JPS6145167A - Hydraulic control device of automatic speed change gear - Google Patents
Hydraulic control device of automatic speed change gearInfo
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- JPS6145167A JPS6145167A JP16569784A JP16569784A JPS6145167A JP S6145167 A JPS6145167 A JP S6145167A JP 16569784 A JP16569784 A JP 16569784A JP 16569784 A JP16569784 A JP 16569784A JP S6145167 A JPS6145167 A JP S6145167A
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- friction engagement
- oil
- speed
- oil passage
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 本発明は車両用自動変速機の油圧制御装置に関する。[Detailed description of the invention] Industrial applications The present invention relates to a hydraulic control device for a vehicle automatic transmission.
従来の技術
特だ昭58−144985号はCVT (前段変速機)
付き車両の前後進切換のためおよび運伝性能の向上のた
めに、CVTに対して直列に前進複数段の補助変速機を
設けた自動変速機を開示している。補助変速最のアップ
シフトの場合において、高速段用摩擦係合装置と低速段
用摩擦係合装置とがともに油圧式であるならば、高速段
用摩擦係合装置への油圧の供給、および低速段用摩擦係
合装置からの油圧の排出を適切に制御する必要がある。Conventional technology No. 144985/1985 is CVT (front gear transmission)
An automatic transmission is disclosed in which an auxiliary transmission with a plurality of forward speeds is provided in series with a CVT for switching forward and backward movement of a vehicle with a vehicle and improving driving performance. In the case of the first upshift of the auxiliary gear, if both the high-speed friction engagement device and the low-speed friction engagement device are hydraulic, the supply of hydraulic pressure to the high-speed friction engagement device and the low-speed It is necessary to appropriately control the discharge of hydraulic pressure from the stage friction engagement device.
すなわち低速段用摩擦係合装置の院展に対し、高速段用
摩擦係合装置の係合が早過ぎると、ダブルロックに因る
トルクの落ち込みのために変速衝撃が増大し、遅過ぎる
と両摩擦係合装置が解放状態になるために機関の空吹き
、およびその後の係合衝撃の増大という問題がある。In other words, if the frictional engagement device for the high speed gear engages too early in contrast to the frictional engagement device for the low gear gear, the shift impact increases due to the drop in torque due to double lock, and if it engages too late, both friction Since the engagement device is in the released state, there is a problem that the engine runs dry and the subsequent engagement impact increases.
発明が解決しようとする問題点
本発明の目的は、高速段用摩擦係合装置への油圧媒体の
供給側部に関して高速段用摩擦係合装置の係合を円滑に
して変速衝撃を抑制できるとともに、高速段用摩擦係合
装置が実際に係合し始めるまでの時間遅れを短くして制
御精度を向上させることができる自動変速機の油圧制御
装置を提供することである。Problems to be Solved by the Invention It is an object of the present invention to smooth the engagement of the high-speed frictional engagement device with respect to the supply side of hydraulic medium to the high-speed frictional engagement device, thereby suppressing shift impact. An object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission that can improve control accuracy by shortening the time delay until a high speed friction engagement device actually starts engaging.
本発明の別の目的は、アップシフト制御の各段階におい
て高速段用摩擦係合装置への油圧媒体の供給流量および
低速段用摩擦係合装置からの油圧媒体の排出流量を適切
に制御することができる自動変速機の油圧制御装置を提
供することである。Another object of the present invention is to appropriately control the supply flow rate of hydraulic medium to the high speed friction engagement device and the discharge flow rate of the hydraulic medium from the low speed friction engagement device at each stage of upshift control. The object of the present invention is to provide a hydraulic control device for an automatic transmission that can perform the following functions.
問題点を解決するための手段
本発明の自動変速機の油圧側2m装置は、高速段におい
て油圧媒体を供給されて係合状態に保持される高速段用
摩擦係合装置、低速段において油圧媒体を供給されて係
合状態に保持される低速段用摩擦係合装置、油圧媒体を
高速段用摩擦係合装置および低速段用Fg擦糸係合装置
選択的に導くシフトバルブ、高速段用摩擦係合装置へ連
通しているアキュムレータ、
シフトバルブと高速段用摩擦係合装置およびアキュムレ
ータとの間に互いに並列に設けられている第1および第
2の油路、
第1の油路に設けられている第1のオリフィス、
第2の油路に設けられている第2のオリフィス、および
高速段用摩擦係合装置のサーボ油圧に関係して作動しサ
ーボ油圧が所定値以上になると第2の油路を閉じるシフ
トタイミングバルブ、を有している。Means for Solving the Problems The hydraulic side 2m device of the automatic transmission of the present invention includes a high speed friction engagement device that is supplied with hydraulic medium in the high speed speed and is held in an engaged state, and a friction engagement device for the high speed speed that is supplied with hydraulic medium and held in an engaged state in the high speed speed. a friction engagement device for a low speed gear that is supplied with the power and held in an engaged state, a shift valve that selectively guides the hydraulic medium to a friction engagement device for a high speed gear and an Fg friction thread engagement device for a low speed gear, and a friction engagement device for a high speed gear. an accumulator communicating with the engagement device; first and second oil passages provided in parallel with each other between the shift valve and the high-speed friction engagement device and the accumulator; The first orifice provided in the second oil path, the second orifice provided in the second oil passage, and the servo oil pressure of the high-speed friction engagement device operate in conjunction with the servo oil pressure, and when the servo oil pressure exceeds a predetermined value, the second orifice It has a shift timing valve that closes the oil passage.
さらに本発明の自動変速機の油圧制御装置は、高速段に
おいて油圧媒体を供給されて保合状態に保持される高速
段用摩擦係合装置、低速段において油圧媒体を供給され
て係合状態に保持される低速段用摩擦係合装置、低速段
から高速段へのアップシフトの際に油圧媒体を高速段用
摩擦係合装置へ導き低速段用摩擦係合装置を第1の排出
油路へ接続するシフトパルプ、
高速段用Iif擦係合装置へ連通しているアキュムレー
タ、
シフトパルプと高速段用摩擦係合装置およびアキュムレ
ータとの間に互いに並列に設けられている第1および第
2の油路、
第1.の油路に設けられている第1のオリフィス、
第2の油路に設けられている第2のオリフィス、
第1の排出油路に設けられている第3のオリフィス、
第1の排出油路から分岐する第2の排出油路、第2の排
出油路に設けられている第4のオリフィス、
高速段用摩擦係合装置のサーボ油圧に関係して作動しサ
ーボ油圧が所定値以上になると第2の油路を閉じるとと
もに第4の油路を開くシフトタイミングバルブ、
を有している。Further, the hydraulic control device for an automatic transmission of the present invention includes a high-speed friction engagement device that is supplied with a hydraulic medium in a high-speed gear and held in a locked state, and a friction engagement device for a high-speed gear that is supplied with a hydraulic medium and held in an engaged state in a low gear. The friction engagement device for the low speed gear is held, and when upshifting from the low gear to the high gear, the hydraulic medium is guided to the friction engagement device for the high speed gear, and the friction engagement device for the low speed gear is directed to the first discharge oil path. A connected shift pulp, an accumulator communicating with the Iif friction engagement device for high speed stage, and first and second oils provided in parallel with each other between the shift pulp, the friction engagement device for high speed stage, and the accumulator. Road, 1st. A first orifice provided in the oil passage, a second orifice provided in the second oil passage, a third orifice provided in the first discharge oil passage, and a first discharge oil passage. A second discharge oil passage branching from the second discharge oil passage, a fourth orifice provided in the second discharge oil passage, and a fourth orifice provided in the second discharge oil passage operate in conjunction with the servo oil pressure of the high-speed stage friction engagement device, and when the servo oil pressure exceeds a predetermined value, A shift timing valve that closes the second oil passage and opens the fourth oil passage.
