JPS6131753A - Hydraulic control apparatus for non-stage transmission - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To improve the transmission efficiency of a non-stage transmission and the fuel consumption of a vehicle by controlling the line pressure in a hydraulic system of said transmission in relation to speed change ratio, engine load and brake operation. CONSTITUTION:Between a chamfer portion 62b at the spool 62 side subjected to pressure regulation by releasing the pump oil pressure in a pressure regulating valve 60 provided in a hydraulic system of a non-stage transmission and a drain port 61d of a valve body is provided a bushing 110 having a window 111 for changing individually the opening of the chamfer portion by controlled oil pressure. The opening of chamfer portion defined on the basis of each speed change ratio, i.e. line pressure is controlled by moving the bushing according to the controlled oil pressure based upon an engine load and operation of brake. Thus, the smaller the engine load is, the more the line pressure is reduced, and the line pressure is maximized in braking so that the speed change is carried out with satisfactory efficiency.

Description

【発明の詳細な説明】[Detailed description of the invention] 【産業上の利用分野】[Industrial application field]

本発明は、車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置に
関し、特に圧力調整弁により変速比に応じて調圧制御さ
れるライン圧をエンジン負荷等の要素も加味して制御す
るものにｒＩＡする。 この種の無段変速機の油圧制御に関しては、例ベルトが
巻付けられている主プーリと副プーリにライン圧を付与
して変速し、且つ主プーリからベルトを介して副プーリ
に動力伝達している。そのため、変速比の大きい低速段
において伝達トルクが大きい場合はライン圧を高くして
その伝達トルクに対応したプーリ押付力を確保し、変速
比の小さい高速段側に移行して伝達トルクが小さくなる
のに伴いライン圧を低下するように制御することが望ま
れる。The present invention relates to a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission for vehicles, and in particular to one that controls line pressure, which is controlled by a pressure regulating valve according to the gear ratio, taking into account factors such as engine load. do. Regarding hydraulic control of this type of continuously variable transmission, for example, line pressure is applied to the main pulley and auxiliary pulley around which a belt is wound to change speed, and power is transmitted from the main pulley to the auxiliary pulley via the belt. ing. Therefore, if the transmission torque is large in the low gear with a large gear ratio, the line pressure is increased to ensure the pulley pressing force corresponding to the transmitted torque, and the transmission torque decreases as the gear shifts to the high gear with a small gear ratio. It is desirable to control the line pressure so that it decreases as the line pressure increases.

【従来の技術】[Conventional technology]

そこで、従来上記う、イン圧制御に関しては上記先行技
術に示されるように、圧力調整弁においてスプールの一
方にはフィードバックリンクで実際の変速比に応じたス
プリング力をイ４与し、その他方にポンプ吐出圧及びエ
ンジン回転に応じたピトー圧を付与し、両者のバランス
により調圧している。従って、ライン圧は上述するよう
に変速比の要素との関係のみにより一義的に制御され、
各変速比ではエンジン全負荷相当の駆動力を伝達するに
必尊す畠−に４ＩＩＩ（宝語られてい乙−７−のｔ−詰
　Ｔンジン全負荷で変速する以外はライン圧が高過ぎて
、変速効率が低下し、燃費の点でも悪いという不具合が
ある。 また、制動時は車速の低下に基づいて低速段側にシフト
ダウンするが、このシフトダウン開始点は低車速側に定
めてあり、ブレーキング操作して車両停止に至る場合は
シフトダウンの効果を充分に発揮し得ない。従って、ブ
レーキング操作時には変速比が小さい場合でもそれに関
係なくライン圧を高めてシフトダウンを促進することが
望まれる。Therefore, conventionally, regarding the above-mentioned in-pressure control, as shown in the above-mentioned prior art, a spring force corresponding to the actual gear ratio is applied to one side of the spool in the pressure regulating valve by a feedback link, and the other side is applied with a spring force according to the actual gear ratio. Pitot pressure is applied according to the pump discharge pressure and engine rotation, and the pressure is regulated by the balance between the two. Therefore, as mentioned above, the line pressure is uniquely controlled only by the relationship with the gear ratio element.
At each gear ratio, the line pressure is too high except when shifting with full engine load. , there is a problem that the gear shifting efficiency decreases and the fuel efficiency is also bad.Also, when braking, the gear is downshifted to a lower gear based on the decrease in vehicle speed, but the start point of this downshift is set at the lower vehicle speed. If the braking operation causes the vehicle to stop, the downshift effect cannot be fully demonstrated.Therefore, even if the gear ratio is small during the braking operation, the line pressure should be increased to promote downshifting regardless of the small gear ratio. is desired.

【発明の目的】[Purpose of the invention]

本発明は、このような事情に鑑み、無段変速機の油圧系
におけるライン圧を変速比の外にエンジン負荷も加味し
て最適に制御し、且つブレーキング操作との関係でも制
御するようにした油圧制御装置を提供することを目的と
する。In view of these circumstances, the present invention is designed to optimally control the line pressure in the hydraulic system of a continuously variable transmission by taking into account the engine load in addition to the gear ratio, and also to control it in relation to braking operation. The purpose of the present invention is to provide a hydraulic control device that achieves the following.

【発明の構成】[Structure of the invention]

この目的のため本発明の構成は、圧力調整弁において少
なくともポンプ油圧を逃がすことにより調圧するスプー
ル側のチャンファ部と弁本体のドレンボートとの間に、
制御油圧によりチャシフ１部開痩を各別に変化する窓付
のブツシュを設け、各変速比に基づいて定められるチャ
シフ１部開度、即ちライン圧を、エンジン負荷及びブレ
ーキング操作に基づく制御油圧によりブツシュを移動し
て更にこれらの要素で修正し、エンジン負荷が小さい程
ライン圧を低下し、ブレーキング操作時はライン圧を最
大限高く設定することを要旨とするものである。For this purpose, the configuration of the present invention is such that the pressure regulating valve has at least a chamfer section on the spool side that regulates the pressure by releasing the pump hydraulic pressure, and a drain boat of the valve body.
A bush with a window is provided that changes the opening and narrowing of the first part of the chasif based on the control hydraulic pressure, and the opening of the first part of the chasif determined based on each gear ratio, that is, the line pressure, is controlled by the control hydraulic pressure based on the engine load and braking operation. The gist of this is to move the bushing and make further corrections using these elements, lowering the line pressure as the engine load is lower, and setting the line pressure as high as possible during braking operations.

