開度とオリフィス４５を
介してランド４４ａにフィードバックされた油路２の油
圧により変位され油路１と油路２の連通面積を変化させ
て油路２に生ずるスロットル圧ｐｔｈを第５図および第
６図の如く調圧する。The movement of the throttle cam is transmitted to the spool 44 via the spring 43, and the spool 44 is displaced by the throttle opening and the oil pressure of the oil passage 2 fed back to the land 44a via the orifice 45, thereby increasing the communication area between the oil passages 1 and 2. The throttle pressure pth generated in the oil passage 2 is regulated as shown in FIGS. 5 and 6.

調圧弁３０は、一方（図示左方）にスプリング３１が前
設され、ランド３２Ａ、３２３，３２Ｃを備えたス１７
− プール３２、前記スプール３２に直列して前設され、小
径のランド３３Ａと大径のランド３３［３とを備えた第
１のレギュレータプランジャ３３、該プランジャ３３に
当接して直列的に配された第２のレギュレータプランジ
ャ３４を有し、油路１と連絡するボー１〜３４８１オリ
フイス３５を介してライン圧がフィードバックされるボ
ー１〜３４ｂドレインボート３４Ｃ１余剰油を油路４に
排出させるボート３４ｄ１ランドと弁壁との間からの洩
れ油を排出するドレインボー１−３４ｅ、油路３から減
速比圧が入力される入力ポート３４ｆ、油路２から第１
スロツトル圧が入力される入力ポート３４ｇ、油路３ａ
から第２スロツトル圧が入）〕される入力ポート３４１
１とからなる。The pressure regulating valve 30 has a spring 31 installed in front of it on one side (left side in the drawing) and a spring 17 provided with lands 32A, 323, and 32C.
- a pool 32, a first regulator plunger 33 provided in series and in front of the spool 32, and comprising a small diameter land 33A and a large diameter land 33[3; arranged in series in contact with the plunger 33; boat 1 to 34b, which has a second regulator plunger 34 connected to the oil passage 1, and receives line pressure feedback through an orifice 35; A drain 1-34e drains leaked oil from between the land and the valve wall, an input port 34f to which the reduction ratio pressure is input from the oil path 3, and a first port from the oil path 2.
Input port 34g where throttle pressure is input, oil path 3a
The input port 341 receives the second throttle pressure from
Consists of 1.

ローモジュレータ弁１０はマニュアル弁１０がしレンジ
に設定されたときスロットル開度に依存しない第１図に
示すＯ−モジュレータ圧ｐｌｏｗを出力する。ここでロ
ーモジュレータ弁及びスロットル弁はいずれも調圧の為
の排圧油路を持たず、スロットル圧Ｐｔｈが減速比制御
機構８０から常時排圧さ１８− れていることを利用して調圧する構成としており、また
、これらの両弁は並列的に配置されている。The low modulator valve 10 outputs the O-modulator pressure plow shown in FIG. 1, which is independent of the throttle opening when the manual valve 10 is set to the low range. Here, neither the low modulator valve nor the throttle valve has a discharge pressure oil passage for pressure regulation, and the pressure is regulated by utilizing the fact that the throttle pressure Pth is constantly discharged from the reduction ratio control mechanism 80. Both valves are arranged in parallel.

従ってＬレンジでは油路２に、第８図のごとぎＰｌｏｗ
及びｐｔｈのうら大ぎい方の油圧が発生ずることになる
。従って第９図に示す如くしレンジ低スロツトル開度に
於けるライン圧Ｐ１がＤレンジの場合より−Ｌ昇する。Therefore, in the L range, the Plow
A larger hydraulic pressure will be generated than that of and pth. Therefore, as shown in FIG. 9, the line pressure P1 when the range throttle opening is low increases by -L compared to the case of the D range.

この調汗弁３０は、ボート３４ｆから入力され第２プラ
ンジｔ３４に印加される減速比圧、ボート３４ｇから入
力され第１プランジヤ３３のランド３３Ｂに印加される
第１スロツトル圧、ボー１−３４ｈから入力され第１プ
ランジヤ３３のランド３３Ａに印加される第２スロツ１
〜ル圧スプリング３１およびオリフィス３５を介して油
路１ど連絡されたボート３４ｂからスプールのランド３
２ｃにフィードバックされるライン圧とによりスプール
４２が変位され油路１に連絡するボート３４ａ１油路４
に連絡覆るボート３４ｄおよびドレインボート３４ｃの
開口面積を調整して油路１の圧油の洩れ量を増減させ第
９図、第１０図、および第１１図に示すライン圧ＰＬを
生じさける。This sweat control valve 30 is operated from the reduction specific pressure input from the boat 34f and applied to the second plunger t34, the first throttle pressure input from the boat 34g and applied to the land 33B of the first plunger 33, and the bow 1-34h. The second slot 1 is input and applied to the land 33A of the first plunger 33.
- The land 3 of the spool is connected from the boat 34b to the oil passage 1 via the oil pressure spring 31 and the orifice 35.
The spool 42 is displaced by the line pressure fed back to the boat 34a1, which is connected to the oil passage 1.
The opening areas of the boat 34d and the drain boat 34c which are connected to and covered by the drain boat 34c are adjusted to increase or decrease the amount of pressure oil leaking from the oil passage 1 to avoid generating the line pressure PL shown in FIGS. 9, 10, and 11.

Ｌレンジでは強力なエンジンブレーキを得る為にダウン
シフ＋−させる必要がある。■ベルト式無段変速機では
ダウンジット時には入力がわプーリの油圧サーボ５３０
への油路を排圧油路と連絡することにより、リーーボ油
室内の油を排油して、ダウンシフトを実現する。しかし
、強力なエンジンブレーキを得る為にはプライマリシー
ブを高回転で回すことになるが、その回転により発生す
る遠心力による油圧で廃油が防げられる場合がある。従
って迅速なダウンシフトが必要な場合には出力がわブー
りの油圧サーボ５７０に加える油圧を通常より高くする
必要があり、特にス［１ットル開度が低い場合には重要
である。その為にルンジではローモジュレータ圧によっ
てスロットル開度０が小さい時のスロットル圧ｐｔｈを
増加させ、ライン圧Ｐ１　（ライン圧＝出力がわプーリ
の油圧サーボ供給圧）を増加させている。In the L range, it is necessary to downshift +- to obtain strong engine braking. ■For belt-type continuously variable transmissions, the input pulley's hydraulic servo 530 is used when downshifting.
By connecting the oil passage to the exhaust pressure oil passage, the oil in the revo oil chamber can be drained and a downshift can be achieved. However, in order to obtain strong engine braking, the primary sheave must be rotated at a high rotation speed, and the oil pressure generated by the centrifugal force generated by this rotation may prevent waste oil from being generated. Therefore, when a quick downshift is required, it is necessary to make the hydraulic pressure applied to the hydraulic servo 570 with a large output higher than usual, and this is particularly important when the throttle opening is low. For this reason, in Runge, the throttle pressure pth when the throttle opening degree is small is increased by the low modulator pressure, and the line pressure P1 (line pressure=hydraulic servo supply pressure of the output pulley) is increased.

マニコアル弁６５は、運転席に設けられたシフｈレバー
で動かされ、Ｐ（パーク）、Ｒ（リバース）、Ｎにゴー
１−ラル）、Ｄ（ドライブ）　、Ｌ　（ロー）の各シフ
１ル位置に設定されるスプール６６を有し、各シフト位
置に設定されたとき油路１、または油路２と、油路１Ｃ
油路、６油路７とを表Ｉに示１如く連絡する。The mani-coal valve 65 is operated by a shift lever installed in the driver's seat, and is operated by a shift lever installed in the driver's seat, and is operated by a shift lever for each of P (park), R (reverse), N (go 1-ral), D (drive), and L (low). It has a spool 66 that is set to each shift position, and when set to each shift position, oil passage 1 or oil passage 2, and oil passage 1C.
The oil passages 6 and 7 are connected as shown in Table I.

表Ｉ Ｐ　　ＲＮ　　Ｄ、　　Ｌ 油路　７　×　×　×　Δ　Δ 油路　６ＸＱＸＸＸ 油路１Ｃ−−△　△　Ｏ 表１において○は油路１との連絡、△は油路２との連絡
、−は油路の閉塞、×は排圧を示す。この表Ｉに示づ如
くＲレンジでは遊星歯車変速機構のブレーキ６８０にラ
イン圧が供給され、Ｄレンジおにび［レンジではクラッ
チ６９０に油路２のスロットル圧（またはローモジュレ
ータ圧）が供給され前進後進の切り換えがなされる。Table I P RN D, L Oil path 7 × × × Δ Δ Oil path 6XQXXX Oil path 1C--△ △ O In Table 1, ○ indicates connection with oil path 1, △ indicates connection with oil path 2, and - indicates oil connection. tract obstruction, × indicates drainage pressure. As shown in Table I, in the R range, line pressure is supplied to the brake 680 of the planetary gear transmission mechanism, and in the D range, the throttle pressure (or low modulator pressure) of the oil passage 2 is supplied to the clutch 690. The vehicle is switched between forward and reverse motion.