作用
シフトバルブが低速段位置から高速段位置へ切換ねると
、シフトタイミングバルブが高速段用摩擦係合装置のサ
ーボ油圧により切換わるまでの第1の段階では、高速段
用摩擦係合装置への油圧媒体の供給は第1および第2の
油路の第1および第2のオリフィスを介して行なわれる
ので、供給流量は大きい。Operation When the shift valve switches from the low gear position to the high gear position, in the first stage until the shift timing valve is switched by the servo hydraulic pressure of the high gear friction engagement device, the high gear friction engagement device is switched. Since the hydraulic medium is supplied through the first and second orifices of the first and second oil passages, the supply flow rate is large.
また第1の段階では低速段用摩擦係合装置からの油圧媒
体の排出は第3の油路の第3のオリフィスのみを介して
行なわれるので、排出流■は小さい。Furthermore, in the first stage, the hydraulic medium is discharged from the low-speed frictional engagement device only through the third orifice of the third oil passage, so the discharge flow (2) is small.
シフトタイミングバルブが切換わってからの第2の段階
では高速段用摩擦係台装りへの油圧媒体の供給は第1の
油路の第1のオリフィスのみを介して行なわれ、供給1
51fiは小さくなる。In the second stage after the shift timing valve is switched, the hydraulic medium is supplied to the high-speed friction system only through the first orifice of the first oil passage, and the supply 1
51fi becomes smaller.
また第2の段階では低速段用】デ擦係合装置からの油圧
媒体の排出は第3および第4の油路の第3および第4の
オリフィスを介して行なわれるので、排出流量は大きく
なる。 ′
発明の効果
第2の段階において高速段用摩擦係合装置のアキュムレ
ータが作動し、この作動中に高速段用摩擦係合装置は係
合するが、第2の段階における高速段用摩擦係合装置お
よびアキュムレータへの油圧媒体の供給流量は小さく、
これによりアキコムレータの作動期間は増大するので、
高速段用摩擦係合装置の係合は円滑に行なわれ、保合の
際の衝撃を抑制することができる。In addition, in the second stage, the discharge of the hydraulic medium from the friction engagement device for low speed gears is performed through the third and fourth orifices of the third and fourth oil passages, so the discharge flow rate becomes large. . 'Effects of the invention In the second stage, the accumulator of the high-speed gear friction engagement device operates, and during this operation, the high-speed gear friction engagement device engages; The supply flow rate of hydraulic medium to the device and accumulator is small;
This increases the operating period of the Akicomulator, so
The engagement of the high-speed gear friction engagement device is performed smoothly, and impact during engagement can be suppressed.
また第1の段階は高速段用摩擦係合装置への油圧媒体の
供給流量は大きく、これにより第1の段階に要される時
間、したがって高速段用摩擦係合装置が実際に係合する
までの時間としての時間遅れが短縮されるので、種々の
因子に因る時間遅れのばらつきが減少し、制御精度を向
上させることができる。In addition, in the first stage, the flow rate of hydraulic fluid supplied to the high-speed friction engagement device is large, which reduces the time required for the first stage, and therefore the time required for the high-speed friction engagement device to actually engage. Since the time delay is shortened, variations in time delay due to various factors are reduced, and control accuracy can be improved.
第2の段階では低速段用摩擦係合装置から油圧媒体が速
やかに排出され、低速段用摩擦係合装置は高速段用摩擦
係合装置が係合し始める時とほば同じ時に保合状態にあ
るので、ダブルロックに因るトルクの低下が抑制され、
変速衝撃を緩和することができる。In the second stage, the hydraulic medium is quickly discharged from the low-speed frictional engagement device, and the low-speed frictional engagement device enters the held state at approximately the same time as the high-speed frictional engagement device begins to engage. , the decrease in torque due to double lock is suppressed,
The impact of shifting can be alleviated.
さらにシフトタイミングバルブが切換わるまで第1の段
階では、高速段用摩擦係合装置への油圧媒体の排出流m
は第1および第2のオリフィスにより決まり、低速段用
摩擦係合装置からの油圧媒体の排出流量は第3のオリフ
ィスにより決まる。またシフトタイミングバルブが切換
わってからの第2の段階では、高速段用摩擦係合装置へ
の油圧媒体の供給流量は第1のオリフィスにより決まり
、低速段用摩擦係合装置からの油圧媒体の排出流量は第
3および第4のオリフィスにより決まる。こうして各段
階における供給流口および排出流量を、第1ないし第4
のオリフィスの選択により設定することができ、アキュ
ムレータの容量およびオリフィスの設定の自由度が増大
するとともに、適切な変速特性を得ることができる。Furthermore, in the first stage until the shift timing valve is switched, the discharge flow m of the hydraulic medium to the high speed friction engagement device is
is determined by the first and second orifices, and the discharge flow rate of the hydraulic medium from the low-speed frictional engagement device is determined by the third orifice. In the second stage after the shift timing valve is switched, the flow rate of the hydraulic medium supplied to the high speed friction engagement device is determined by the first orifice, and the flow rate of the hydraulic medium from the low speed friction engagement device is determined by the first orifice. The discharge flow rate is determined by the third and fourth orifices. In this way, the supply flow rate and discharge flow rate at each stage are adjusted from the first to the fourth.
This increases the degree of freedom in setting the accumulator capacity and orifice, and provides appropriate speed change characteristics.
有利な実施態様では、自動変速機が無段変速機と前進2
段の補助変速機とを含み、高速段用摩擦係合装置および
低速段用摩擦係合装置は補助変速機に属する。In an advantageous embodiment, the automatic transmission has a continuously variable transmission and a forward
The high-speed friction engagement device and the low-speed friction engagement device belong to the auxiliary transmission.
好ましくは、シフトタイミングバルブが第2の油路を閉
じる時のサーボ油圧の所定値がアキュムレータのピスト
ンが油圧の増大により移動を開iする油圧の値より少し
小さい値として設定されている。Preferably, the predetermined value of the servo oil pressure when the shift timing valve closes the second oil passage is set to a value slightly smaller than the value of the oil pressure at which the piston of the accumulator opens its movement due to an increase in the oil pressure.
実施例 図面を参照して本発明の詳細な説明する゛。Example The present invention will be described in detail with reference to the drawings.
第2図において、CVT 1は1対の入力側プーリ2m
、2b 、 1対の出力側プーリ4a、4b 、およ
び入力側と出力側のプーリに掛けられて機関動力を伝達
するベルト6を備えている。一方の入力側プーリ2aは
入力軸8に軸線方向へ移動可能に、回転方向へは固定的
に設けられ、他方の入力側プーリ2bは入力軸8に固定
されている。In Figure 2, CVT 1 has a pair of input pulleys 2 m
, 2b, a pair of output-side pulleys 4a, 4b, and a belt 6 that is hung between the input-side and output-side pulleys to transmit engine power. One input-side pulley 2a is provided on the input shaft 8 so as to be movable in the axial direction but fixed in the rotational direction, and the other input-side pulley 2b is fixed to the input shaft 8.