【実　施　例】【Example】

以下、図面を参照して本発明の一実施例を具体的に説明
する。第１図において、本発明が適用されるベルト式無
段変速機の伝動系の一例について説明すると、符号１は
電磁粉式クラッチ、２は無段変速機であり、無段変速機
２は大別すると、入力側から前後進の切換部３、プーリ
比変換部４及び終減速部５が伝動構成されて成る。そし
て、クラッチハウジング６の一方に電磁粉式クラッチ１
が収容され、そのクラッチハウジング６の他方と、そこ
に接合されるメインケース７、更にメインケース７のク
ラッチハウジング６と反対の側に接合されるサイドケー
ス８の内部に無段変速機２の切換部３、プーリ比変換部
４及び終減速部５が組付けられている。 電磁粉式クラッチ１は、エンジンからのクランク軸１０
にドライブプレート１１を介して一体結合するリング状
のドライブメンバ１２、変速機入力軸１３に回転方向に
一体的にスプライン結合するディスク状のドリブンメン
バ１４を有する。そして、ドリブンメンバ１４の外周部
側にコイル１５が内蔵されて両メンバ１２．１４の間に
円周の長いギャップ１６が形成され、このギャップ１６
はその内側の電磁粉を有するパウダ室１７と連通してい
る。また、コイル１５を具備するドリブンメンバ１４の
ハブ部のスリップリング１８には給電用ブラシ１９が摺
接し、スリップリング１８から更にドリブンメンバ１４
内部を通りコイル１５に結線されてクラッチ電流回路が
構成されている。 こうして、コイル１５ζ々ラツ午昏処ル蛸甘レギヤツプ
１６を介してドライブ及びドリブンメンバ１２、１４の
間に生じる磁力線により、そのギャップ１６に電磁粉が
鎖状に結合して集積し、これによる結合力でドライブメ
ンバ１２に対しドリブンメンバ１４が滑りながら一体結
合して、クラッチ接続状態になる。一方、クラッチ電流
をカットすると、電磁粉によるドライブ及びドリブンメ
ンバ１２．１４の結合ノコが消失してクラッチ切断状態
になる。そして、この場合のクラッチ電流の制御を無段
変速機２の切換部３の操作に連動して行うようにすれば
、Ｐ（パーキング）またはＮにュートラル）レンジから
＃進のＤ（ドライブ）、ＤＳまたは後退のＲ（リバース
ンレンジへの切換時に自動的にクラッチ１が接断して、
クラッチペダル操作が不要になる。 次いで無段変速Ｉ１２において、切換部３は上記クラッ
チ１からの入力軸１３とこれに同軸上に配置された主軸
２０との間に設けられる。即ち、入力軸１３に前進被係
合側を兼ねた後進ドライブ用のギＡ７２ｉｓ形ａ大れ、
　ｆ紬９０Ｌ−Ｌ寸量名岩油叔Ａ加■１小ジＪ−、Ｑ・
が回転自在に嵌合してあり、これらのギヤ２１．２２が
軸２３で支持されたカウンタギヤ２４、軸２５で支持さ
れたアイドラギヤ２６を介して噛合い構成される。 そして、主軸２０とギＡ７２１及び２２との間に切換機
構２７が設けられる。ここで、常時噛合っている上記ギ
ヤ２１．２４．２６．２２はクラッチ１のコイル１５を
有するドリブンメンバ１４に連結しでおり、クラッチ切
断時のこの部分の慣性マスが比較的大きい点に対応して
、切換機構２７は主軸２０のハブ２８にスプライン嵌合
するスリーブ２９が、シンクロ機構３０．３１を介して
各ギ％７２１．２２に噛合い結合するように構成されて
いる。 これにより、Ｐ又はＮレンジの中立位置では切換機構２
７のスリーブ２９がハブ２８とのみ嵌合して、主軸２０
が入力軸１３から切離される。次いで、スリーブ２９を
シンクロ機構３０を介してギヤ２１側に噛合わすと、入
力軸１３に対し主軸２０が直結してＤ又はＤＳレンジの
前進状態になる。一方、スリーブ２９を逆にシンクロ機
構３１を介してギヤ２２側に噛合わせると、入力軸１３
はギＡ７２１．２４．２６．２２を介し主軸２０に連結
され、エンジン動力が減速逆転して、Ｎレンジの後進状
態になる。 プーリ比変換部４は、上記主軸２０に対し副軸３５が平
行配置され、これらの両輪２０．３５にそれぞれ主プー
リ３６、副プーリ３７が設けられ、且つ両プーリ３６．
３７の間にエンドレスの駆動ベルト３４が掛は渡し−で
ある。プーリ３６．３７はいずれも２分割に構成され、
一方のプーリ半体３６ａ、３７ａに対し、他方のブーり
半体３６ｂ、３７ｂがプーリ間隔を可変にすべく移動可
能にされ、可動側プーリ半体３６ｂ、３７ｂにはそれ自
体ピストンを兼ねた油圧サーボ装置３８゜３９が付設さ
れ、更に副プーリ３７カ可動側プーリ半休３７ｂにはブ
ーり間隔を狭くする方向にスプリング４０が付勢されて
いる。 また、油圧制御系として作動源のオイルポンプ４１が主
プーリ３６の隣りに設置される。このオイルポンプ４１
は高圧用のギヤポンプであり、ポンプ駆動軸４２が主プ
ーリ３６、主軸２０及び入力軸１３の内部を貫通してク
ランク軸１０に直結し、エンジン運転中宮に油圧を生じ
るようになっている。そして。 このオイルポンプ４１の油圧を制御して各油圧サーボ装
＠３Ｂ、　３９に給排油し、主プーリ３Ｇと副プーリ３
７のブーり間隔を逆の関係に変化して、駆動ベルト３４
のプ〜す３６．３７におけるプーリ比を無段階に変換し
、無段変速した動力を副軸３５に出力する。 終減速部５は、上記プーリ変換部４の烏速段側最小プー
リ比が例えば、０．５と非常に小さく、このため副軸３
５０回転数が大き（１点に鑑み、副軸３５に対し１組の
中間減速ギヤ４３を介して出力軸４４が連結される。そ
して、この出力軸４４のドライブギヤ４５にファイナル
ギヤ４６が噛合い、ファイナルギヤ４６から差動機構４
７を介して左右の駆動輪の車軸４８、４９に伝動構成さ
れる。 第２図において、変速制御の油圧系について説明すると
、主プーリ側油圧サーボ装置３８において主軸２０と一
体的なシリンダ３８ａに可動側プーリ半休３６ｂが嵌合
し、シリンダ３８ａ内にライン圧が導入される主プーリ
サーボ室３８ｂを有する。また、副プーリ側油圧サーボ
装置３９においても副軸３５と４ｉ（ｆｉ　　？７　Ｎ
）　　ｌｌ　　’）Ｉｆ　　、ＱＱ２　　１ｊ　　ｈ■
　ｉｉ＋＋　　抽１　−ｙ’　　　　　ＩＩ　　牢　あ
１　リフｈｎ嵌合し、シリンダ３９ａ内にライン圧が導
入される副プーリサーボ室３９ｂを有し、ここでプーリ
半体３７ｂに比べてプーリ半体３６ｂの方がライン圧の
受圧面積が大きくなっている。 そして、油溜５０からオイルポンプ４１により汲み上げ
られたオイルは油路５１を介して圧力調整弁６０に導か
れ、この圧力調整弁６０からのライン圧の油路５２が副
プーリサーボ室３９ｂに常にライン圧を導入すべく連通
し、更に変速比制御弁７０に連通し、この変速比制御弁
７０と主プーリサーボ室３８ｂの間にライン圧を給排油
する油路５３が連通し、８弁６０゜７０のドレン油路５
４．５５が油溜側°に連通する。また、主プーリ側のシ
リンダ３８ａの個所にはクラッチ係合後の変速制御にお