第２調圧弁６０は一方にスプリング６１が荷設され２１
− ランド６２Ａ　、　６２Ｂ　、　６２Ｃを備えたスプー
ル６２を有し、スプール６２はスプリング６１のばね荷
重とオリフィス６３を介してランド６２Ａに印加される
油圧により変位して油路４と油路５とおよびドレインボ
ート６０Ａの流通抵抗を変化させ油路４の油圧を調圧す
ると共に油路５から潤滑必要部へ潤滑油を供給し余った
作動油はドレインボート６０Ａからドレインさせる。The second pressure regulating valve 60 has a spring 61 loaded on one side and 21
- It has a spool 62 with lands 62A, 62B, and 62C, and the spool 62 is displaced by the spring load of the spring 61 and the hydraulic pressure applied to the land 62A via the orifice 63, and connects the oil path 4, the oil path 5, and The flow resistance of the drain boat 60A is changed to regulate the oil pressure of the oil passage 4, and lubricating oil is supplied from the oil passage 5 to the parts requiring lubrication, and excess hydraulic oil is drained from the drain boat 60A.

減速比制御弁構８０は、減速比制御弁８１、オリフィス
８２と８３、アップシフト用電磁ソレノイド弁８４、及
びダウンシフト用電磁ソレノイド弁８５からなる。The reduction ratio control valve mechanism 80 includes a reduction ratio control valve 81, orifices 82 and 83, an upshift electromagnetic solenoid valve 84, and a downshift electromagnetic solenoid valve 85.

減速比制御弁８１は第１のランド８１２Ａと第２のラン
ド８１２Ｂと第３のランド８１２Ｃとを有し、一方のラ
ンド８１２Ｃにスプリング８１１が荷設されたスプール
８１２、それぞれオリフィス８２及び８３を介して油路
２からスロワ１ヘル圧またはローモジュレータ圧が供給
される両側端の側端油室８１５及び８１６、ランド８１
２Ｂとランド８１２Ｃとの間の中間油室８１０、油室８
１５と油室８１０を連絡する油路２Ａ、ラ２２− イン圧が供給される油路１と連絡するとＪ（に、スプー
ル８１２の移動に応じて開口面積が増減する入力ポート
８１７およびＶペル１〜式無段変速機５００の入カブー
リ５２０の油圧サーボ５３０に油路１ｂを介して連絡タ
ーる出）Ｊポーｌ−８１８が設けられた制汗油室８１９
、スプール８１２の移動に応じて油室８１９を排圧Ｊる
ドレインボート８１４、及びスプール８１２の移動に応
じて油室８１０および油室８１５を排圧するドレインボ
ー１−８１３を備える。アップシフト用電磁ソレノイド
弁８４とダウンシフｌ−用電磁ソレノイド弁８５とは、
それぞれ減速比制御弁８１の油室８１５と油室８１６ど
に取り付けられ、双方とも後記する電気制御回路の出力
で作動されそれぞれ油室８１５および油室８１０と油室
８１６とを排圧する。The reduction ratio control valve 81 has a first land 812A, a second land 812B, and a third land 812C, and one land 812C has a spool 812 loaded with a spring 811, and a spring 811 is connected to the spool 812 through orifices 82 and 83, respectively. side end oil chambers 815 and 816 at both ends, and land 81 to which thrower 1 health pressure or low modulator pressure is supplied from oil passage 2;
Intermediate oil chamber 810 between 2B and land 812C, oil chamber 8
15 and the oil chamber 810, and an input port 817 whose opening area increases or decreases according to the movement of the spool 812, and an input port 817 whose opening area increases or decreases according to the movement of the spool 812. An antiperspirant oil chamber 819 in which a J pole 1-818 is connected to the hydraulic servo 530 of the input converter 520 of the ~ type continuously variable transmission 500 via an oil path 1b.
, a drain boat 814 that evacuates the oil chamber 819 according to the movement of the spool 812, and a drain boat 1-813 that evacuates the oil chamber 810 and the oil chamber 815 according to the movement of the spool 812. The electromagnetic solenoid valve 84 for upshifting and the electromagnetic solenoid valve 85 for downshifting are as follows.
They are respectively attached to an oil chamber 815 and an oil chamber 816 of the reduction ratio control valve 81, and both are operated by the output of an electric control circuit to be described later to evacuate the pressure in the oil chamber 815, oil chamber 810, and oil chamber 816, respectively.

ロックアツプ制御機＄１７０は、第２図および第１５図
に示す第１実施例の如く、ロックアツプ制御弁７１と、
オリフィス７７と、該オリフィス７７を介１ノで前記回
路４に連絡する回路４ａの油圧を制御する電磁ソレノイ
ド弁７６とからなる。ロックアツプ制御弁７１は、一方
（図示右方）にスプリング７２が荷設され、同一径のラ
ンド７３Ａ、７３Ｂ、７３Ｃを備えたスプール７３おｊ
：び該スプール７３に直列して設けられ他方（図示左方
）にスプリング７４が荷設され前記スプール７３のラン
ドより大径のスリーブ７５とを右するか、または第１６
図に示す第２実施例の如く、スプリング７２を省いた構
成か、さらには第１７図に示す第３実施例の如くスプー
ル７３のランド７３Ａをなくすととも（こスリーブ７５
とスプール７３とを一体化した構成を有する。第１５図
の第１実施例においては、一方から油路４に連絡した入
カポ−１〜７１Ａを介してランド７３Ｃに印加される油
路４の油圧Ｐ４ど、スプリング７２のばね荷重Ｆｓ１と
を受け、他方からはスリーブ７５にソレノイド弁７６に
より制御される油路４ａのソレノイド圧ｐｓまたはボー
ト４１Ｂを介してランド７３Ａに印加されるロックアツ
プクラッチ４３０の解放がわ油路８の油圧Ｐ８と前記ス
プリング７４によるばね荷重ＦＳ２とを受けてスプール
７３が変位され、油路４と前記解放がわ油路８または【
］ツクアップクラッチ４３０の係合がわ油路９との連絡
を制御する。ソレノイド弁７６が通電されてＯＮとなっ
ているとき、油路４ａの油圧は排圧されてスプール７３
は図示左方に固定され、油路４と油路９とが連絡し、作
動油は油路９〜ロツクアツプクラツチ４３０〜油路８〜
ドレインポート７１Ｃの順で流れ、ロックアツプクラッ
チ４３０は係合状態にある。ソレノイド弁１６が非通電
され弁口が閉じている（ＯＦＦ）ときは、油路４ａの油
圧は保持されスプール７３は図示右方に固定され、油路
４は油路８と連絡し、作動油は油路８〜ロツクアツプク
ラツチ４３０〜油路９〜オイルクーラへの連絡油路１０
の順で流れ、ロックアツプクラッチ４３０は解放されて
いる。The lock-up controller $170 includes a lock-up control valve 71, as in the first embodiment shown in FIGS. 2 and 15.
It consists of an orifice 77 and an electromagnetic solenoid valve 76 that controls the oil pressure of the circuit 4a which is connected to the circuit 4 through the orifice 77. The lock-up control valve 71 has a spring 72 installed on one side (right side in the drawing) and a spool 73 having lands 73A, 73B, and 73C of the same diameter.
and a sleeve 75 which is provided in series with the spool 73 and has a spring 74 loaded on the other side (left side in the figure) and has a larger diameter than the land of the spool 73, or
As in the second embodiment shown in the figure, the spring 72 is omitted, or as in the third embodiment shown in FIG.
and a spool 73 are integrated. In the first embodiment shown in FIG. 15, the hydraulic pressure P4 of the oil passage 4, which is applied to the land 73C via the input ports 1 to 71A connected to the oil passage 4 from one side, and the spring load Fs1 of the spring 72 are From the other side, the solenoid pressure ps of the oil passage 4a controlled by the solenoid valve 76 is applied to the sleeve 75, or the hydraulic pressure P8 of the oil passage 8 is applied to the land 73A via the boat 41B. The spool 73 is displaced in response to the spring load FS2 by the spring 74, and the oil passage 4 and the released oil passage 8 or [
] The engagement of the pull-up clutch 430 controls communication with the oil passage 9. When the solenoid valve 76 is energized and turned on, the hydraulic pressure in the oil passage 4a is discharged and the spool 73
is fixed on the left side in the drawing, and the oil passage 4 and oil passage 9 communicate with each other, and the hydraulic oil flows from oil passage 9 to lock-up clutch 430 to oil passage 8 to
The water flows in the order of drain port 71C, and lock-up clutch 430 is in an engaged state. When the solenoid valve 16 is de-energized and the valve port is closed (OFF), the oil pressure in the oil passage 4a is maintained, the spool 73 is fixed to the right in the figure, the oil passage 4 is in communication with the oil passage 8, and the hydraulic oil is is oil passage 8 - lock up clutch 430 - oil passage 9 - oil passage 10 connecting to oil cooler
The lock-up clutch 430 is released.