また一方の出力側プーリ4aは出力軸10に固定され、
他方の出力側プーリ4bは出力@IOに軸線方向へ移動
可能に、回転方向へは固定的に設けられている。入力側
プーリ2 a + 2 bの対向面および出力側プーリ
4a+4bの対向面は半径方向外方へ向かって相互の互
層を増大させるテーバ状に形成され、ベルト6の横断面
ば等脚台形状に形成されている。出力側プーリ4a +
4bの押圧力はベルト6の滑りを回避して動力伝達を
確保できる最小限の値に制御され、入力側プーリ2a+
2bの押圧力はCVT lの変速比τ(=入力軸8の回
転速度Nin /出力軸10の回転速度Nout )を
決定する。流体継手12は機関のクランク軸14へ接続
されているポンプ16と、ポンプ16からのオイルによ
り回転させられ入力軸8に固定されているタービン18
とを備えている。直結クラッチ22はクランク軸14と
入力軸8との間の接続を制画し、ダンパ24は直結クラ
ッチが解放状態から係合状態へ切換えられる際の衝!Z
および8!関のトルク変動を吸収する。車速あるいは機
関回転速度が所定値以上になると、直結クラッチ22が
係合状態に保持されて、流体継手12におけるオイルに
よる動力伝達の損失を回避する。オイルポンプ26は、
ポンプ16と一体的に回転し、油圧制御装置を介してオ
イルをCVTl、流体継手12等へ送る。カウンタ軸2
8は、CVT lの出力MIOに対して平行に設けられ
、2つの歯車30.32を葡している。出力軸10の機
関動力は出力軸10と同軸的な歯車34からカウンタ軸
28上の歯車30.32を介して差動装ffff136
へ伝達され、さらに差励装置36から左右のアクスル軸
38.40を介して左右の駆動輸へ送られる。補助変速
機42はCVT lの出力軸10に対して同軸的に設け
られる。補助変速8!42はラビニョオ形複合遊星歯車
装置43を含み、この遊星歯車装Wi43は、第1と第
2のサンギヤ44.46 、第1のサンギヤ44にかみ
合う第1のプラネタリギヤ48、この第lのブフ不タリ
壬ヤ48と第2のサンギヤ46とにかみ合う第2のプラ
ネタリギヤ50、この第1のプラネタリギヤ48にかみ
合うリングギヤ52、および第1と第2のプラネタリギ
ヤ48.50を回転可能に支持するキャリヤ54を備え
ている。第2のサンギヤ46は補助変速8!42の入力
部分としてのCVTlの出力軸lOと一体的な@64へ
接続され、キャリヤ54は歯車34へ接続されている。Further, one output side pulley 4a is fixed to the output shaft 10,
The other output pulley 4b is provided at the output @IO so as to be movable in the axial direction and fixed in the rotational direction. The opposing surfaces of the input pulleys 2 a + 2 b and the opposing surfaces of the output pulleys 4 a + 4 b are formed in a tapered shape in which the number of mutual layers increases radially outward, and the cross section of the belt 6 has an isosceles trapezoid shape. It is formed. Output side pulley 4a +
The pressing force of the input pulley 2a+ is controlled to the minimum value that can avoid slippage of the belt 6 and ensure power transmission.
The pressing force of 2b determines the gear ratio τ (=rotational speed Nin of input shaft 8/rotational speed Nout of output shaft 10) of CVT l. The fluid coupling 12 includes a pump 16 connected to the crankshaft 14 of the engine, and a turbine 18 which is rotated by oil from the pump 16 and fixed to the input shaft 8.
It is equipped with The direct coupling clutch 22 defines the connection between the crankshaft 14 and the input shaft 8, and the damper 24 controls the impact when the direct coupling clutch is switched from the released state to the engaged state. Z
and 8! Absorbs torque fluctuations at the engine. When the vehicle speed or engine rotational speed exceeds a predetermined value, the direct coupling clutch 22 is held in an engaged state to avoid power transmission loss due to oil in the fluid coupling 12. The oil pump 26 is
It rotates integrally with the pump 16 and sends oil to the CVTl, fluid coupling 12, etc. via a hydraulic control device. Counter axis 2
8 is provided in parallel to the output MIO of CVT l, and has two gears 30 and 32. The engine power of the output shaft 10 is transmitted from a gear 34 coaxial with the output shaft 10 to a differential gear ffff 136 via gears 30 and 32 on the countershaft 28.
It is further transmitted from the differential excitation device 36 to the left and right drive transports via the left and right axle shafts 38,40. The auxiliary transmission 42 is provided coaxially with the output shaft 10 of the CVT I. The auxiliary transmission 8!42 includes a Ravigneau-type compound planetary gear set 43, and this planetary gear set Wi43 includes first and second sun gears 44,46, a first planetary gear 48 meshing with the first sun gear 44, and a first planetary gear 48 meshing with the first sun gear 44; A second planetary gear 50 that meshes with the Buchless gear 48 and the second sun gear 46, a ring gear 52 that meshes with the first planetary gear 48, and first and second planetary gears 48 and 50 are rotatably supported. A carrier 54 is provided. The second sun gear 46 is connected to @64, which is integral with the output shaft lO of the CVTl as an input part of the auxiliary transmission 8!42, and the carrier 54 is connected to the gear 34.
高速段用クラッチ56は軸64と第1のサンギヤ44と
の接続を制押し、低速段用ブレーキ58は第1のサンギ
ヤ44の固定を制御し、後進用ブレーキ60はリングギ
ヤ52の固定を制御する。The high speed clutch 56 controls the connection between the shaft 64 and the first sun gear 44, the low speed brake 58 controls fixing of the first sun gear 44, and the reverse brake 60 controls fixing of the ring gear 52. .
第3図は補助変速機42の各摩擦係合要紫の作動状態お
よび各レンジにおける減速比を示している。Oは係合状
態、×は解放状態を意味し、ρlおよびρ2は次式から
定義されている。FIG. 3 shows the operating state of each frictional engagement of the auxiliary transmission 42 and the reduction ratio in each range. O means an engaged state, x means a released state, and ρl and ρ2 are defined from the following equation.
pl=Zsl/Zr
p 2 = Zs2/ Zr
ただしZslは第1のサンギヤ44の歯数、zS2は第
2のサンギヤ46の歯数、Zrはリングギヤ52の歯数
である。すなわちり、Dレンジの低速段では低速段用ブ
レーキ58によりmlのサンギヤ44が固定されるため
減速比l+ρI/p2で機関動力が伝達され、L、Dレ
ンジの高速段では高速段用クラッチ56が係合状態にな
って遊皐歯車装置43が一体となって回転し、これによ
り減速比Iで機関動力が伝達され、Rレンジでは後進用
ブレーキ60によりリングギヤ52が固定されるため、
減速比1−1/p2の逆回転で機関動力が伝達される。pl=Zsl/Zr p2=Zs2/Zr where Zsl is the number of teeth of the first sun gear 44, zS2 is the number of teeth of the second sun gear 46, and Zr is the number of teeth of the ring gear 52. That is, in the low gear of the D range, the ml sun gear 44 is fixed by the low gear brake 58, so engine power is transmitted at the reduction ratio l+ρI/p2, and in the high gear of the L and D ranges, the high gear clutch 56 is fixed. In the engaged state, the idler gear device 43 rotates as a unit, thereby transmitting the engine power at the reduction ratio I, and in the R range, the ring gear 52 is fixed by the reverse brake 60.
Engine power is transmitted through reverse rotation with a reduction ratio of 1-1/p2.