いて、エンジン回転に応じたピトー圧の制御信号圧を取
出す回転センサ５６が設置され、この回転センサ５６か
らのピトー圧が油路５７を介して８弁６０．７０に導か
れる。 更に、エンジン回転の低い状態を含む広範囲で変速制御
を行うＤレンジに対し、エンジン回転の高いｆｌ＃聞に
財宝して穿通制御を行い　アクセル問放の場合にエンジ
ンブレーキ作用するＤＳレンジを得る油圧系として、圧
力調整弁６０からのドレン油路５４にリリーフ弁５８が
設けられ、この弁５８の上流側から分岐する潤滑油圧回
路の油路５９がセレクト位置検出弁９０に連通し、油路
５９から更に分岐する油路６８が変速比制御弁７０のア
クチュエータ１００に連通している。 圧力調整弁６０は、弁本体６１．スプール６２．スプー
ル６２の一方のブツシュ６３との間に付勢されるスプリ
ング６４を有し、主プーリ可動側プーリ半体３６ｂに係
合して実際の変速比を検出するセンサシュー６５が潤滑
通路を兼ねた軸管６Ｇで移動可能に支持されてブツシュ
６３に連結する。弁本体６１において、スプール６２の
スプリング６４と反対側端部のポート６１ａには油路５
７のピトー圧が、ポート６１ｂには油路５１のポンプ油
圧が導かれる。また、ポート６１ｃにはポンプ側の油路
５１とライン圧を取出す油路５２が連通し、このポート
６１ｃのスプリング６４側のポート６１ｄ１およびポー
ト６１ａと６１ｂの間に設けられてポンプ油圧の漏れが
ピトー圧に彩管するのを防ぐポート６１ｅにドレン油路
５４．５４’　が連通し、スプール６２のランド６２ａ
のチャンファ部でポート６１ｃと６１ｄを連通して調圧
するようになっている。 即ち、スプール６２にはピトー圧及びポンプ油圧がドレ
ンポート６１ｄを開く方向に作用し、これに対しセンサ
シュー６５による変速比に応じたスプリング６４の荷重
がドレンボート６１ｄを閉じる方向に作用する。これに
より、例えば変速比の大きい低速段ではポート８１ｃに
高いライン圧を生じ、変速比が小さい高速段に移行する
のに従ってセンサシュー６５が図示左側に動き、スプリ
ング６４の荷重の低下によりライン圧を低下すべく制御
し、こうして常にベルトスリップを生じないプーリ押付
力を保持する。 変速比制御弁７０は、弁本体７１．スプール７２．スプ
ール１２の一方の操作プランジｔｔ７３との間に付勢さ
れるスプリング１４を有し、弁本体７１におけるスプー
ル１２のスプリング１４と反対側の端部のポート７１ａ
に油路５１のピトー圧が導かれる。また、中間のポート
７１ｂに油路５３が、そのスプリング側ボート７１ｃに
油路５２が、反対側ポート７１ｄにドレン油路５５が連
通し、スプール７２の溝部７２ａがポート７１ｂと７１
ｃ又は７１ｄを連通して、ライン圧を主プーリサーボ室
３８ｂに給排油するようになっている。 スプール７２の内部からスプリング７４側に調整プラン
ジャ７５が突出して移動可能に挿入され、このプランジ
ャ７５の突出部先端のりテーナ７６と操作プランジャ７
３との間に調整スプリング７７が設置され、プランジ１
７７５とスプール７２との間にリターン用スプリング７
８が付勢される。そして、ライン圧ポート７１ｃがスプ
ール１２の小孔１９を介してスプール１２内部に連通し
、ライン圧をスプール７２とプランジャ１５に作用して
、ライン圧によりスプール７２に対する１ランジ１７７
５の突出量、即ち調整スプリング７１の荷重を変化する
ようになっている。 更に、操作プランジ１７７３は、アクセル開度に応じて
リフト作用するカム８０からのＯラド８１と分離して弱
いスプリング８２を介して連結し、ロッド８１と同じス
トローク移動すべくストッパ８３を有する。 そして、プランジャ７３内部が切欠き８４．オリフィス
８５を有する油路８６を介してピトー圧ボート７１ａに
連通し、スプリング８２の荷重を調整するスプリング８
７がスプール７２の端部で弁本体７１との間に付勢され
る。 こうして、スプール７２にはピトー圧が、ポート７１ｂ
と７１ｃの連通でライン圧を主プーリサーボ室３８ｂに
導入してシフトアップする方向に作用し、一方、アクセ
ル開痕に応じたスプリング１４とライン圧で調整される
スプリング１１の荷重がポート７１１）とγ１ｄの連通
で主プーリサーボ室３８１１をドレンしてシフトダウン
する方向に作用し、両者の平衡関係で変速比を定める。 ここで゛、変速開始前のライン圧が最大の場合は、調整
プランジ１７７５が最も引込んでスプリング７７の荷重
を零にし、このことからスプリング７７が無い状態で平
衡して変速開始点を定め、この変速開始点以降はライン
圧の低下に基づいてスプリング７１の荷重を増し、変速
比の小さい高速段ヘシフトされるのに従ってエンジン回
転を上昇する。更に、上述の関係で平衡するピトー圧は
油路８６等により操作プランジャ７３に作用し、このプ
ランジャ１３が受ける上記ピトー圧による力を相殺する
。 セレクト位置検出弁９０は、弁本体９１にドレン孔９２
を有する弁体９３が挿入され、弁体９３にはリターン用
スプリング９４が付勢され、且つセレクト操作に応じて
回動するカム９５が当接しである。ここで、カム９５に
おいてり、Ｎ、Ｒのレンジ位置は６部９５ａであり、両
端のＰ、ＤＳのレンジ位置は凹部９５ｂになっており、
上記り、Ｎ、Ｒの各レンジでドレン孔９２を閉じて操作
油圧を生じる。また、油路５９における油路６８の分岐
部上流側にはオリフィス９６が設けられて、Ｐ、ＤＳレ
ンジでドレン孔９２が開く際の油路５４．５９のＴＡ潤
滑圧の低下を防ぐようになっている。 アクチユエータ１００は、シリンダ１０１にピストン１
０２が挿入され、このピストン１０２の一方にリターン
用スプリング１０３が付勢され、その他方のピストン室
１０４に油路６８の操作油圧が導かれる。 また、ピストン１０２の先端の鉤部１０５が変速比制御
弁７０のロッド８１のピン１０６と係合可能になってお
り、Ｐ、ＤＳレンジで操作油圧が無い場合にピストン１
０２によりロッド８１を強制的に所定のストローク押込
み、変速領域をエンジン回転の高い側に制限する。これ
により、［）Ｓレンジでアクセル開放の場合はシフトダ
ウンして、エンジンブレーキが効くようになる。 上記構成において、更に圧力調整弁６０にはエンジン負
荷及びブレーキング操作によるライン圧制御手段が設け
られるのであり、これを第３図により詳記する。即ち、
圧力調整弁６０の弁本体６１とスプール６２ノ間におい
Ｔ、ポート６１ｂ　、　６１ｃ　、　６１ｄ及びランド
６２ａの部分に円筒状のブツシュ１１０が軸方向移動可
能に挿入され、ブツシュ１１０の各ポートに対応する個
所には窓１１１が開口している。 また、ドレンボート６１ｄの隣りには他のドレンポート
６１ｅを介して制御油圧ボート６１ｆが設けられ、この
ポート６１ｆでブツシュ１１０には大径部１１０ａが段