つぎにロックアツプクラッチ制御機構７０の作用を説明
する。Next, the operation of the lock-up clutch control mechanism 70 will be explained.

」コックアップクラッチ付自動変速機ではロックアツプ
クラッチ係合時にトルクコンバータ又はフリユイツトカ
ップリングのポンプ側とタービン側＝２５− との回転速度に差がある為にクラッチ係合ににるショッ
クが発生し、フィーリング」二好ましくない場合がある
。その為に従来ではロックアツプクラッチ係合時点の車
速を高くすることにより、〔ｌツクアップクラッチ係合
時のトルクコンバータ又はフリユイツトカップリングの
ポンプ側とタービン側との回転速度のそが少ない状態で
ロックアツプさせて、クラッチ係合によるショックが小
さくなる様にしている。しかしこの場合には［コックア
ップ車速が高くなり、低車速ではロックアツプできず、
ロックアツプクラッチの効果を十分に１与ることができ
ない。本実施例では、ロックアツプクラッチ係合時にロ
ックアツプクラッチ係合圧とロックアツプクラッチ解放
圧とを調整して、ロックアツプクラッチ係合のショック
を和らげることの可能なロックアツプクラッチ制御機構
を提供している。従来の構成は、第１８図Δに示す如く
、ソレノイド弁７６がＯＦＦのときロックアツプ制御弁
７１のスプール７３が図示右方に設定され流体継手供給
圧２６− の供給油路４とロックアツプクラッチ解放がわ油路８と
が連絡し、ロックアツプクラップ係合がわ油路９はクー
ラーバイパス油路１１に連絡して作動油は油路８から油
路９へ流れロックアツプクラッチはＯＦＦ　（解放）さ
れ、ソレノイド弁７６がＯＮのとぎ、第１８図Ｃに示ず
如く油路４は油路９に連絡Ｊるとともに油路８はドレイ
ンポート７１Ｇに連絡し、作動油は油路９から油路８に
流れロックアツプクラッチはＯＮ（係合）する、だ番プ
の制御であり第１８図Ｂに示す中間位置へのスプールの
保持はなされていなかった。これに対し本発明の構成を
第１７図に示ず第３実施例に基づいて説明すると、ロッ
クアツプクラッチ係合時のコント日−ル（図２参照） Ｐｌ：油路４の流体継手供給圧、Ｆ２：油路８のロック
アツプクラッチ解放圧、Ｆ３：油路９のロックアツプク
ラッチ係合圧、　ｐｓ　：油路１ａのソレノイド圧、　
Ｆｓ　　：第１７図への状態でのスプリング７４のばね
荷重、にスプリング７４のばね定数、Ａ１ニスリーブ７
５のバルブ断面積（受圧面積）、Ａ２；ランド７３Ｇの
バルブ断面積（受圧面積）、ΔＸ１：第１７図Ａから８
に至るバルブのストローク。In an automatic transmission with a cock-up clutch, when the lock-up clutch is engaged, there is a difference in rotational speed between the pump side and the turbine side of the torque converter or free unit coupling, which causes a shock to the clutch engagement. Occurrence and feeling 'second' may be unfavorable. For this reason, conventional methods have been used to increase the vehicle speed when the lock-up clutch is engaged. In this state, the clutch is locked up to reduce the shock caused by clutch engagement. However, in this case [cock-up vehicle speed becomes high and lock-up is not possible at low vehicle speeds,
The effect of the lock-up clutch cannot be sufficiently applied. This embodiment provides a lock-up clutch control mechanism that can adjust the lock-up clutch engagement pressure and the lock-up clutch release pressure when the lock-up clutch is engaged, thereby alleviating the shock of the lock-up clutch engagement. ing. In the conventional configuration, as shown in FIG. 18 Δ, when the solenoid valve 76 is OFF, the spool 73 of the lock-up control valve 71 is set to the right in the figure, and the supply oil path 4 of the fluid coupling supply pressure 26- and the lock-up clutch are released. The lock-up clutch is connected to the oil passage 8, and the lock-up clutch engages the oil passage 9, which is connected to the cooler bypass oil passage 11, and the hydraulic oil flows from the oil passage 8 to the oil passage 9, turning the lock-up clutch OFF (released). When the solenoid valve 76 is turned ON, the oil passage 4 is connected to the oil passage 9, and the oil passage 8 is also connected to the drain port 71G, as shown in FIG. 8, the lock-up clutch was turned ON (engaged), and the spool was not held in the intermediate position shown in FIG. 18B. On the other hand, the structure of the present invention will be explained based on a third embodiment not shown in FIG. 17. Control date when lock-up clutch is engaged (see FIG. 2) , F2: lock-up clutch release pressure of oil passage 8, F3: lock-up clutch engagement pressure of oil passage 9, ps: solenoid pressure of oil passage 1a,
Fs: Spring load of the spring 74 in the state shown in Fig. 17, spring constant of the spring 74, A1 Ni sleeve 7
Valve cross-sectional area (pressure-receiving area) of 5, A2; Valve cross-sectional area (pressure-receiving area) of land 73G, ΔX1: Fig. 17 A to 8
Valve stroke leading to.

△×２：第１７第１与 ク，△Ｘ３：第１７図ＡからＤに至るバルブのス１−［
１−り、とする。△×2: 17th first input, △X3: 1-[ of valves from A to D in Fig. 17
1-ri.

イ）第１７図Ａの場合、ソレノイド弁７６がＯＦＦだか
らＰｓ　＝Ｐ　１＝Ｐ　２、この場合のバルブ平衡式、
図示右方向の力Ｆ　１＝ＦＳ　＋ｐｓ　ｘＡ＋　＝ＦＳ
　＋ｐ　ＩＸＡ１、図示左方向の力Ｆ　２＝Ｐ　１ｘＡ
　２＋Ｐ　２Ｘ　（Ａ　Ｉ−Ａ　２＞　＝Ｐ　ＩＸＡ　
１、よってＦ１＝Ｆｓ　＋Ｐ　１ｘＡ　１＞Ｐ　１ｘＡ
　１＝Ｆ　２となる。b) In the case of Fig. 17A, the solenoid valve 76 is OFF, so Ps = P 1 = P 2, the valve balance equation in this case,
Force F in the right direction shown in the figure 1=FS +ps xA+ =FS
+p IXA1, force F2=P 1xA to the left in the diagram
2+P 2X (A I-A 2> = P IXA
1, therefore F1=Fs +P 1xA 1>P 1xA
1=F2.

クーラがわ油路１１は流路抵抗が小さいため、この場合
にはｐｓ　＞ｐ　３となりロックアツプクラッチが開放
状態となる。Since the flow resistance of the cooler side oil passage 11 is small, in this case ps > p 3, and the lock-up clutch is in an open state.

口）第１７図Ｂの場合、ソレノイド弁７６はデコーティ
ー作動Ｐ１＝Ｐ２、Ｆ　１＝Ｆｓ＋△Ｘ　ＩＸＫ＋ＰＳ
ＸＡ１、Ｆ　２＝Ｐ．、　ＩＸＡ　２＋Ｐ　２ｘ　（Ａ
　１−Ａ　２）　＝Ｐ　ｌｘＡ１、よっ１’Ｆｓ＋ΔＸ
　ＩＸＫ十ｐＳＸＡ＝Ｐ　ＩＸＡ，となる。この時Ｐｓ
１＝Ｐ１−（Ｆｓ＋ΔＸ　１ｘＫ＞／Ａ　Ｉとなり、こ
の時点からロックアツプクラッチ係合圧（Ｆ３）が供給
圧（Ｐｌ）と等しくなる。In the case of Fig. 17B, the solenoid valve 76 operates as a deco tee P1=P2, F1=Fs+△X IXK+PS
XA1, F2=P. , IXA 2+P 2x (A
1-A 2) =P lxA1, so 1'Fs+ΔX
IXK0pSXA=P IXA. At this time Ps
1=P1-(Fs+ΔX 1xK>/A I, and from this point on, the lock-up clutch engagement pressure (F3) becomes equal to the supply pressure (Pl).

ハ）第１７図Ｃの場合、ソレノイド弁７６はデユーティ
−コントロールされておりＰ　１＝Ｐ　３となる。c) In the case of FIG. 17C, the solenoid valve 76 is duty-controlled and P1=P3.