第4図ないし第6図は油圧制御装置の詳細図である。オ
イルポンプ26はストレーナ72を介して吸込んだオイ
ルを加圧してライン圧油路74へ供給する。スロットル
バルブ76は、吸気スロットル開度θに関係したスロッ
トル圧pthを出力ポードア8に発生する。スロットル
バルブ76のスプール77は、スロットルカム79から
スロットル開度θの増大に連れて増大する作用力と制御
ポート81からフィードバック圧としてのスロットル圧
Pthとを対向的に受け、ライン圧油路74と出力ポー
ドア8との接続を制御する。マニュアルバルブ80は、
シフトレバ−のしくロー)、D(ドライブ)、Nにュー
トラル)、R(リバース)、およびP(パーキング)レ
ンジに関係して軸線方向位置を制御され、ライン圧油路
74の第1のライン圧PA’lを、Rレンジ時にはポー
ト83へ、しレンジ時はボート85へ、Dレンジ時はポ
ート85.87へ、それぞれ導く。4 to 6 are detailed views of the hydraulic control device. The oil pump 26 pressurizes the oil sucked in through the strainer 72 and supplies it to the line pressure oil path 74. The throttle valve 76 generates a throttle pressure pth related to the intake throttle opening θ to the output port door 8. The spool 77 of the throttle valve 76 receives an acting force that increases as the throttle opening θ increases from the throttle cam 79 and a throttle pressure Pth as a feedback pressure from the control port 81 oppositely. Controls the connection with the output port door 8. The manual valve 80 is
The axial position of the shift lever is controlled in relation to the (low), D (drive), N (neutral), R (reverse), and P (parking) ranges, and the first line pressure of the line pressure oil passage 74 is controlled. PA'l is guided to port 83 when in R range, to boat 85 when in range, and to port 85.87 when in D range.
リリーフ弁89は、ライン圧油路74の第1のライン圧
FAIが所定値以上になるとライン圧油路74のオイル
を逃がす安全弁としての機能を有する。The relief valve 89 has a function as a safety valve that releases oil from the line pressure oil passage 74 when the first line pressure FAI of the line pressure oil passage 74 exceeds a predetermined value.
二次油圧油路82はオリフィス84とプライマリレギュ
レータバルブ198の余剰オイルが排出されるポート8
5とを介してライン圧油路74へ接続され、セカンダリ
プレッシャレギュレータバルブ86は、オリフィス88
を介して二次油圧油路82へ接続されている制御室90
を有し、制御室90の油圧とばね92の荷重とに関係し
て二次油圧油路82とボート94との接続を制御し、二
次油圧油路82の二次油圧Pzを所定値に維持する。潤
滑油油路95はポート94あるいはオリフィス97を介
して二次油圧油路82へ接続されている。ロックア″ツ
ブ制御井96は、二次油圧油路82を流体クラッチ12
に並列なロックアツプクラッチ22の係合側および解放
側へ選択的に接続する。電磁弁100はロックアツプ制
御弁96の制御室102とドレン104との接続を制御
し、電磁弁100がオフ(非励磁)である場合はロック
アツプクラッチ98の院展側へ二次油圧油路82からの
二次油圧Pzが伝達されて機関動力が流体クラッチ12
を介して伝達され、電磁弁100がオン(励磁)である
場合はロックアツプクラッチ98の保合側およびオイル
クーラ106へ二次油圧油路82からの二次油圧Pzが
供給されて機関動力はロックアツプクラッチ98を介し
て伝達される。クーラバイパス弁107はクーラ圧を制
御する。The secondary hydraulic oil passage 82 has an orifice 84 and a port 8 where excess oil from the primary regulator valve 198 is discharged.
5, and the secondary pressure regulator valve 86 is connected to the line pressure oil passage 74 via the orifice 88.
A control chamber 90 connected to the secondary hydraulic fluid line 82 via
It controls the connection between the secondary hydraulic oil passage 82 and the boat 94 in relation to the oil pressure in the control room 90 and the load of the spring 92, and keeps the secondary oil pressure Pz of the secondary hydraulic oil passage 82 at a predetermined value. maintain. The lubricating oil passage 95 is connected to the secondary hydraulic oil passage 82 via a port 94 or an orifice 97. The lock-a-tube control well 96 connects the secondary hydraulic oil passage 82 to the fluid clutch 12.
The lock-up clutch 22 is selectively connected to the engagement side and release side of the lock-up clutch 22 in parallel with the lock-up clutch 22 . The solenoid valve 100 controls the connection between the control chamber 102 of the lock-up control valve 96 and the drain 104, and when the solenoid valve 100 is off (de-energized), the connection is made from the secondary hydraulic fluid path 82 to the side of the lock-up clutch 98. The secondary hydraulic pressure Pz is transmitted and the engine power is transferred to the fluid clutch 12.
When the solenoid valve 100 is on (energized), the secondary hydraulic pressure Pz is supplied from the secondary hydraulic oil passage 82 to the engagement side of the lock-up clutch 98 and the oil cooler 106, and the engine power is It is transmitted via the lock-up clutch 98. Cooler bypass valve 107 controls cooler pressure.
変速比制御装置108は、第1および第2のスプール弁
110,112 、第1および第2の電磁弁1−14、
116を備えている。第1の電磁弁+14がオフである
期間は第1のスプール弁110のスプールは室+17の
二次油圧Pzによりばね118の方へ押圧されており、
ボート119のmlのライン圧P/1は第1のスプール
弁+10のボートI2oを介して第2のスプール弁+1
2のポート122へ送られ、ポート124とドレン12
6との接続は断たれている。第1の電磁弁+14がオン
である期間は室117の油圧が第1の電磁弁114のド
レン128を介して排出され、第1のスプール弁+10
のスプールははね118により室117の方へ押圧され
、ポート+20にはライン圧PAが生じず、ポート12
4はドレン126へ接続される。また、第2の電磁弁1
16がオフである期間は第2のスプール弁112のスプ
ールは室128の二次油圧P2によりばね130の方へ
押圧され、ポート122とポート132との接続は断た
れ、ポート134はポート136へ接続されている。ポ
ート132,134は油路138を介してCVT 1の
入力側油圧シリンダへ接続されている。第2の電磁弁1
16がオンである期間は室128の油圧が第2の電磁弁
116のドレン139から排出され、第2のスプール弁
112のスプールはばね130により室128の方へ押
圧され、ポート122はポート+32へ接続され、ポー
ト134とポート136との接続は断たれる。The gear ratio control device 108 includes first and second spool valves 110, 112, first and second solenoid valves 1-14,
It is equipped with 116. During the period when the first solenoid valve +14 is off, the spool of the first spool valve 110 is pressed toward the spring 118 by the secondary hydraulic pressure Pz of the chamber +17.
The line pressure P/1 in ml of the boat 119 is transferred to the second spool valve +1 via the boat I2o of the first spool valve +10.
2 port 122, port 124 and drain 12
The connection with 6 has been severed. During the period when the first solenoid valve +14 is on, the hydraulic pressure in the chamber 117 is discharged through the drain 128 of the first solenoid valve 114, and the first spool valve +10
The spool of is pushed toward chamber 117 by spring 118, and no line pressure PA is created at port +20, and port 12
4 is connected to drain 126. In addition, the second solenoid valve 1
16 is off, the spool of the second spool valve 112 is pushed toward the spring 130 by the secondary hydraulic pressure P2 of the chamber 128, the connection between the ports 122 and 132 is broken, and the port 134 is connected to the port 136. It is connected. The ports 132 and 134 are connected to the input hydraulic cylinder of the CVT 1 via an oil passage 138. Second solenoid valve 1
16 is on, the hydraulic pressure in the chamber 128 is discharged from the drain 139 of the second solenoid valve 116, the spool of the second spool valve 112 is pushed toward the chamber 128 by the spring 130, and the port 122 is connected to the port +32. The connection between port 134 and port 136 is broken.