付きに形成され、ブツシュ１１０の端部にリテーナ１１
２からのスプリング１１３が付勢されており、制御油圧
によりブツシュ１１０を図の左側に移動してドレンポー
ト６１ｄにおいて、スプールチャンファ部６２ｂの開度
を減じるようになっている。 一方、ドレンポート６１ｄからの潤滑用油路５４から分
岐する油路１１４は制御弁１２０に連通し、この制御弁
１２０からの制御油圧の油路１１５が圧力調整弁６０の
ポート６１ｆに連通する。 制御弁１２０は弁本体１２１、スプール１２２、その一
方に付勢されるスプリング１２３を有し、スプリング１
２３と反対側のポート１２１ａに油路５７のピトー圧が
導かれ、他のポート１２１ｂ、　、１２１ｃに油路１１
４゜１１５が連通し、エンジン回転、潤滑圧に対しポー
ト１２１Ｃの開度を変化して制御油圧を一定化する。 そして、スプール１２２はロッド１２４を介してアクチ
ュエータ１２５のダイヤフラム１２６に連結し、アクチ
ュエータ１２５のロッド１２４と反対側の負圧室゛１２
７においてダイヤフラム１２６にスプリング１２８が付
勢し、且つ通路１２９によりエンジン負荷に応じた吸入
管負圧が導入される。一方、ダイヤフラム１２６には更
にブレーキランプスイッチ１３０の信し、スプール１２
２を各別に移動するようになっている。 これにより、制御弁１２０ではピトー圧、潤滑圧とスプ
リング力との関係により一定化した制御油圧がアクチュ
エータ１２５の動作で制御される。即ち、エンジン負荷
が小さい場合は逆に吸入管負圧が大きいため、アクチュ
エータ１２５のダイヤフラム１２６の変位によりスプー
ル１２２が引かれて、ポート１２１Ｇの開瓜を増すと共
に多くドレンすることで、制御油圧は低くなる。そして
、エンジン負荷の増大に基づきポート１２１Ｃの開度と
共にドレン量が減じて制御油圧は上昇し、第一４図の実
線のような特性になる。また、ブレーキング操作時はス
イッチ１３０の信号によりソレノイド１３１のロッド１
３２が突出して、第４図の一点鎖線のように制御油圧を
高く定める。 このように構成された変速制御装置の動作を説明する。 先ず、車両走行前では油圧系において、圧力胴！　／＋
　６１％＋＋　Ｍ　ｒ’−−ａ−ム＋−二Ｊ　　−＋　
ｒｒ　ａ！　繍綺ｒ、すＩ−１−約ａｌｌ　ｆ−リサー
ボ室３９ｂに導入しており、一方、変速比制御弁７０は
ピトー圧が発生していないため、スプリング７４でスプ
ール７２が一方に移動して主プーリサーボ室３８ｂをド
レンしている。そこで、無段変速機２のブーり比変換部
４では駆動ベルト３４が副プーリ３７の側に一杯に移行
して、変速比最大の低速段になっている。 次いで、車両走行開始時Ｄレンジにセレクトされると、
切換部３で入力軸１３と主軸２０が直結し、アクセルを
踏込むとエンジン回転の上昇に基づいて電磁粉式クラッ
チ１がクラッチ電流の供給により係合し、これによりエ
ンジン動力が主ブー９３６に入力する。そして、主プー
リ３６．駆動ベルト３４及び副プーリ３７による変速比
最大の変速動力が副軸３５に出力し、これが終減速部５
を介して車輪側に伝達することで車両は走り始める。 このとき、油圧系ではアクセルの踏込み状態に応じたエ
ンジン回転のピトー圧が回転センサ５６から発生して、
６弁６０；　７０に作用することになり、圧力調整弁６
０では上記変速比によりライン圧を最も高く設定してい
る。そこで、変速比制御弁７０では高いライン圧により
調整プランジャ７５が引込んでスプリング７７の荷重を
零にし、これによりアクセル踏込み状態に応じたスプリ
ング７４の力とピトー圧の関係で平衡して変速を開始す
ることになる。 従って、変速比最大の曲線において、アクセル開度の最
も小さい変速開始点と、アクセル全開の変速開始点の間
の任意の点に変速開始点が定まる。 そして、上記変速比制御弁７０の動作で油路５２のライ
ン圧が油路５３を介して主プーリサーボ室３８ｂに供給
され、主プーリ３６のプーリ間隔を順次狭くすることで
駆動ベルト３４が主ブ―す３Ｇ側に移行して変速比の小
さい高速段側にシフトアップする。 一方、上記変速動作時に圧ツノ調整弁６０においてライ
ン圧制御されるのであり、先ずスプール６２の一方には
センサシュー６５により検出された実際の変速比に基づ
いてスプリングＧ４の荷重が付与し、これに対しポート
６１ｂのポンプ油圧とポート６１ａのピトー圧が対向し
て作用し、これら両者のバランスでスプ一ル６２の移動
位置が定まり、且つチャンファ部６２ｂのドレンポート
６１６に対する開度が決まる。このとき、ボヘト６１ｆ
には制御油圧が導入してブツシュ１１０に作用しており
、エンジン負荷が大きい程第４図のように大きい制御油
圧が導入してブツシュ１１０をチャンファ部６２ｂの側
に多く移動し、窓１１１に対するチャンファ部６２ｂの
開度を減じるように修正する。このため、エンジン負荷
が大きい程チャンファ部６２ｂの開度は実質的に小さく
なってドレン量も少なくなることで、ライン圧が高（な
るのであり、こうして第５図に示すようにスロットル全
開の最も高いライン圧特性曲線１１ど、スロットル全開
の最も低いライン圧特性曲線Ｌ２との間で、ライン圧が
各エンジン負荷に応じて制御される。 また、ブレーキング操作時は制御油圧が高くなるため、
ライン圧も高くなって、例えば第５図のスロットル全開
のライン圧特性曲線ｊ！１に定められる。 以上、本発明の一実施例について述べたが、同えられる
。 【発明の効果］ 以上の説明から明らかなように、本発明によれば無段変
速機の油圧系で圧力調整弁により各変速比との関係でラ
イン圧制御される場合に、エンジン負荷の要素も加味し
て制御されるので、伝動効率が改善されて燃費等が良く
なる。ブレーキング操作時はライン圧が高くなるように
制御されるので、シフトダウンが促進されて走行性が向
上する。 圧力調整弁のチャンファ部とドレンポートの間に窓を有
するブツシュを設け、エンジン負荷等によりブツシュを
移動してチャンファ部の開度を直接修正する構成である