よってＦ　１＝Ｆｓ　＋△Ｘ　２ＸＫ＋ＰＳ　ＸＡ　１
、Ｆ２＝Ｐ　１ｘＡ　２＋Ｐ　２ｘ　（Ａ　１−Ａ　２
）　、よってＰＳ＝　（ＦＳ＋ΔＸ　２ＸＫ＋ＰＳ　Ｘ
Ａ　１−Ｐ　ｌｘＡ　２＞／（Ａ　Ｉ−Ａ　２＞、この
状態でＰｓの大きさによりＰ２＝Ｐ１〜Ｏまで変化する
。Therefore, F 1=Fs +△X 2XK+PS XA 1
, F2=P 1xA 2+P 2x (A 1-A 2
), therefore PS= (FS+ΔX 2XK+PS
A 1-P lxA 2>/(A I-A 2>, in this state, P2 changes from P1 to O depending on the magnitude of Ps.

ａ）Ｐ２＝Ｐ１のとき、Ｆｓ＋△Ｘ２ｘＫ十Ｐｓ２１　
ＸＡ　１＝Ｐ　１ｘＡ　１、よッＴＰｓ２１　＝Ｐ　１
−（Ｆｓ十△Ｘ　２ＸＫ）／Ａ　１ １））Ｐ２＝Ｏのどき、ＦＳ＋ΔＸ２ＸＫ十ＰＳ２２　
ＸＡ　１＝Ｐ　ＩＸＡ　２、よッＴＰｓ２２　＝Ａ　２
／Ａ１ｘＰ　１−　（Ｆｓ　＋△Ｘ　２ｘＫ）／Ａ　Ｉ
Ｃ）Ａ２〈Ａ１だからＰｓ２２　＜Ｐｓ２１　、Ｐｓ２
ｗ−Ｐｓ２１　−Ｐｓ２２　＝　（　１−Ａ　２／Ａ　
Ｉ）　ｘＰ　１、２９− 従ってソレノイド圧ｓ圧がＰｓ２１からＰ　ｓ２２まで
減少するｐ　ｓ２ｗの間にｐｓを２１から０まで減少さ
せることができる。a) When P2=P1, Fs+△X2xK0Ps21
XA 1=P 1xA 1, TPs21 =P 1
- (Fs + ΔX 2XK) / A 1 1)) P2 = O throat, FS + ΔX2XK + PS22
XA 1=P IXA 2, TPs22 =A 2
/A1xP 1- (Fs +△X 2xK)/A I
C) A2<A1 so Ps22 <Ps21 , Ps2
w-Ps21-Ps22 = (1-A 2/A
I) xP 1, 29- Therefore, ps can be decreased from 21 to 0 during ps2w when the solenoid pressure spressure decreases from Ps21 to Ps22.

二）第１７図りの場合、ソレノイド弁７６はＯＮだがら
ｐｓ＝ｏ、Ｐ３＝Ｐ１、Ｐ　２＝　Ｏ，　Ｆ　１＝Ｆｓ
十△Ｘ　３ｘＫ，Ｆ　２＝Ｐ　１ｘＡ　２、従ってＦｌ
くＦ２となる様なＦＳ，に、Ｐｌ、Ａ　１ｔＪ定する。2) In the case of the 17th diagram, the solenoid valve 76 is ON, so ps=o, P3=P1, P2=O, F1=Fs
10△X 3xK, F 2=P 1xA 2, therefore Fl
Pl and A 1tJ are set to FS such that F2 is obtained.

ソレノイド弁７６がＯＦＦでロックアツプクラッチＯＦ
Ｆ，ソレノイドＯＮでロックアツプクラッチＯＮである
点は従来と同様であるが、ロックアツプクラッチＯＦＦ
〜ロックアツプクラッチＯＮとする時にソレノイドを単
に０ＦＦ−ＯＮとするのではなく、ＯＦＦ〜ＦＦ−ティ
−増加〜ＯＮとすることによりロックアツプクラッチの
係合を調整する。ロックアツプクラッチ０ＦＦ−ＯＮの
場合にソレノイド弁１６に第１２図に示ず様に、ある一
定の周期内でＯＮ時間がしだいに増加していく様な信号
を与えることにより、供給圧に対して第１３図に示す様
な圧力（ソレノイド圧）Ｐｓがソレノイ３０− ド油路４ａに発生Ｍる。このソレノイド圧ｐｓによりバ
ルブスプール７３がコントロールされ、ロックアツプク
ラッチ解放側油路８の解放圧Ｐ２、ロックアツプクラッ
チ係合側油路９の供給圧Ｐ３はソレノイドデユーティ−
に対して第１４図に示す様に変化する。ここで、デユー
ティ−０％（１〕５＝Ｐ１）〜ｄ１％（Ｐｓ＝ｐｓｌ　
　）の範囲では第１７図のＡ〜ＢＯ′）Ｉｌ！囲にバル
ブがコントロールされている。デユーディーｄ１％（Ｐ
ｓ　＝Ｐｓｌ）〜ｄ２１％（Ｐｓ　＝Ｐｓ２１　）の範
囲では第１７図の８〜Ｃの範囲にバルブがコントロール
されている。デユーティ−ｄ２１％（Ｐｓ　＝Ｐｓ２１
　）　〜ｄ２２％（Ｐｓ＝ＰＳ２２〉の範囲では第１７
図Ｃ〜Ｄの範囲にバルブがコン１−ロールされている。When the solenoid valve 76 is OFF, the lock-up clutch is OFF.
F. The lock-up clutch is turned on when the solenoid is turned on, which is the same as before, but the lock-up clutch is turned off.
~When turning on the lock-up clutch, the engagement of the lock-up clutch is adjusted by turning the solenoid OFF~FF-T-increase~ON instead of simply turning it OFF-ON. When the lock-up clutch is 0FF-ON, by giving a signal to the solenoid valve 16 such that the ON time gradually increases within a certain period, as shown in Fig. 12, the supply pressure can be controlled. A pressure (solenoid pressure) Ps as shown in FIG. 13 is generated in the solenoid 30-de oil passage 4a. The valve spool 73 is controlled by this solenoid pressure ps, and the release pressure P2 of the lock-up clutch release side oil passage 8 and the supply pressure P3 of the lock-up clutch engagement side oil passage 9 are controlled by the solenoid duty.
It changes as shown in FIG. 14. Here, duty -0% (1] 5 = P1) ~ d1% (Ps = psl
) in the range of A to BO') Il! in Figure 17. The valve is controlled by the surrounding area. DuD d1% (P
In the range from s = Psl) to d21% (Ps = Ps21), the valve is controlled within the range from 8 to C in Fig. 17. Duty-d21% (Ps = Ps21
) to d22% (17th in the range of Ps=PS22〉)
The valves are controlled in the range shown in Figures C to D.

デユーティ−６２２％（Ｐｓ　＝ＰＲ２２）　〜１００
％（Ｐｓ　＝　Ｏ）の範囲では第１７図りの状態となる
。Duty -622% (Ps = PR22) ~100
% (Ps = O), the state shown in Figure 17 is obtained.

第１６図に示す第２実施例の構成は、バルブスプールを
２分割とした構成である。第３実施例の構成ではバルブ
の段差部の同心度等に高い精度が要求されるが、本実施
例の様に２分割とする事により同心度等の問題が解消で
きる。第１５図に示す第１実施例の構成はスプリングを
バルブスプールの両側に配置した構成である。これによ
りスプリングの自由度が大きくなり、設計が容易となる
。The configuration of the second embodiment shown in FIG. 16 is such that the valve spool is divided into two parts. In the configuration of the third embodiment, high precision is required for the concentricity of the stepped portion of the valve, but by dividing the valve into two parts as in this embodiment, problems such as concentricity can be solved. The structure of the first embodiment shown in FIG. 15 is such that springs are arranged on both sides of the valve spool. This increases the degree of freedom of the spring and facilitates its design.

なお第１５図から第１７図に示す第１実施例から第３実
施例においてボート７１Ｂの巾を中間ランド７３Ｂの巾
より広く形成し、スプール７３が移動する際一時的に油
路４と、油路８および油路９の両方とが連絡するにうに
しているのは、第１８図Ｂに示す従例の如く一時的に油
路４と、油路８および油路９の両方とが遮断される状態
を防止し、流体継手内の作動油圧を高（保ってキャビテ
ーションの発生を防止すると共に、デユーティ−コント
ロールによる連絡油路切換えを一層なめらかに行う目的
による。よって第１８図に示す如くロックアツプ制御弁
７１を用いてもデユーティ−コントロールによる直結ク
ラッチのスムーズな係合または解放は可能である。In addition, in the first to third embodiments shown in FIGS. 15 to 17, the width of the boat 71B is formed wider than the width of the intermediate land 73B, so that when the spool 73 moves, the oil passage 4 and the oil The reason why both the passage 8 and the oil passage 9 are in communication is that the oil passage 4 and both the oil passage 8 and the oil passage 9 are temporarily cut off, as in the example shown in FIG. 18B. The purpose is to prevent cavitation from occurring by maintaining the hydraulic pressure in the fluid coupling at a high level, and to enable smoother switching of the communication oil path by duty control. Even if the control valve 71 is used, it is possible to smoothly engage or disengage the direct coupling clutch by duty control.