ポート136は油路142を介してポート124へ接続
されている。オリフィス140は第2の電磁弁116の
オフ時にポート122から少量のオイルをポート+32
へ導く。したがって第1の電磁弁114がオフでかつ第
2の電磁弁+16がオンである期間はCVT 1の入力
側油圧シリンダへオイルが速やかに供給され、変速比丁
は下降する。第1の電磁弁114がオフでかつ第2の電
磁弁116がオフである期間はCVT 1の入力側油圧
シリンダへのオイルの供給はオリフィス140を介して
行なわれ、CvTlの変速比rは緩やかに下降する。第
1の電磁弁114がオンでかつ第2の電磁弁116がオ
ンである場合、CVT 1の入力側油圧シリンダへのオ
イルの供給、排出は行なわれず、CVT 1の変速比Y
は一定に保持される。第1の電磁弁114がオンでかつ
第2の電磁弁116がオフである期間は入力側油圧シリ
ンダ46のオイルはドレン126から排出されるので、
CvTlの変速比Tは急激に上昇する。Port 136 is connected to port 124 via oil passage 142. The orifice 140 supplies a small amount of oil from port 122 to port +32 when the second solenoid valve 116 is turned off.
lead to. Therefore, during the period when the first solenoid valve 114 is off and the second solenoid valve +16 is on, oil is quickly supplied to the input hydraulic cylinder of the CVT 1, and the gear ratio is lowered. During the period when the first solenoid valve 114 is off and the second solenoid valve 116 is off, oil is supplied to the input hydraulic cylinder of the CVT 1 via the orifice 140, and the gear ratio r of the CvTl is gradual. descend to When the first solenoid valve 114 is on and the second solenoid valve 116 is on, oil is not supplied to or discharged from the input hydraulic cylinder of the CVT 1, and the gear ratio Y of the CVT 1 is
is held constant. During the period when the first solenoid valve 114 is on and the second solenoid valve 116 is off, the oil in the input hydraulic cylinder 46 is discharged from the drain 126.
The gear ratio T of CvTl increases rapidly.
変速比検出弁146は第7図に詳細が示されている。ス
リーブ148.150は弁孔152内に同軸的に配置さ
れ、スナップリング154により軸線方向へ固定されて
いる。棒156は、スリーブ】48の端部を貫通し、ば
ね座158を固定されている。The gear ratio detection valve 146 is shown in detail in FIG. Sleeves 148, 150 are coaxially disposed within valve bore 152 and are axially secured by snap rings 154. A rod 156 passes through the end of the sleeve 48 and has a spring seat 158 secured thereto.
別の棒160は、両端部においてそれぞれ入力側可動プ
ーリ2aおよび棒156に結合し、棒+56を入力側可
動プーリ2aの軸線方向変位量に等しい変位量だけ軸線
方向へ移動させる。スプール+62は、ランド164.
166を有し、スリーブ150内に軸線方向へ移動可能
に嵌合している。Another rod 160 is coupled at both ends to the input movable pulley 2a and the rod 156, respectively, and moves the rod +56 in the axial direction by a displacement equal to the axial displacement of the input movable pulley 2a. Spool +62 is land 164.
166, and is fitted within the sleeve 150 so as to be movable in the axial direction.
ランド164はランド164と166との間の空間16
8を油室170へ連通させる通路172を甫し、ランド
+66は空間168へのスリーブ150のポート174
の開口面積を制御する。ポート174はスリーブ148
の外周の空間を介してドレン176へ接続されている。The land 164 is the space 16 between the lands 164 and 166.
8 to the oil chamber 170, and the land +66 connects the port 174 of the sleeve 150 to the space 168.
control the aperture area. Port 174 is connected to sleeve 148
It is connected to a drain 176 through a space around the outer periphery of the drain 176.
油室170は制御圧Pcを発生する出力ポート178を
何し、出力ポート178はオリフィス180を介してラ
イン圧油v?574へ接続されている。はね182はば
ね受け158とスリーブ150との間に設けられて棒+
56をスリーブ148から押出す方向へ付勢し、ばね1
84はばね受け158とスプール162のフランジ18
6との間に設けられてスプール162を油室170の方
へ付勢する。入力側固定プーリ32に対するCVT 1
の入力側可動プーリ2aの変位量が増大するに連れて変
速比rは増大する。入力側可動プーリ2aの変位量の増
大により棒156はスリーブ148から押出されるので
、油室170の方向へのばね184によるスプール16
2の付勢力は低下する。The oil chamber 170 has an output port 178 that generates the control pressure Pc, and the output port 178 receives line pressure oil v? through an orifice 180. 574. The spring 182 is provided between the spring receiver 158 and the sleeve 150 and
56 in the direction of pushing it out from the sleeve 148, and the spring 1
84 is the spring receiver 158 and the flange 18 of the spool 162
6 to bias the spool 162 toward the oil chamber 170. CVT 1 for input side fixed pulley 32
As the amount of displacement of the input movable pulley 2a increases, the speed ratio r increases. As the rod 156 is pushed out of the sleeve 148 due to the increase in displacement of the input movable pulley 2a, the spool 16 is pushed out by the spring 184 in the direction of the oil chamber 170.
The urging force of 2 decreases.
この結果、スプール162は棒156の方へ移動し、ラ
ンド166はポート174の開口面積を増大させてオイ
ルの排出流量を増大させるので、出力ポート178の変
速比圧間は低下する。変速比圧側は出力ポート178の
油圧媒体の排出土を制御することにより生成されるので
、上限をライン圧PI!に規定される。第8図および第
9図の破線は、変速比圧側と変速比rとの2つの関係を
例示している。後述されるように第1のライン圧pHは
変速比rの減少に連れて減少するが、変速比圧2丁がラ
イン圧Pj?lに等しくなる変速比rl(この変速比r
1はスロットル圧P t l+、したがって機関トルク
Teの関数である。)に低下すると、それ以下の変速比
範囲ではPl”=PA!1となる。なお第8図および第
9図において二点鎖線は第1のライン圧Pj?1の理想
値であり、T1〉T2である。As a result, the spool 162 moves toward the rod 156, and the land 166 increases the opening area of the port 174 to increase the oil discharge flow rate, so that the gear ratio pressure at the output port 178 decreases. Since the gear ratio pressure side is generated by controlling the discharge of the hydraulic medium from the output port 178, the upper limit is set to the line pressure PI! stipulated in The broken lines in FIGS. 8 and 9 illustrate two relationships between the gear ratio pressure side and the gear ratio r. As will be described later, the first line pressure pH decreases as the gear ratio r decreases, but the two gear ratio pressures are equal to the line pressure Pj? The gear ratio rl that is equal to l (this gear ratio r
1 is a function of the throttle pressure P t l+ and therefore of the engine torque Te. ), in the gear ratio range below that, Pl''=PA!1. In FIGS. 8 and 9, the two-dot chain line is the ideal value of the first line pressure Pj?1, and T1> It is T2.