から、ライン圧が適確に修正され得る。Hereinafter, one embodiment of the present invention will be specifically described with reference to the drawings. In FIG. 1, an example of a transmission system of a belt-type continuously variable transmission to which the present invention is applied will be described. Reference numeral 1 is an electromagnetic powder clutch, 2 is a continuously variable transmission, and the continuously variable transmission 2 is a large-scale continuously variable transmission. Separately, a forward/reverse switching section 3, a pulley ratio converting section 4, and a final reduction section 5 are configured to be transmitted from the input side. An electromagnetic powder clutch 1 is attached to one side of the clutch housing 6.
The continuously variable transmission 2 is accommodated in the other side of the clutch housing 6, the main case 7 joined thereto, and the side case 8 joined to the opposite side of the main case 7 from the clutch housing 6. 3, a pulley ratio conversion section 4, and a final reduction section 5 are assembled. The electromagnetic powder clutch 1 is connected to the crankshaft 10 from the engine.
A ring-shaped drive member 12 is integrally connected to the drive plate 11 via a drive plate 11, and a disk-shaped driven member 14 is integrally spline-connected to the transmission input shaft 13 in the rotational direction. A coil 15 is built into the outer peripheral side of the driven member 14, and a gap 16 with a long circumference is formed between both members 12.14.
communicates with a powder chamber 17 containing electromagnetic powder inside thereof. Further, a power feeding brush 19 is in sliding contact with a slip ring 18 of the hub portion of the driven member 14 including the coil 15, and from the slip ring 18, the driven member 14 is further attached.
A clutch current circuit is configured by passing through the inside and being connected to the coil 15. In this way, due to the lines of magnetic force generated between the drive and driven members 12 and 14 through the coil 15 and the leg gap 16, electromagnetic powder is bonded and accumulated in the gap 16 in a chain form, and the resulting bond is The driven member 14 is integrally connected to the drive member 12 while sliding due to the force, and the clutch is connected. On the other hand, when the clutch current is cut, the drive by electromagnetic powder and the coupling saw of the driven members 12 and 14 disappear, resulting in a clutch disengaged state. If the control of the clutch current in this case is performed in conjunction with the operation of the switching unit 3 of the continuously variable transmission 2, it is possible to change from the P (parking) or neutral to N range to the D (drive) in the # base. DS or reverse R (clutch 1 automatically connects and disconnects when switching to reverse range,
Clutch pedal operation becomes unnecessary. Next, in the continuously variable transmission I12, the switching section 3 is provided between the input shaft 13 from the clutch 1 and the main shaft 20 disposed coaxially therewith. That is, the input shaft 13 is equipped with a reverse drive gear A72is type a, which also serves as the forward engaged side.
f Tsumugi 90L-L Dimensions Name Iwayu Shu Aka ■ 1 Small Ji J-, Q.