第１９図は第２図に示した油圧制御装置におけるロック
アツプクラッチ制御機構７０の電磁ソレノイド弁７Ｇ、
減速比制御機構８０のアップシフト用電磁ソレノイド弁
８４およびダウンシフト用電磁ソレノイド弁８５を制御
する電気制御回路９０の構成を示す。FIG. 19 shows an electromagnetic solenoid valve 7G of the lock-up clutch control mechanism 70 in the hydraulic control device shown in FIG.
The configuration of an electric control circuit 90 that controls the upshift electromagnetic solenoid valve 84 and the downshift electromagnetic solenoid valve 85 of the reduction ratio control mechanism 80 is shown.

９０１はシフ］・カバーがＰ、ＲｌＮ、Ｌのどの位置に
シフトされているかを検出するシフトレバ−スイッチ、
９０２は入力プーリＡの回転速度を検出する回転速度セ
ンサ、９０３は車速センサ、９０４はエンジンのスロッ
トル開度を検出するスロットルセンサ、９０５は回転速
度センサ９０２の出力を電圧に変換するスピード検出処
理回路、９０Ｇは車速センサ９０３の出力を電圧に変換
する車速検出回路、９０７はスロットルセンサ９０４の
出力を電圧に変換するスロットル間度検出処理回路、９
０８〜９１１は各センサの入力インターフェイス、９１
２は中央処理装置（ＣＰｔＪ）、９１３は電磁ソレノイ
ド弁７６．８４．８５を制御するプログラムおよび制御
に必要なデータを格納しであるリードオンメモリ（ＲＯ
Ｍ）３３− １９１４は入力データおよび制御に必要なパラメータを
一時的に格納するランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）、
９１５はクロック、９１６は出力インターフェイス、９
１１はソレノイド出ツノドライバであり出力インターフ
ェイス９１６の出力をダウンシフト電磁ソレノイド弁８
５、アップシフト電磁ソレノイド弁８４およびシフトコ
ントロールソレノイド７４の作動出力に変える。入力イ
ンターフェイス９０８〜９１１とＣＰＵ　９１２、ＲＯ
Ｍ９１３、ＲＡＭ　９１４、出力インターフェイス９１
６との間はデータバス９１８とアドレスバス９１９とで
連絡されている。901 is a shift lever switch that detects whether the cover is shifted to P, RIN, or L;
902 is a rotational speed sensor that detects the rotational speed of input pulley A, 903 is a vehicle speed sensor, 904 is a throttle sensor that detects the throttle opening of the engine, and 905 is a speed detection processing circuit that converts the output of the rotational speed sensor 902 into voltage. , 90G is a vehicle speed detection circuit that converts the output of the vehicle speed sensor 903 into voltage, 907 is a throttle distance detection processing circuit that converts the output of the throttle sensor 904 into voltage, 9
08 to 911 are input interfaces for each sensor, 91
2 is a central processing unit (CPtJ), and 913 is a read-on memory (RO) that stores programs that control the electromagnetic solenoid valves 76, 84, and 85 and data necessary for control.
M) 33-1914 is a random access memory (RAM) that temporarily stores input data and parameters necessary for control;
915 is a clock, 916 is an output interface, 9
11 is a solenoid output horn driver that downshifts the output of the output interface 916, and an electromagnetic solenoid valve 8.
5. Change the operating output of the upshift electromagnetic solenoid valve 84 and shift control solenoid 74. Input interfaces 908 to 911 and CPU 912, RO
M913, RAM 914, output interface 91
6 is connected via a data bus 918 and an address bus 919.

つぎに電気制御回路９０により制御されるロックアツプ
制御機構７０おＪ：び減速比制御ＩＩａ構８０の作動を
第２０図〜第３０図と共にする。Next, the operation of the lock-up control mechanism 70 and the reduction ratio control mechanism IIa mechanism 80 controlled by the electric control circuit 90 will be described with reference to FIGS. 20 to 30.

本実施例では電気制御回路９０により、各スロットル開
度θにおいて離反燃費となるよう入力がわプーリ回転数
Ｎを制Ｗする例が示されている。In this embodiment, an example is shown in which the electric control circuit 90 controls the input pulley rotation speed N so that the fuel efficiency is reduced at each throttle opening θ.

減速比制ｔＩＩＩＩａ構８０の制御は、第２０図に示す
最良燃費人力プーリ回転数と、実際の八カプーリ回転３
４− 数とを比較することにより、入出力プーリ間の変速比の
増減を減速比制御機構８０に設けた２個の電磁ソレノイ
ド弁８４および８５の作用により行い、実際のへカブー
り回転数を最良燃費人力プーリ回転数に一致させるよう
になされる。第２１図は入力ブーり回転数制御の全体の
フローチャー１−を示す。The control of the reduction ratio control tIIIa mechanism 80 is based on the best fuel economy manual pulley rotation speed shown in FIG.
4- By comparing the numbers, the speed ratio between the input and output pulleys can be increased or decreased by the action of the two electromagnetic solenoid valves 84 and 85 provided in the reduction ratio control mechanism 80, and the actual rotation speed can be determined. The best fuel economy is made to match the human pulley rotation speed. FIG. 21 shows the entire flowchart 1- of input boolean rotation speed control.

スロワ］・ルセンリ　９０４によりス［ｌットル聞度θ
の読み込み９２１を行った後、シフ１−レバースイッヂ
９０１によりシフトレバ−位置の判別９２２を行う。Thrower]・Rusenri 904 allows the throttle hearing degree θ
After reading 921, the shift lever position is determined 922 by the shift 1 lever switch 901.

判別の結果、シフｈレバーが１位回またはＮ位置の場合
には、第２２図に示ＪＰ位置お」：びＮ位置処理９３０
サブルーチーにより電磁ソレノイド弁８４および８５の
双方を０ＦＦＬ、　（９３１）　、ＰまたはＮ状態をＲ
ＡＭ９１４に記憶せしめる。（９３２）これにＪ：り入
力プーリＡのニコートラル状態がｉｆｆられる。As a result of the determination, if the shift h lever is in the 1st position or in the N position, the JP position and N position processing 930 shown in FIG.
Using the subroutine, both electromagnetic solenoid valves 84 and 85 are set to 0FFL, (931), and the P or N state is set to R.
Store it in AM914. (932) Accordingly, the nicotral state of the input pulley A is turned off.

ロックアツプコン１〜ロールは第１２図に示す如く１宰
　　　　　＊ 周期１くにｆＪ３　ｆ−Ｊるパルス［ｉＪがＬ十ｎ　Ｍ
　（ｎ　＝　１−　２・　３・・・）で表わされ、しだ
いに〔１］が大きくなっていくパルスを第１５図〜第１
７図に示づ【コックアップ制御機構７０の電磁ソレノイ
ド弁７Ｇに加えることによりなされる。このように電磁
ソレノイド弁１６をデユーティ−コントロールすること
により、ロックアツプ制御弁７１の図示左端油室１８に
デユーティ−に対応して調整された油圧ｐｓが生じる。Lockup controller 1~roll is set as shown in Fig. 12 * Period 1 is fJ3 f-J pulse [iJ is L tenn M
(n = 1-2・3...), and the pulse in which [1] gradually increases is shown in Figures 15 to 1.
This is done by adding it to the electromagnetic solenoid valve 7G of the cock-up control mechanism 70, as shown in FIG. By duty-controlling the electromagnetic solenoid valve 16 in this manner, a hydraulic pressure ps is generated in the left end oil chamber 18 of the lock-up control valve 71 in accordance with the duty.

第２３図は第１２図で示した波形図の各パラメータフロ
ーチャートを示す。ロックアツプコン１−ロール処理中
であるか否かのＦＬＵＧの判別９４１をし、処理中であ
ればその処理を継続し、処理中でな（プれば、シフ１〜
レバースイツヂ９０１において１位回またはＮ位置から
８位回への変化の有無の判別９４２およびＮ位置から０
位回への変化の有無の判別９４３を行ない、いずれかの
変化が生じている場合はそれに対応するに、Ｌ、Ｍの各
パラメータの設定９４４または９４！ｉをし、ロックア
ツプコン１へロτル処理を行なう状態であることを示す
ＦＬＵＧをＯＮ状態にする（　９５５）。いずれの変化
も生じていない場合にはリターンし、ロックアツプコン
トロール処理はなされない。ロックアツプコントロール
は１周期にの終了を判別するパラメータＫが正の値か否
かの判別９４６を、Ｋが正の値でないとボ　　　ネ きはｌくをに、ｌ−をＬ−Ｍ、Ｌを１と設定しく　９４
７）、ＬがＯ以下か否かの判別９４８をし、Ｌが０以下
ならＦＬＵＧＯＦＦ　　９４９をしてリターンする。FIG. 23 shows a flowchart of each parameter of the waveform diagram shown in FIG. 12. Lockup controller 1 - Determine whether FLUG is in progress or not (941), and if it is in progress, continue that processing;
Determination 942 of whether there is a change from the 1st position or the N position to the 8th position in the lever switch 901 and from the N position to 0
A determination 943 is made as to whether or not there has been a change in the rotational position, and if any change has occurred, the L and M parameters are set 944 or 94! i and turns on FLUG, which indicates that the lock up computer 1 is in a state where the lock processing is to be performed (955). If no change has occurred, the process returns and no lockup control processing is performed. The lock-up control determines whether the parameter K, which determines the end of one cycle, is a positive value or not. Please set 94 to 1.
7) It is determined 948 whether L is less than or equal to O, and if L is less than or equal to 0, a FLUGOFF 949 is performed and the process returns.