カットオフバルブ1’lOは、ロックアツプ制御弁96
の判例室102へ油路192を介して連通している室1
94、および%i 194の油圧とはね195のばね力
とに関係して移動するスプール196を有し、電磁弁1
00がオフである場合、すなわち、ロックアツプクラッ
チ22が解放状態にある場合(補助変速礪42において
変速を行なうとき、動力伝達系の而514を吸収するた
めにロックアツプクラッチ22は解放状態にされる。)
、閉状態になって変速比圧側がプライマリレギュレータ
バルブ198へ伝達されるのを阻止する。The cut-off valve 1'lO is a lock-up control valve 96.
The chamber 1 communicates with the case law chamber 102 via the oil passage 192.
94, and a spool 196 that moves in relation to the oil pressure of %i 194 and the spring force of a spring 195, the solenoid valve 1
00 is off, that is, when the lock-up clutch 22 is in the released state (when changing gears in the auxiliary transmission 42, the lock-up clutch 22 is in the released state to absorb the load 514 in the power transmission system). )
, is in the closed state and prevents transmission of the gear ratio pressure side to the primary regulator valve 198.
第1のライン圧発生手段としてのプライマリレギュレー
タパルプ+98は、スロットル圧pthを供給されるボ
ート200 、変速比圧側を供給されるボート202、
ライン圧油路74へ接続されているボート204、オイ
ルポンプ26の吸入側へ接続されているボート206、
およびオリフィス208を介して第1のライン圧PJI
を供給されているポート21O1軸線方向へ運動してボ
ート204とボート206との接続を制御するスプール
212、スロットル圧Pthを受けてスプール212を
ボート202の万へ付勢するスプール214、およびス
プール212をボート202の方へ付勢するはね216
を備えている。スプール212の下から2つのランドの
面積をAI、A2 、スロットル圧pthを受けるスプ
ール214のランドの面積をA3、およびはね216の
作用力をIFIと、それぞれ定義すると次式が成立する
。The primary regulator Pulp+98 as a first line pressure generating means includes a boat 200 supplied with throttle pressure pth, a boat 202 supplied with gear ratio pressure side,
A boat 204 connected to the line pressure oil path 74, a boat 206 connected to the suction side of the oil pump 26,
and first line pressure PJI through orifice 208
A spool 212 that moves in the axial direction of the port 21O1 to which it is supplied controls the connection between the boat 204 and the boat 206; spring 216 that urges the boat 202 toward the boat 202
It is equipped with When the areas of the two bottom lands of the spool 212 are defined as AI and A2, the area of the land of the spool 214 receiving the throttle pressure pth is defined as A3, and the acting force of the spring 216 is defined as IFI, the following equation holds true.
カットオフバルブ190が開いてボート202に変速比
圧側が来ている場合は
PJI!I ==(A3・Pth+W1−At−PI”
)/(A2−AI) ・・−(+)カットオフバルブ1
90が閉じてボート202に変速比圧側が来ていない場
合は
PJI :(A3・Pth+WI)/(A2−AI)
・・・(2)なお(1)式および(2)式で定義
されるPA’lは第8図および第9図においてそれぞれ
実線および一点釦線で示されている。If the cut-off valve 190 is open and the gear ratio pressure side is coming to the boat 202, PJI! I ==(A3・Pth+W1−At−PI”
)/(A2-AI) ...-(+) Cut-off valve 1
90 is closed and the gear ratio pressure side is not coming to the boat 202, PJI: (A3・Pth+WI)/(A2−AI)
(2) Note that PA'l defined by equations (1) and (2) is shown by a solid line and a one-dot button line in FIGS. 8 and 9, respectively.
第2のライン圧発生手段としてのサブプライマリレギュ
レータパルプ220は、L、Dレンジ時に第1のライン
圧PA’lをマニュアルパルプ80のボート85から導
かれる入力ポート222、m2のライン圧PI!2が発
生する出力ポート224、変速比圧側を導かれるボート
226、フィードバック圧としての第2のライン圧PA
2をオリフィス228を介して導かれるボート230、
入力ボート222と出力ポート224との接続を制御す
るスプール232、スロットル圧Pthを導かれるポー
1−234 、、ボート234からのスロットル圧p
thを受けてスプール232をボート226の万へ付勢
するスプール236、およびスプール232をボート2
26の方へ付勢するばね238を有している。The sub-primary regulator pulp 220 as a second line pressure generating means inputs the first line pressure PA'l from the boat 85 of the manual pulp 80 to the input port 222, the line pressure PI of m2 during the L and D ranges. 2 is generated at the output port 224, the boat 226 is led to the gear ratio pressure side, and the second line pressure PA is the feedback pressure.
2 through orifice 228,
A spool 232 that controls the connection between the input boat 222 and the output port 224, a port 1-234 that receives the throttle pressure Pth, and a throttle pressure p from the boat 234.
A spool 236 that biases the spool 232 toward the boat 226 in response to
It has a spring 238 biasing towards 26.
スプール232の下から2つのランドの面積をBIJ2
、スロットル圧Pthを受けるスプール236のランド
の面積をI]3、およびはね238の作用力を12とそ
れぞれ定義する上次式が成立する。The area of the two lands from the bottom of the spool 232 is BIJ2
, the area of the land of the spool 236 that receives the throttle pressure Pth is defined as I]3, and the acting force of the spring 238 is defined as 12.
PJ2 ==(B3.Pth+W2−Bl−Fr)/(
B2−Bl) ・・・(3)第1O図はサブプライマリ
レギュレータバルブ220により生成される第2のライ
ン圧PJ2とその理想値との関係を示している。PJ2 ==(B3.Pth+W2-Bl-Fr)/(
B2-Bl) (3) Figure 1O shows the relationship between the second line pressure PJ2 generated by the sub-primary regulator valve 220 and its ideal value.
シフトパルプ250はり、Lレンジ時に第2のライン圧
PA’2を導かれる入力ボート252、呂カポ−h 2
54,256 、オリフィス258を有しドレン260
において終わっている排出油路26+へ接続されている
ボート262、Dレンジ時にマニュアルバルブ80のボ
ート87から第1のライン圧pHを供給される制御ポー
ト264、その他の制御ボート266.268、ドレン
270、スプール272、およびスプール272をボー
ト268の方へ付勢するばね274を有している。制御
ボート266、268はオリフィス276を介して二次
油圧Pzを導かれ、制御ポート266.268の油圧は
電磁弁278により制御される。スプール272の下か
ら2つのランドの面積はSl、32であり、Sl<52
である。Shift pulp 250 beam, input boat 252 to which the second line pressure PA'2 is introduced during L range, Ro capo-h 2
54,256, having an orifice 258 and a drain 260
A boat 262 connected to the discharge oil line 26+ ending at , a control port 264 supplied with the first line pressure pH from the boat 87 of the manual valve 80 during D range, other control boats 266 and 268, and a drain 270 , a spool 272, and a spring 274 that biases the spool 272 toward the boat 268. The control boats 266, 268 are guided with a secondary hydraulic pressure Pz through an orifice 276, and the hydraulic pressure in the control ports 266, 268 is controlled by a solenoid valve 278. The area of the bottom two lands of the spool 272 is Sl, 32, and Sl<52
It is.
また、電磁弁278のオン、オフは車両の運転パラメー
タに関係して制御され、オン時にはドレン280からオ
イルが排出される。Further, whether the solenoid valve 278 is turned on or off is controlled in relation to the driving parameters of the vehicle, and when the solenoid valve 278 is turned on, oil is discharged from the drain 280.