These gears 21 and 22 are engaged with each other via a counter gear 24 supported by a shaft 23 and an idler gear 26 supported by a shaft 25. A switching mechanism 27 is provided between the main shaft 20 and the gears A721 and A22. Here, the gears 21, 24, 26, 22, which are always in mesh, are connected to the driven member 14 having the coil 15 of the clutch 1, and this corresponds to the point that the inertia mass of this part is relatively large when the clutch is disengaged. The switching mechanism 27 is configured such that a sleeve 29 spline-fitted to the hub 28 of the main shaft 20 is meshed with each gear 721.22 via a synchronizing mechanism 30.31. As a result, in the neutral position of P or N range, the switching mechanism 2
The sleeve 29 of No. 7 is fitted only with the hub 28, and the main shaft 20
is separated from the input shaft 13. Next, when the sleeve 29 is meshed with the gear 21 side via the synchronizing mechanism 30, the main shaft 20 is directly connected to the input shaft 13, resulting in the forward movement state of the D or DS range. On the other hand, when the sleeve 29 is reversely engaged with the gear 22 side via the synchronizing mechanism 31, the input shaft 13
is connected to the main shaft 20 via gears A721.24.26.22, and the engine power is decelerated and reversed to enter the reverse state in the N range. In the pulley ratio conversion unit 4, a sub-shaft 35 is arranged parallel to the main shaft 20, a main pulley 36 and a sub-pulley 37 are provided on both wheels 20, 35, respectively, and both pulleys 36.
An endless drive belt 34 is passed between the two. Both pulleys 36 and 37 are divided into two parts,
In contrast to one pulley half 36a, 37a, the other half of the pulley 36b, 37b is movable to make the pulley interval variable, and the movable pulley half 36b, 37b is equipped with hydraulic pressure that also serves as a piston. Servo devices 38 and 39 are attached, and a spring 40 is applied to the auxiliary pulley 37 and the movable pulley half-rest 37b in a direction to narrow the interval between the boots. Further, an oil pump 41 as an operating source is installed next to the main pulley 36 as a hydraulic control system. This oil pump 41
is a high-pressure gear pump, and a pump drive shaft 42 passes through the main pulley 36, main shaft 20, and input shaft 13 and is directly connected to the crankshaft 10, so that hydraulic pressure is generated during engine operation. and. The oil pressure of this oil pump 41 is controlled to supply and drain oil to each hydraulic servo device @3B, 39, and the main pulley 3G and sub pulley 3
The drive belt 34 is
The pulley ratios at the pulleys 36 and 37 are converted steplessly, and steplessly variable power is output to the subshaft 35. In the final reduction section 5, the minimum pulley ratio on the side gear stage of the pulley conversion section 4 is very small, for example, 0.5, and therefore the subshaft 3
50 rotation speed is large (in view of one point, the output shaft 44 is connected to the subshaft 35 via a set of intermediate reduction gears 43.Then, the final gear 46 meshes with the drive gear 45 of this output shaft 44. From the final gear 46 to the differential mechanism 4
The transmission is configured to be transmitted to the axles 48 and 49 of the left and right drive wheels via the shaft 7. In FIG. 2, the hydraulic system for speed change control will be explained. In the main pulley side hydraulic servo device 38, the movable pulley half-rest 36b is fitted into the cylinder 38a that is integrated with the main shaft 20, and line pressure is introduced into the cylinder 38a. It has a main pulley servo chamber 38b. In addition, in the sub-pulley side hydraulic servo device 39, the sub-shaft 35 and 4i (fi?7 N
) ll ')If ,QQ2 1j h■
ii++ Bolt 1 -y' II Prison A1 Lift hn is fitted into the sub-pulley servo chamber 39b into which line pressure is introduced into the cylinder 39a. The line pressure receiving area is large. The oil pumped up from the oil reservoir 50 by the oil pump 41 is guided to the pressure regulating valve 60 via the oil passage 51, and the line pressure oil passage 52 from the pressure regulating valve 60 is always connected to the sub-pulley servo chamber 39b. The oil passage 53 communicates with the gear ratio control valve 70 to supply and drain line pressure between the gear ratio control valve 70 and the main pulley servo chamber 38b. 70 drain oil passage 5
4.55 communicates with the oil sump side. In addition, a rotation sensor 56 is installed at the cylinder 38a on the main pulley side to take out a control signal pressure of the pitot pressure according to the engine rotation in the shift control after the clutch is engaged, and the pitot pressure from this rotation sensor 56 is It is led to eight valves 60.70 via oil passage 57. In addition, in contrast to the D range, which performs gear change control over a wide range including low engine speeds, the oil pressure control performs penetration control during the high engine speeds, and provides the DS range, which applies engine braking when the accelerator is released. As a system, a relief valve 58 is provided in the drain oil path 54 from the pressure regulating valve 60, and an oil path 59 of the lubrication hydraulic circuit that branches from the upstream side of this valve 58 communicates with the select position detection valve 90, and the oil path 59 An oil passage 68 further branches from the gear ratio control valve 70 and communicates with the actuator 100 of the gear ratio control valve 70. The pressure regulating valve 60 has a valve body 61. Spool 62. A sensor shoe 65, which has a spring 64 biased between it and one bush 63 of the spool 62 and engages with the main pulley movable pulley half 36b to detect the actual gear ratio, also serves as a lubricating passage. It is movably supported by the shaft tube 6G and connected to the bush 63. In the valve body 61, an oil passage 5 is connected to a port 61a at the end of the spool 62 opposite to the spring 64.
The pitot pressure of 7 is introduced to the port 61b, and the pump oil pressure of the oil passage 51 is introduced to the port 61b. Further, the port 61c communicates with the oil passage 51 on the pump side and the oil passage 52 for extracting line pressure, and is provided between the port 61d1 on the spring 64 side of the port 61c and the ports 61a and 61b to prevent leakage of pump oil pressure. The drain oil passage 54, 54' communicates with the port 61e that prevents the piping from being affected by pitot pressure, and the land 62a of the spool 62
The ports 61c and 61d are communicated with each other in the chamfer section to regulate the pressure. That is, the pitot pressure and pump oil pressure act on the spool 62 in the direction of opening the drain port 61d, whereas the load of the spring 64 according to the speed change ratio by the sensor shoe 65 acts on the spool 62 in the direction of closing the drain port 61d. As a result, for example, a high line pressure is generated at the port 81c in a low speed gear with a large gear ratio, and as the gear shift shifts to a high gear gear with a small gear ratio, the sensor shoe 65 moves to the left in the figure, and the load of the spring 64 decreases to reduce the line pressure. In this way, the pulley pressing force that does not cause belt slip is maintained at all times. The gear ratio control valve 70 includes a valve body 71. Spool 72. It has a spring 14 biased between it and one operation plunge tt73 of the spool 12, and a port 71a at the end of the spool 12 opposite to the spring 14 in the valve body 71.