この場合、Ｌ　ｆＪ＜　１≦０であり、ＦＬＬＩＧをＯ
ＦＦするということは、全てのロックアツプコントロー
ル処理が終了したことを示している。判別９４６木 において１周期にの終了を判別するパラメータＫが正の
値のときは、Ｋ−１をＫと設定しく　９５０）、判別９
４８においてし≦０でない場合と共に、１周期Ｋにおけ
るＯＮ時間の終了を判別づ−るパラメータ１−が１−−
０か否かの判別９５１を行なう。Ｌ＝０のときはソレノ
イド弁７４のＯＦＦ指令９５２を発し、Ｌが０以外のと
きはソレノイド弁７４のＯＮ指令９５３を発した後Ｌ−
１を１−と設定しく　９５４）　、リターンする。また
同様のロックアツプコントロール処理は第１９図９２０
に示すプログラマブルタイマを３７− 用いても行なうことが可能である。In this case, L fJ< 1≦0 and FLLIG is O
FF indicates that all lockup control processing has been completed. If the parameter K that determines the end of one cycle in the determination 946 tree is a positive value, K-1 should be set as K. 950), determination 9
In addition to the case where ≦0 is not determined in 48, the parameter 1- which determines the end of the ON time in one cycle K is 1--
A determination 951 is made as to whether the value is 0 or not. When L=0, an OFF command 952 for the solenoid valve 74 is issued, and when L is other than 0, an ON command 953 for the solenoid valve 74 is issued, and then L-
Set 1 to 1-954) and return. Similar lock-up control processing is performed at 920 in FIG.
This can also be done using the programmable timer shown in 37-.

ロックアツプコントロール処理９５０のつぎには、入力
プーリの回転速度センサ９０２により実際の入力プーリ
回転数Ｎの読み込み９２３を行う。つぎにスロットル開
度θが０か否かの判別９２４をし、θ−〇のときは、第
２４図に示すサブルーチンに従いあらかじめデータとし
てＲＯＭ　９１３に格納しである第１７図のスロットル
開度θに対応する最良燃費入力プーリ回転数Ｎも設定９
６０をするＩＣめスロワ１ヘル開度に対応した入力ブー
リ回転数Ｎデータの格納アドレスのセット９６１をし、
セットしたアドレスからＮ’（７）データを読み出しく
　９６２）読み出したＮ’（７）データをデータ格納用
ＲＡＭ　９１４に一時格納する（　９６３）。After the lock-up control process 950, the actual input pulley rotation speed N is read 923 using the input pulley rotation speed sensor 902. Next, it is determined 924 whether the throttle opening degree θ is 0 or not, and when it is θ-0, the throttle opening degree θ is set to the throttle opening degree θ shown in FIG. Corresponding best fuel efficiency input pulley rotation speed N is also set 9
Set 961 the storage address of the input boolean rotation number N data corresponding to the opening degree of the throat 1 hole for the IC that does 60,
Read the N'(7) data from the set address. 962) Temporarily store the read N'(7) data in the data storage RAM 914 (963).

つぎに実際の入力プーリ回転数Ｎと最良燃費人力プーリ
回転数Ｎ＊との比較９２１を行う。Ｎ＜Ｎ’（７）とき
はアップシフト電磁ソレノイド弁８４の作動指＊ 令９２８を発し、Ｎ＞Ｎのときはダウンシフト電磁事 ソレノイド弁８５の作動指令９２９を発し、Ｎ＝Ｎの３
８− どぎは雨雪１にソレノイド弁８４および８５のＯＦＦ指
令９２０を発する。θ−０でスロットル全開時には、エ
ンジンブレーキの必要性を判断づるためシフトレバ−が
１〕位置に接定されているか又はＬ位置に設定されてい
るかの判別９２６を行い、必要に応じてＩンジンブレー
キ制御９７０または９８０を行う。Next, a comparison 921 is made between the actual input pulley rotation speed N and the best fuel efficiency manual pulley rotation speed N*. When N<N' (7), an operation command 928 for the upshift electromagnetic solenoid valve 84 is issued; when N>N, an operation command 929 for the downshift electromagnetic solenoid valve 85 is issued;
8- The dog issues an OFF command 920 to the solenoid valves 84 and 85 to Ameyuki 1. When the throttle is fully open at θ-0, in order to determine whether engine braking is necessary, a determination 926 is made as to whether the shift lever is connected to the 1] position or the L position, and the engine brake is applied as necessary. Control 970 or 980 is performed.

Ｄ位置のエンジンブレーキ処理９７０は、第２５図に示
す如く、車速センサ９０３により車速Ｖの読み込み９７
１をし、その時点での加速度＠を算出しく９７２）、つ
ぎに該加速度＠が車速に対して適当な加速曵Ａであるか
否かの判別９７３をする。Ｏ＞へのときはダウンシフト
のコントロール９７４を行った＊ めＮにＮより大きい値を設定したのち、リターンし、＠
≦△のときｌ１Ｎにスロットル開度θに対応Ｊ゛る最良
燃費人力プーリ回転数Ｎの設定（９７５）を行なった後
リターンする。車速と適当な加速度△との関係は、各車
両について実験または引算により求められるものであり
、第２６図のグラフに示ず。As shown in FIG. 25, the engine brake processing 970 at position D involves reading 97 the vehicle speed V using the vehicle speed sensor 903.
1 and calculate the acceleration @ at that point (972), then it is determined (973) whether the acceleration @ is an appropriate acceleration value A for the vehicle speed. When it is O>, downshift control 974 is performed.* After setting N to a value larger than N, return and @
When ≦△, the best fuel efficiency manual pulley rotation speed N corresponding to the throttle opening θ is set (975) in l1N, and then the process returns. The relationship between vehicle speed and appropriate acceleration Δ is determined by experiment or subtraction for each vehicle, and is not shown in the graph of FIG. 26.

Ｌ位置のエンジンブレーキ処理９８０では、第２７図に
示す様に、車速Ｖの読み込み９８１をした後巾速Ｖと入
力プーリ回転数Ｎからトルク比Ｔを次式から算出する演
算を行う。（９ｇ２）　Ｔ＝Ｎ／Ｖｘｋｋはトランスミ
ッション内部の減速歯車機構５００の減速比、車両の最
終減速比およびタイヤ半径等とから決定される定数であ
る。つぎに現在のトルク比Ｔがその車速Ｖに対して安全
かつ適正なエンジンブレーキが得られるトルク比テ５り
大きいか否かの判別９８３を行い、Ｔ〈］のときはダウ
ンシフトがなされるようＮ′にＮより大きい値の設定９
８４を行い、Ｔ≧ｒｂときはＮ８にＮと等しい値の設定
９８５を行ってリターンする。各車速に対して安全かつ
適正なエンジンブレーキが得られる１ヘルク比Ｔ＊Ｉま
、各車両について実験または引算により求められるもの
であり、第２８図のグラフに示す。In the engine braking process 980 for the L position, as shown in FIG. 27, the vehicle speed V is read 981, and then a calculation is performed to calculate the torque ratio T from the following equation from the width speed V and the input pulley rotation speed N. (9g2) T=N/Vxkk is a constant determined from the reduction ratio of the reduction gear mechanism 500 inside the transmission, the final reduction ratio of the vehicle, the tire radius, etc. Next, a determination 983 is made as to whether or not the current torque ratio T is greater than the torque ratio that provides safe and appropriate engine braking for the vehicle speed V, and if T<], a downshift is performed. Setting N' to a value larger than N9
If T≧rb, N8 is set to a value equal to N (985), and the process returns. The 1 Herc ratio T*I that provides safe and appropriate engine braking for each vehicle speed is determined for each vehicle through experiments or subtraction, and is shown in the graph of FIG.

つぎに減速比制御機１４８０の作用を第２９図と共に説
明する。Next, the operation of the reduction ratio controller 1480 will be explained with reference to FIG. 29.