スプール272がはね274側の位置にある場合、入力
ボート252は出力ポート254へ接続され、出力ポー
ト256はボート262へ接続される。したがって出力
ポート254から第2のライン圧P12がピストン28
1を有するアキュムレータ282および高速段用クラッ
チ56へ供給され、補助変速8142は高速段になる。When spool 272 is in the spring 274 position, input boat 252 is connected to output port 254 and output port 256 is connected to boat 262. Therefore, the second line pressure P12 from the output port 254 is applied to the piston 28.
1 to the accumulator 282 and the high speed clutch 56, and the auxiliary transmission 8142 becomes the high speed speed.
スプール272がボート268側の位置にある場合、入
力ボート252は出力ポート256へ接続され、出力ポ
ート254はドレン270へ接続される。When spool 272 is in the boat 268 position, input boat 252 is connected to output port 256 and output port 254 is connected to drain 270.
したがって出力ポート256からの第2のライン圧PI
12が低速段用アキュムレータ58へ供給され、補助変
速機42は低速段となる。Therefore, the second line pressure PI from output port 256
12 is supplied to the low gear accumulator 58, and the auxiliary transmission 42 becomes the low gear.
Lレンジの場合は、制御ボート264に第1のライン圧
FAIが導かれていないので、電磁弁278がオフにな
ると、スプール272は最初は面1Ws2のランドに作
用する二次油圧Pzにより、後は面W!IS1のランド
に作用する二次油圧Pzにより、ばね274の方へ移動
するが、電磁弁278がオンになると、制御ボート26
6、268の油圧は低下するので、スプール272はば
ね274によりボート268の方へ移動する。すなわち
Lレンジでは電磁弁27gのオン、オフに関係して補助
変速機42の高速段と低速段との切換が可能である。In the case of the L range, the first line pressure FAI is not guided to the control boat 264, so when the solenoid valve 278 is turned off, the spool 272 is initially Hamen W! The secondary hydraulic pressure Pz acting on the land of IS1 causes it to move toward the spring 274, but when the solenoid valve 278 is turned on, the control boat 26
As the oil pressure at 6,268 decreases, spool 272 is moved toward boat 268 by spring 274. That is, in the L range, the auxiliary transmission 42 can be switched between a high speed gear and a low speed gear by turning on and off the solenoid valve 27g.
0レンジでは制御ボート264に第1のライン圧pHが
導かれるので、スプール272が−たんばね274側の
位置になると、面積S2のランドに制御ボート264か
らの第1のライン圧PJIが作用し、その後の電磁弁2
78のオン、オフに関係なく、スプール272はばね2
74側の位置に、したがって補助変速機42は高速段に
保持される。In the 0 range, the first line pressure pH is introduced to the control boat 264, so when the spool 272 is at the -tan spring 274 side, the first line pressure PJI from the control boat 264 acts on the land with area S2. , then solenoid valve 2
Regardless of whether 78 is on or off, the spool 272 is connected to spring 2.
74 side, and therefore the auxiliary transmission 42 is held in the high gear.
シフトタイミングバルブ290は、高速段用クラッチ5
6へ連通する制御ボート292、および制御ボート29
2の油圧によって軸線方向位置を制御されるスプール2
94を有し、低速段がら高速段へのアップシフトの際の
高速段用クラッチ56へのオイルの供給流量および低速
段用ブレーキ58からのオイルの排出流2を制御する。The shift timing valve 290 is connected to the high speed clutch 5.
control boat 292 communicating with 6, and control boat 29
Spool 2 whose axial position is controlled by hydraulic pressure of 2
94, which controls the flow rate of oil supplied to the high speed clutch 56 and the oil discharge flow 2 from the low speed brake 58 when upshifting from a low speed to a high speed.
電磁弁100.114.116,278は二次油圧油路
82からの二次油圧Pzを導かれ、二次油圧Pzの排出
を制御する。特願昭59−12017号に開示された油
圧制御装置では電磁弁はスロットル圧Pthを導かれて
いた。したがって従来装置では最大スロットル圧に対処
できるように電磁弁のばね力およびソレノイド吸引力を
設定しなければならず、電磁弁が大型化する不利があり
、また低スロツトル圧では電磁弁により制御されるスプ
ール弁のスプールの応答性の悪化が生じたり、スプール
に作用するばね力の設定が燻雑になる問題がある。この
実施例では二次油圧Pzを用いることによりこれらの問
題を解消して設計の自由度が向上する。The solenoid valves 100, 114, 116, 278 receive the secondary hydraulic pressure Pz from the secondary hydraulic oil passage 82, and control the discharge of the secondary hydraulic pressure Pz. In the hydraulic control device disclosed in Japanese Patent Application No. 59-12017, the solenoid valve is guided by the throttle pressure Pth. Therefore, in conventional devices, the spring force and solenoid suction force of the solenoid valve must be set to cope with the maximum throttle pressure, which has the disadvantage of increasing the size of the solenoid valve. There are problems in that the responsiveness of the spool of the spool valve deteriorates, and the setting of the spring force acting on the spool becomes stale. In this embodiment, by using the secondary hydraulic pressure Pz, these problems are solved and the degree of freedom in design is improved.
第11図は制御ブロック図である。電子制御装置310
は吸気スロットル開度01車速v1cVT Iの入力側
回転進度N1n5機関の冷却水温度Tv 、およびシフ
トポジションなどのパラメータを入力信号として受け、
油圧制御装置312の電磁弁100.114.116.
278を増閥段314を介して制御する。FIG. 11 is a control block diagram. Electronic control device 310
receives parameters such as intake throttle opening 01 vehicle speed v1cVT I input side rotation progress N1n5 engine cooling water temperature Tv and shift position as input signals,
Solenoid valve 100.114.116 of hydraulic control device 312.
278 via an amplification stage 314.
第1図において本発明の詳細な説明する。The present invention will be explained in detail in FIG.
シフトパルプ250の出力ポート254は第1の油路3
20を介して高速段用クラッチ56およびアキュムレー
タ282へ接続されている。第1の油路320には第1
のオリフィス322と逆止め弁324とが並列に設けら
れている。第2の油路326は、第1のオリフィスj2
2に対して並列に設けられ、第2のオリフィス328を
有している。The output port 254 of the shift pulp 250 is connected to the first oil path 3
20 to the high speed clutch 56 and accumulator 282. The first oil passage 320 has a first
An orifice 322 and a check valve 324 are provided in parallel. The second oil passage 326 is connected to the first orifice j2
2, and has a second orifice 328.
シフトタイミングバルブ290のボート330.332
は第2の油路326に設けられ、スプール294はう/
::334.S36+ 338を有し、ランi−?33
4はボート330.332の接続、したがって第2の油
路326の開閉を制御する。シフトタイミングバルブ2
90のボート340は第1の排出油路261において第
3のオリフィス258よりシフトバルブ250側に設け
られ、ボート342、第4のオリフィス344、および
ドレン346はボート340において第1の排出油路2
61から分岐する第2の排出油路348に含まれる。第
2の排出油路348はシフトタイミングバルブ290の
ランド338によって開閉される。ばね350はスプー
ル294を制御ボート292の方へ付勢する。Shift timing valve 290 boat 330.332
is provided in the second oil passage 326, and the spool 294 runs/
::334. S36+ with 338 and run i-? 33
4 controls the connection of the boats 330, 332 and therefore the opening and closing of the second oil passage 326. shift timing valve 2
The boat 340 of 90 is provided in the first discharge oil passage 261 on the shift valve 250 side than the third orifice 258, and the boat 342, the fourth orifice 344, and the drain 346 are provided in the first discharge oil passage 2 in the boat 340.