The pitot pressure of the oil passage 51 is guided to. Further, an oil passage 53 communicates with the intermediate port 71b, an oil passage 52 communicates with the spring side boat 71c, a drain oil passage 55 communicates with the opposite port 71d, and the groove 72a of the spool 72 communicates with the ports 71b and 71c.
c or 71d to supply and drain line pressure to the main pulley servo chamber 38b. An adjustment plunger 75 protrudes from the inside of the spool 72 toward the spring 74 and is movably inserted.
An adjustment spring 77 is installed between the plunger 1 and the plunger 1.
Return spring 7 is installed between 775 and spool 72.
8 is energized. The line pressure port 71c communicates with the inside of the spool 12 through the small hole 19 of the spool 12, and applies line pressure to the spool 72 and the plunger 15.
The amount of protrusion of the adjustment spring 71, that is, the load of the adjustment spring 71, is changed. Further, the operation plunger 1773 is connected to the O-rad 81 from the cam 80 which acts as a lift depending on the accelerator opening degree, and is connected via a weak spring 82, and has a stopper 83 so as to move by the same stroke as the rod 81. The inside of the plunger 73 has a notch 84. A spring 8 communicates with the pitot pressure boat 71a via an oil passage 86 having an orifice 85 and adjusts the load of the spring 82.
7 is biased between the end of the spool 72 and the valve body 71. In this way, the pitot pressure is applied to the spool 72, and the port 71b
Line pressure is introduced into the main pulley servo chamber 38b through communication between the port 71c and the main pulley servo chamber 38b to act in the direction of upshifting, while the load of the spring 11 adjusted by the line pressure and the spring 14 corresponding to the accelerator opening is transferred to the port 711). The communication of γ1d drains the main pulley servo chamber 3811 and acts in the direction of downshifting, and the balanced relationship between the two determines the gear ratio. Here, if the line pressure before the start of the shift is at its maximum, the adjustment plunger 1775 will be retracted the most and the load on the spring 77 will be zero, and from this, the shift start point will be determined in equilibrium without the spring 77, and this After the shift start point, the load on the spring 71 is increased based on the decrease in line pressure, and the engine rotation is increased as the gear ratio is shifted to a higher gear with a smaller gear ratio. Furthermore, the pitot pressure balanced in the above-mentioned relationship acts on the operating plunger 73 through the oil passage 86 and the like, canceling out the force exerted on the plunger 13 due to the pitot pressure. The select position detection valve 90 has a drain hole 92 in the valve body 91.
A return spring 94 is applied to the valve body 93, and a cam 95 that rotates in response to a selection operation is in contact with the valve body 93. Here, in the cam 95, the N and R range positions are in the 6th part 95a, and the P and DS range positions at both ends are in the recessed part 95b.
As described above, the drain hole 92 is closed in each of the N and R ranges to generate operating oil pressure. Further, an orifice 96 is provided on the upstream side of the branch of the oil passage 68 in the oil passage 59 to prevent the TA lubricating pressure of the oil passage 54.59 from decreasing when the drain hole 92 is opened in the P and DS ranges. It has become. The actuator 100 has a piston 1 in a cylinder 101.
02 is inserted, a return spring 103 is urged on one side of the piston 102, and the operating hydraulic pressure of the oil passage 68 is guided to the other piston chamber 104. In addition, a hook portion 105 at the tip of the piston 102 can engage with a pin 106 of a rod 81 of the gear ratio control valve 70, so that when there is no operating oil pressure in the P and DS ranges, the piston 1
02, the rod 81 is forcibly pushed in a predetermined stroke to limit the speed change range to the high engine rotation side. As a result, when the accelerator is released in the [)S range, the engine will shift down and apply engine braking. In the above configuration, the pressure regulating valve 60 is further provided with line pressure control means based on engine load and braking operations, which will be described in detail with reference to FIG. That is,
A cylindrical bushing 110 is movably inserted in the axial direction between the valve body 61 and the spool 62 of the pressure regulating valve 60 at the T, ports 61b, 61c, 61d, and land 62a, and corresponds to each port of the bushing 110. A window 111 is opened at this location. Further, a control hydraulic boat 61f is provided next to the drain boat 61d via another drain port 61e, and at this port 61f, a large diameter portion 110a is formed in a stepped manner in the bushing 110. Retainer 11
The spring 113 from 2 is energized, and the bush 110 is moved to the left side in the figure by controlled hydraulic pressure to reduce the opening degree of the spool chamfer portion 62b at the drain port 61d. On the other hand, an oil passage 114 branching from the lubricating oil passage 54 from the drain port 61d communicates with a control valve 120, and a control oil pressure oil passage 115 from this control valve 120 communicates with the port 61f of the pressure regulating valve 60. The control valve 120 has a valve body 121, a spool 122, and a spring 123 biased against one of them.
The pitot pressure of the oil passage 57 is guided to the port 121a on the opposite side of the oil passage 11 to the other ports 121b, , 121c.
4.degree. 115 is in communication, and the opening degree of the port 121C is changed in response to engine rotation and lubricating pressure to keep the control oil pressure constant. The spool 122 is connected to a diaphragm 126 of an actuator 125 via a rod 124, and the negative pressure chamber 12 on the opposite side of the rod 124 of the actuator 125 is connected to the diaphragm 126 of the actuator 125.
7, a spring 128 biases the diaphragm 126, and a passage 129 introduces negative pressure into the suction pipe according to the engine load. On the other hand, the diaphragm 126 further includes a brake light switch 130 and a spool 12.