定速走行時 第２９図に示Ｊ゛如く電気制御回路９０の出力により制
御される電磁ソレノイド弁８４および８５はＯＦＦされ
ている。これにより油室８１６の油圧Ｐｄはライン圧と
なり、油室８１５の油圧ｐｕもスプール８１２が図示右
側にあるときはライン圧となっている。When the vehicle is running at a constant speed, the electromagnetic solenoid valves 84 and 85, which are controlled by the output of the electric control circuit 90, are turned off, as shown in FIG. 29. As a result, the oil pressure Pd in the oil chamber 816 becomes the line pressure, and the oil pressure pu in the oil chamber 815 also becomes the line pressure when the spool 812 is on the right side in the figure.

スプール８１２はスプリング８１１のばね荷重による押
圧力ｐ８３があるので図示左方に動かされるスプール８
１２が左方に移動され油室８１５は油路２Ａおよび油室
８１０を介してドレインボート８１３と連通しＰＯは排
圧されるので、スプール８１２ば油室８１６の油ｌｌＰ
ｄにより図示右方に動かされる。スプール８１２が右方
に移動されるとドレインポー１へ８１３は閉ざされる。Since the spool 812 has a pressing force p83 due to the spring load of the spring 811, the spool 8 is moved to the left in the figure.
12 is moved to the left, and the oil chamber 815 is communicated with the drain boat 813 via the oil passage 2A and the oil chamber 810, and the pressure of PO is exhausted.
It is moved to the right in the figure by d. When the spool 812 is moved to the right, the drain port 1 813 is closed.

よってスプール８１２はこの場合、スプール８１２０ラ
ンド８１２Ｂのドレインボート８１３がねエツジにフラ
ットな平面（テーパー面）８１２ｂを設けることにより
、より安定した状態でスプール８１２を第２９図Ａの如
く中間位置の平衡点に保持することが可能となる。Therefore, in this case, the drain boat 813 of the spool 8120 and the land 812B provides a flat plane (tapered surface) 812b at the knee edge, so that the spool 812 can be moved in a more stable state to the equilibrium position in the intermediate position as shown in FIG. 29A. It becomes possible to hold it at a certain point.

４１− 第２９図Ａの如く中間位置の平衡点に保持された状態に
おいては油路１ｂは閉じられてＪ３す、人カブーリ５２
０の油圧サーボ５３０の油圧は、出力側プーリ５６０の
油圧サーボ５７０に加わっているライン圧によりＶベル
ト１１２を介して圧縮される状態になり、結果的に油圧
サーボ５７０の油圧と平衡する。41- When the oil passage 1b is held at the intermediate equilibrium point as shown in FIG.
The hydraulic pressure of the hydraulic servo 530 at 0 is compressed via the V-belt 112 by the line pressure applied to the hydraulic servo 570 of the output pulley 560, and as a result, it is balanced with the hydraulic pressure of the hydraulic servo 570.

実際上は油路１ｂにおいても油洩れがあるため、入力側
プーリ５２０は徐々に拡げられて１〜ルク比Ｔが増加す
る方向に変化して行く。従って第２９日入に示すように
スプール８１２が平衡する位置においては、ドレインポ
ート８１４を閉じ、油路１ａはやや開いた状態となるよ
うスプール８１２０ランド８１２Ｂのボート８１７がわ
エツジにフラノ１〜な面（テーパー面）　８１２ａを設
け、油路１ｂにおける油洩れを補うようにしている。さ
らにランド８１２Δのドレインボート８１４がねエツジ
にフラノｉ〜な面（テーパー面＞　　８１２０を設ける
ことで油路１ｂの油圧変化の立ち上りなど変移をスムー
ズにできる。この場合においてライン圧の洩れは、オリ
フィス８２を介して４２− ドレインボート８１３から排出される圧油のみで洩れ箇
所は１箇所のみである。Actually, since there is oil leakage in the oil passage 1b as well, the input pulley 520 is gradually expanded and the torque ratio T changes from 1 to increasing. Therefore, at the position where the spool 812 is in equilibrium as shown on the 29th day, the drain port 814 is closed and the oil passage 1a is left slightly open. A surface (tapered surface) 812a is provided to compensate for oil leakage in the oil passage 1b. Furthermore, by providing the drain boat 814 of the land 812Δ with a flannel surface (tapered surface>8120) on the knee edge, it is possible to smooth the rise of oil pressure changes in the oil passage 1b.In this case, leakage of line pressure is caused by the orifice. Only the pressure oil is discharged from the drain boat 813 through the drain boat 813, and there is only one leakage point.

ＵＰ−８１−１１ＦＴ時 第２９図Ｂに示す如く電気制御回路９０の出力によりア
ップシフト電磁ソレノイド弁８４がＯＮされる。At the time of UP-81-11FT, the upshift electromagnetic solenoid valve 84 is turned on by the output of the electric control circuit 90, as shown in FIG. 29B.

これにより油室８１５が排圧されるため、スプール８１
２は図示右方に動かされ、スプリング８１１は圧縮され
てスプール８１２は図示右端に設定される。As a result, the oil chamber 815 is depressurized, so the spool 81
2 is moved to the right in the figure, the spring 811 is compressed, and the spool 812 is set to the right end in the figure.

この状態では油路１ａのライン圧がボート８１８を介し
て油路１ｂに供給されるため油圧サーボ３１３の油圧は
上昇し、入力プーリ５２０は閉じられる方向に作動して
トルク比Ｔは減少する。従ってソレノイド弁８４のＯＮ
時間を必要に応じて制御することによって所望のトルク
比だけ減少させアップシフトを行う。In this state, the line pressure of the oil passage 1a is supplied to the oil passage 1b via the boat 818, so the oil pressure of the hydraulic servo 313 increases, the input pulley 520 operates in the closing direction, and the torque ratio T decreases. Therefore, the solenoid valve 84 is turned ON.
The upshift is performed by reducing the desired torque ratio by controlling the time as necessary.

ＤＯＷＮ−８ＨＩ　ＦＴ時 第２９図Ｃに示す如く電気制御回路９０の出力によりソ
レノイド弁８５がＯＮされ、油室８１６が排圧される。At the time of DOWN-8HI FT, as shown in FIG. 29C, the solenoid valve 85 is turned on by the output of the electric control circuit 90, and the oil chamber 816 is evacuated.

スプール８１２はスプリング８１１によるばね荷重と油
室８１５のライン圧とにより急速に図示右方に動かされ
、油路１ｂはドレインボート８１３と連通して排圧され
、入力側プーリ５２０は迅速に拡がる方向に作動して１
ヘルク比Ｔは増大する。このようにソレノイド弁８５の
ＯＮ時間を制御することによりトルク比を増大させダウ
ンシフ［・させる。The spool 812 is rapidly moved to the right in the figure by the spring load of the spring 811 and the line pressure of the oil chamber 815, the oil passage 1b is communicated with the drain boat 813 and the pressure is discharged, and the input pulley 520 is moved in the direction of rapid expansion. 1
The Herck ratio T increases. By controlling the ON time of the solenoid valve 85 in this manner, the torque ratio is increased and a downshift is performed.

このように入力（ドライブ側）プーリ５２０の油圧サー
ボ５３０は、減速比制御弁８１の出力油圧が供給され、
出力（ドリブン側）プーリ５６０の油圧サーボ５７０に
はライン圧が導かれており、入力プーリ５２０の油圧サ
ーボ５３０の油圧をＰｉ１出力プーリ５６０の油圧サー
ボ５７０の油圧ＰＯとするとＰＯ／Ｐｉはトルク比Ｔに
対して第３０図のグラフに示すごとき特性を有し、たと
えばスロットル開度θ＝５０％、トルク比Ｔ＝１．５（
図中ａ点）で走行している状態からアクセルをゆるめて
ｅ＝３０％とした場合ｐｏ／Ｐｉがそのまま維持される
ときは１〜ルク比Ｔ＝　０．８７の図中す点に示す運転
状態に移行し、逆にトルク比Ｔ＝　１．５の状態を保つ
場合には入力プーリを制御する減速比制御機構８０の出
力によりｐｏ／ｐｉの値を増大さぜ図中Ｃ点の値に変更
する。このようにｐｏ／ｐｉの値を必要に応じて制御す
ることによりあらゆる負荷状態に対応しでにいのトルク
比に設定できる。In this way, the hydraulic servo 530 of the input (drive side) pulley 520 is supplied with the output hydraulic pressure of the reduction ratio control valve 81.
Line pressure is guided to the hydraulic servo 570 of the output (driven side) pulley 560, and if the hydraulic pressure of the hydraulic servo 530 of the input pulley 520 is the hydraulic pressure PO of the hydraulic servo 570 of the Pi1 output pulley 560, PO/Pi is the torque ratio For example, throttle opening θ=50%, torque ratio T=1.5(
If you loosen the accelerator and set e=30% while driving at point a) in the figure, if po/Pi is maintained as it is, the operation shown at point A in the figure at 1 to luke ratio T=0.87. conversely, when the torque ratio T = 1.5 is maintained, the value of po/pi is increased by the output of the reduction ratio control mechanism 80 that controls the input pulley to the value at point C in the figure. change. In this way, by controlling the value of po/pi as necessary, a desired torque ratio can be set in response to all load conditions.

以上の如く本発明の車両用無段自動変速機の油圧調整装
置はオイルポンプからの吐出油圧を入力油圧に応じて調
圧し、ライン圧として出力する調圧弁と、Ｖベルト式無
段変速機のプーリの可動フランジの変位量に応じて減速
比圧を出力する減速比検出弁と、供給されたライン圧を
スロットル開度に応じて調圧し、スロワ１−ル圧として
出力するスロットル弁とを有し、調圧弁は前記スロット
ル圧と、減速比圧とを入力油圧としているのでＶベルト
式無段変速機の伝達トルクまたは減速比の変化に応じた
適切なライン圧を出力できると共にライン圧を必要最低
限に近接でき燃費の低減が可能である。As described above, the hydraulic pressure adjustment device for a continuously variable automatic transmission for vehicles of the present invention includes a pressure regulating valve that regulates the discharge hydraulic pressure from an oil pump according to the input hydraulic pressure and outputs it as line pressure, and a V-belt type continuously variable transmission. It has a reduction ratio detection valve that outputs reduction ratio pressure according to the amount of displacement of the movable flange of the pulley, and a throttle valve that regulates the supplied line pressure according to the throttle opening and outputs it as throttle pressure. However, since the pressure regulating valve uses the throttle pressure and the reduction ratio pressure as input oil pressure, it can output an appropriate line pressure according to changes in the transmission torque or reduction ratio of the V-belt continuously variable transmission, and it also requires line pressure. It is possible to reduce fuel consumption by keeping the distance to a minimum.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

４５− 第１図は車両用無段自動変速機の断面図、第２図はその
油圧制御装置の回路図、第３図は減速比制御弁の出力油
圧特性を示づグラフ、第４図はスロットル弁が出力（る
第２スロツ１−ル圧特性を示すグラフ、第５図および第
６図はスロットル弁が出力する第１スロットル圧特性を
示すグラフ、第７図はローモジュレータ弁が出力するロ
ーモジュレータ圧特性を示すグラフ、第８図は回路２に
生じる油圧特性を示すグラフ、第９図、第１０図、第１
１図は調圧弁が出力するライン圧特性を示づグラフ、第
１２図はデコーティー制御波形図、第１３図はソレノイ
ド圧ｐｓの特性を示すグラフ、第１４図はロックアップ
クラッヂに供給される解放圧Ｐ２および係合圧Ｐ３の特
性を示すグラフ、第１５図Ａ１Ｂ、Ｃ，Ｄは第１実施例
のロックアツプ制御Ｉ機構の作動説明図、第１６図Ａ、
Ｂ、Ｃ，ｌ）は第２実施例のロックアツプ制御機構の作
動説明図、第１７図Ａ、Ｂ５Ｃ１Ｄは第３実施例のロッ
クアツプ制御機構の作動説明図、第１８図Ａ、８１Ｇは
従来の口４６一 ツクアップ制御機構の作動説明図、第１９図は電気制御
回路のブ［１ツク図、第２０図は最良燃費人力ブーり回
転数を示リグラフ、第２１図、第２２図、第２３図、第
２４図、第２５図、第２７図（よ作動説明のだめのフロ
ーチｐ　−ｈ、第２６図は車速と加速度との特性グラス
、第２８図は車速どトルク比１との特性グラフ、第２９
図は減速比制御機構の作動説明図、第３０図はその作動
説明のためのグラフである。 図中　３０・・・調圧弁、４０・・・スロワＩ・ル弁、
５０・・・減速比検出弁 代理人　石黒健二 □ ４７− α！ 膜 ド ｒ） −３６８− 一二 ＩＪｌｒ１ ＣＬ（Ｌ45- Figure 1 is a sectional view of a continuously variable automatic transmission for vehicles, Figure 2 is a circuit diagram of its hydraulic control device, Figure 3 is a graph showing the output hydraulic characteristics of the reduction ratio control valve, and Figure 4 is a graph showing the output hydraulic characteristics of the reduction ratio control valve. Graphs showing the characteristics of the second throttle pressure output by the throttle valve; Figures 5 and 6 are graphs showing the characteristics of the first throttle pressure output by the throttle valve; Figure 7 is the output by the low modulator valve. Graph showing the low modulator pressure characteristics, Figure 8 is a graph showing the hydraulic characteristics occurring in circuit 2, Figures 9, 10, 1
Figure 1 is a graph showing the line pressure characteristics output by the pressure regulating valve, Figure 12 is a decoute control waveform diagram, Figure 13 is a graph showing the characteristics of the solenoid pressure ps, and Figure 14 is a graph showing the characteristics of the solenoid pressure ps supplied to the lock-up clutch. A graph showing the characteristics of the release pressure P2 and the engagement pressure P3, FIG. 15 A1B, C, and D are explanatory diagrams of the operation of the lock-up control I mechanism of the first embodiment, and FIG. 16 A,
B, C, l) are explanatory diagrams of the lock-up control mechanism of the second embodiment, Figures 17A and B5C1D are diagrams of the operation of the lock-up control mechanism of the third embodiment, and Figures 18A and 81G are diagrams of the conventional Figure 19 is a block diagram of the electrical control circuit, Figure 20 is a graph showing the best fuel efficiency, and Figures 21, 22, and 23 are diagrams showing the operation of the 46 pull-up control mechanism. , Fig. 24, Fig. 25, Fig. 27 (Flowchart p - h for explanation of operation, Fig. 26 is a characteristic graph of vehicle speed and acceleration, Fig. 28 is a characteristic graph of vehicle speed and torque ratio 1, 29
The figure is an explanatory diagram of the operation of the reduction ratio control mechanism, and FIG. 30 is a graph for explaining the operation. In the figure 30...Pressure regulating valve, 40...Thrower I/L valve,
50... Reduction ratio detection valve agent Kenji Ishiguro□ 47- α! Membrane de r) -368- 12IJlr1 CL(L

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １）オイルポンプからの吐出油圧を入力油圧に応じて調
圧し、ライン圧として出力する調圧弁と、Ｖベルト式無
段変速機のプーリの可動７ランジの変位量に応じて減速
比圧を出力する減速比検出弁と、供給されたライン圧を
スロットル開度に応じて調圧し、スロットル圧として出
力するスロットル弁とを有し、調圧弁は前記スロットル
圧と、減速比圧とを入力油圧とすることを特徴とする車
両用無段自動変速機の油圧調整装置。 ２）オイルポンプからの吐出油圧を入力油圧に応じて調
圧し、ライン圧として出力する調圧弁と、Ｖベルト式無
段変速機のプーリの可動フランジの変位量に応じて減速
比圧を出力する減速比検出弁と、供給されたライン圧を
スロットル開度に応じて調圧し、スロットル圧として出
力し且つスロットル開度が設定値以上のとき供給された
減速比圧を第２スロツトル圧として出力するスロットル
弁とを有し、調圧弁は前記スロットル圧と、減速比圧と
第２スロツＩ−ル圧とを入力油圧とすることを特徴とす
る車両用無段自動変速機の油圧調整装置。 ３）減速比検出弁は、Ｖベルト式無段変速機の出力がわ
プーリの可動フランジの変位置に応じて減速比圧を出力
することを特徴とする特許請求の範囲第１項または第２
項記載の車両用無段自動変速機の油圧調整装置。[Scope of Claims] 1) A pressure regulating valve that regulates the hydraulic pressure discharged from the oil pump according to the input hydraulic pressure and outputs it as line pressure, and according to the displacement of seven movable lunges of the pulley of the V-belt continuously variable transmission. and a throttle valve that regulates the supplied line pressure according to the throttle opening and outputs it as throttle pressure, and the pressure regulating valve detects the throttle pressure and the reduction ratio. A hydraulic pressure adjustment device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle, characterized in that the input hydraulic pressure is the pressure. 2) A pressure regulating valve that regulates the hydraulic pressure discharged from the oil pump according to the input hydraulic pressure and outputs it as line pressure, and outputs a reduction ratio pressure according to the displacement of the movable flange of the pulley of the V-belt continuously variable transmission. The reduction ratio detection valve regulates the supplied line pressure according to the throttle opening and outputs it as throttle pressure, and outputs the supplied reduction ratio pressure as the second throttle pressure when the throttle opening is equal to or higher than a set value. 1. A hydraulic pressure adjusting device for a continuously variable automatic transmission for a vehicle, comprising a throttle valve, wherein the pressure regulating valve uses the throttle pressure, the reduction ratio pressure, and the second throttle I-throttle pressure as input hydraulic pressures. 3) The reduction ratio detection valve outputs the reduction ratio pressure according to the changed position of the movable flange of the output pulley of the V-belt type continuously variable transmission.
Hydraulic adjustment device for a continuously variable automatic transmission for vehicles as described in 2.