2 are moved separately. As a result, in the control valve 120, the control oil pressure, which is made constant based on the relationship between the pitot pressure, the lubricating pressure, and the spring force, is controlled by the operation of the actuator 125. That is, when the engine load is small, the suction pipe negative pressure is large, so the spool 122 is pulled by the displacement of the diaphragm 126 of the actuator 125, increasing the opening of the port 121G and draining a large amount, thereby reducing the control hydraulic pressure. It gets lower. Then, as the engine load increases, the drain amount decreases with the opening degree of the port 121C, and the control oil pressure increases, resulting in a characteristic as shown by the solid line in FIG. 14. Also, during braking operation, the signal from the switch 130 causes the rod 1 of the solenoid 131 to
32 protrudes and determines the control oil pressure to be high as shown by the dashed line in FIG. The operation of the shift control device configured as described above will be explained. First of all, before the vehicle starts running, the pressure cylinder is checked in the hydraulic system! /＋
61%++ Mr'--a-m+-2J-+
rr a! On the other hand, since pitot pressure is not generated in the gear ratio control valve 70, the spool 72 is moved to one side by the spring 74. The main pulley servo chamber 38b is drained. Therefore, in the boolean ratio converter 4 of the continuously variable transmission 2, the drive belt 34 is fully moved toward the sub-pulley 37 side, and the gear ratio is at the maximum, which is the lowest gear. Next, when the D range is selected when the vehicle starts running,
The input shaft 13 and the main shaft 20 are directly connected at the switching part 3, and when the accelerator is depressed, the electromagnetic powder clutch 1 is engaged by supplying clutch current based on the increase in engine rotation, and as a result, engine power is transferred to the main boot 936. input. And main pulley 36. The shifting power of the drive belt 34 and the sub-pulley 37 with the maximum gear ratio is output to the sub-shaft 35, and this is the final reduction part 5.
The vehicle starts running by transmitting the signal to the wheels via the . At this time, in the hydraulic system, pitot pressure of the engine rotation corresponding to the accelerator depression state is generated from the rotation sensor 56.
6 valves 60; 70, and the pressure regulating valve 6
At 0, the line pressure is set to the highest level according to the above-mentioned gear ratio. Therefore, in the gear ratio control valve 70, the adjusting plunger 75 is retracted by the high line pressure, and the load on the spring 77 is reduced to zero, and the shift is started in equilibrium with the relationship between the force of the spring 74 and the pitot pressure depending on the accelerator depression state. I will do it. Therefore, on the curve with the maximum gear ratio, the shift start point is determined at an arbitrary point between the shift start point with the smallest accelerator opening and the shift start point with the accelerator fully open. Then, the line pressure of the oil passage 52 is supplied to the main pulley servo chamber 38b through the oil passage 53 by the operation of the gear ratio control valve 70, and the pulley interval of the main pulley 36 is sequentially narrowed, so that the drive belt 34 is moved to the main pulley servo chamber 38b. -Shift to 3G side and shift up to the high gear side with a small gear ratio. On the other hand, during the above-mentioned speed change operation, the line pressure is controlled by the pressure horn adjustment valve 60, and first, a load of the spring G4 is applied to one side of the spool 62 based on the actual speed ratio detected by the sensor shoe 65. The pump oil pressure in the port 61b and the pitot pressure in the port 61a act in opposition to each other, and the balance between these two determines the movement position of the sprue 62 and the opening degree of the chamfer portion 62b with respect to the drain port 616. At this time, Boheto 61f
Control hydraulic pressure is introduced to act on the bushing 110, and as the engine load increases, as shown in FIG. The opening degree of the chamfer portion 62b is corrected to decrease. Therefore, as the engine load increases, the opening degree of the chamfer section 62b becomes substantially smaller, and the drain amount also decreases, resulting in a higher line pressure.As shown in FIG. The line pressure is controlled according to each engine load between the high line pressure characteristic curve 11 and the lowest line pressure characteristic curve L2 at full throttle. Also, since the control oil pressure increases during braking operation,
The line pressure also increases, for example, the line pressure characteristic curve j at full throttle in Fig. 5! 1. Although one embodiment of the present invention has been described above, the same applies. Effects of the Invention As is clear from the above description, according to the present invention, when line pressure is controlled in relation to each gear ratio by a pressure regulating valve in the hydraulic system of a continuously variable transmission, Since the power transmission is controlled taking into consideration the transmission efficiency, the transmission efficiency is improved and fuel efficiency is improved. During braking, the line pressure is controlled to be high, which promotes downshifting and improves driving performance. A bushing with a window is provided between the chamfer part and the drain port of the pressure regulating valve, and the opening degree of the chamfer part is directly corrected by moving the bushing depending on the engine load, etc., so the line pressure can be corrected accurately. obtain.

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

第１図は本発明が適用される無段変速機の一例を示す断
面図、第２図は本発明による装置の一実施例を示す回路
図、第３図は要部の回路図、第４図は制御油圧の特性線
図、第５図はライン圧の特２・・・無段変速機、６ｏ・
・・圧力調整弁、６１ｃ・・・ライン圧ボート、６１ｄ
・・・ドレンポート、６１ｆ・・・制御油圧ポート、６
２・・・スプール、６２ｂ・・・チャ２７７部、１１０
−７ツシ：ｚ、１１１．、、窓、１２０−ＩＩＪ　ｍ弁
、１２５・・・アクチュエータ、１３ｏ・・・ブレーキ
ランプスイッチ。 特許出願人　　　　富士重工業株式会社代理人　弁理士
　　小　橋　信　厚FIG. 1 is a sectional view showing an example of a continuously variable transmission to which the present invention is applied, FIG. 2 is a circuit diagram showing an embodiment of the device according to the present invention, FIG. 3 is a circuit diagram of the main parts, and FIG. The figure is a characteristic diagram of control oil pressure, and Figure 5 is a characteristic diagram of line pressure.2...Continuously variable transmission, 6o...
...Pressure regulating valve, 61c...Line pressure boat, 61d
...Drain port, 61f...Control hydraulic port, 6
2... Spool, 62b... Cha 277 copies, 110
-7 Tsushi: z, 111. ,, window, 120-IIJ m valve, 125...actuator, 13o...brake lamp switch. Patent applicant Fuji Heavy Industries Co., Ltd. Agent Patent attorney Nobutatsu Kobashi

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] 無段変速機の油圧系において、圧力調整弁の少なくとも
調圧作用するスプール側チャンファ部とドレンポートの
間に、制御油圧によりチャンファ部開度を各別に変化す
る窓付のブッシュを設け、各変速比に応じて定められる
チャンファ部開度と共にライン圧を、エンジン負荷及び
ブレーキング操作に基づく制御油圧によるブッシュの移
動で修正することを特徴とする無段変速機の油圧制御装
置。In the hydraulic system of a continuously variable transmission, a bush with a window is installed between the drain port and at least the spool-side chamfer part that regulates the pressure of the pressure regulating valve, and the opening degree of the chamfer part is changed separately depending on the control hydraulic pressure. A hydraulic control device for a continuously variable transmission, characterized in that the chamfer opening degree determined according to the ratio and the line pressure are corrected by moving a bush using controlled hydraulic pressure based on engine load and braking operation.