It is included in the second discharge oil path 348 that branches from 61. The second discharge oil passage 348 is opened and closed by the land 338 of the shift timing valve 290. Spring 350 biases spool 294 toward control boat 292 .
低速段用ブレーキ58は油路352を介してシフトバル
ブ250の出力ポート256へ接続され、油路352に
はオリフィス354と逆止め弁356とが並列に設けら
れる。The low speed brake 58 is connected to the output port 256 of the shift valve 250 via an oil passage 352, and the oil passage 352 is provided with an orifice 354 and a check valve 356 in parallel.
第12図を参照しつつ主要部の作用を説明する。なお第
12図においてP c + P bはそれぞれ高速段用
クラッチ56および低速段用ブレーキ58のサーボ油圧
である。The functions of the main parts will be explained with reference to FIG. In FIG. 12, P c + P b are the servo oil pressures of the high speed clutch 56 and the low speed brake 58, respectively.
電磁弁278がオンからオフへの切換に伴い、時刻tl
においてシフトバルブ250は低速段位置から高速段位
膜へ切換ねる。この結果、シフトバルブ250において
入力ボート252は出カポ−h 254へ接続され、出
力ポート256は第1の排出油路261へ接続される。As the solenoid valve 278 switches from on to off, time tl
, the shift valve 250 switches from the low gear position to the high gear position. As a result, in the shift valve 250, the input port 252 is connected to the output port h 254, and the output port 256 is connected to the first discharge oil passage 261.
シフトタイミングバルブ290において制御ボート29
2の油圧、したがってサーボ油圧Pcは最初は小さいの
で、スプール294ははね350により制御ボート29
2の方へ押圧されており、第2の油路326は開かれ、
第4の排出油路348は閉じられている。これにより出
力ポート254のオイルは第1および第2のオリフィス
322.328を介して速やかに高速段用クラッチ56
へ供給されて、サーボ油圧Pcはアキュムレータ282
のピストン281が移動開始する油圧に向かって速やか
に上昇する。Control boat 29 at shift timing valve 290
Since the oil pressure of 2 and therefore the servo oil pressure Pc is initially small, the spool 294 is moved by the control boat 29 by the spring 350.
2, the second oil passage 326 is opened,
The fourth drain oil passage 348 is closed. As a result, the oil in the output port 254 is quickly transferred to the high-speed clutch 56 through the first and second orifices 322 and 328.
The servo hydraulic pressure Pc is supplied to the accumulator 282
The piston 281 quickly rises toward the hydraulic pressure at which it starts moving.
また低速段用ブレーキ58のオイルは第3のオリフィス
258を介してのみ排出され、サーボ油圧Pbは緩やか
に下降する。Further, the oil of the low speed brake 58 is discharged only through the third orifice 258, and the servo oil pressure Pb gradually decreases.
時刻t2からt3までは高速段用クラッチ56のピスト
ンがクラッチの間隙分だけ移動するためにサーボ油圧P
cの上昇はフラットに近くなる。From time t2 to t3, the piston of the high-speed clutch 56 moves by the clutch gap, so the servo oil pressure P
The rise in c becomes nearly flat.
時刻t4においてサーボ油圧Pcが所定値Palに達す
ると、シフトタイミングバルブ290においてスプール
294は制御ボート292の油圧がらランド334に作
用する力によりはね350に抗して移動し、この結果、
第2の油路326は閉じ、第2の排出油路348は開く
。したがって出カポ−ト254のオイルは第1のオリフ
ィス322のみを介して高速段用クラッチ56へ供給さ
れ、オイルの供給流量は減少する。また低速段用ブレー
キ58のオイルは第3および第4のオリフイ ・ス2
58.344を介して排出されるので、排出流mは増大
し、低速段用ブレーキ58は速やかに解汝状態となる。When the servo oil pressure Pc reaches the predetermined value Pal at time t4, the spool 294 of the shift timing valve 290 moves against the spring 350 due to the force of the oil pressure of the control boat 292 acting on the land 334, and as a result,
The second oil passage 326 is closed and the second discharge oil passage 348 is opened. Therefore, the oil in the output port 254 is supplied to the high speed clutch 56 only through the first orifice 322, and the supply flow rate of oil is reduced. Also, the oil for the low speed brake 58 is supplied to the third and fourth orifices 2.
58 and 344, the discharge flow m increases and the low speed brake 58 quickly becomes released.
時刻t5においてアキュムレータ282のピストン28
1が移動開始し、サーボ油圧Pcの上昇は紛やかになり
、時刻t6においてピストン281の移動が終了する。At time t5, the piston 28 of the accumulator 282
1 starts moving, the rise in the servo oil pressure Pc becomes vague, and the movement of the piston 281 ends at time t6.
所定値Pctはアキュムレータ282のピストン281
が移動開始する油圧より少し前の油圧として設定され、
高速段用クラッチ56はピストン28+が移動開始して
から速やかに係合状態になる。The predetermined value Pct is the piston 281 of the accumulator 282.
is set as the oil pressure slightly before the oil pressure to start moving,
The high speed clutch 56 is engaged immediately after the piston 28+ starts moving.
サーボ油圧Pcが所定値Palになるまでの第1の段階
ではシフトバルブ250の出力ポート254のオイルは
第1および第2のオリフィス322.328を介して高
速段用クラッチ56へ導かれるので、時刻tlからt4
までの時間、したがってシフトバルブ250が切換わっ
てから高速段用クラッチ56が実際に係合し始めるまで
の時間としての時間遅れを短くすることができ、短くな
った分だけ皿々の因子に因る時間遅れのばらつきが減少
し、制御精度を高めることができる。In the first stage until the servo oil pressure Pc reaches the predetermined value Pal, the oil in the output port 254 of the shift valve 250 is guided to the high speed clutch 56 via the first and second orifices 322 and 328, so that the time tl to t4
Therefore, the time delay between when the shift valve 250 switches and when the high-speed clutch 56 actually starts to engage can be shortened, and the time delay from when the shift valve 250 is switched to when the high-speed clutch 56 actually starts to engage can be shortened, and the time delay due to various factors is reduced by the shortened time. Variations in time delays are reduced and control accuracy can be improved.
サーボ油圧Pcが所定値Pclに達してからの第2の段
階ではアキュムレータ282および高速段用クラッチ5
6ヘオイルが暖やかに供給されて、アキュムレータ28
2のピストン281が移動に要する時間が増大する。高
速段用クラッチ56はピストン281の移動中に係合す
るので、移動時間の増大により高速段用クラッチ56の
保合は円滑になり、高速段用クラッチ56の保合の際の
衝撃を抑制することができる。In the second stage after the servo oil pressure Pc reaches the predetermined value Pcl, the accumulator 282 and the high speed clutch 5
Oil is warmly supplied to accumulator 28.
The time required for the second piston 281 to move increases. Since the high speed clutch 56 is engaged while the piston 281 is moving, the engagement of the high speed clutch 56 becomes smooth due to the increased movement time, and the impact when the high speed clutch 56 is engaged is suppressed. be able to.
第2の段階では低速段用ブレーキ58のオイルは速やか
に排出され、高速段用クラッチ56が係合開始する時に
とほぼ同じ時に低速段用ブレーキ58は解放状態になる
ので、ダブルロックに因るトルクの低下を回避すること
ができる。In the second stage, the oil in the low-speed brake 58 is quickly drained, and the low-speed brake 58 becomes released at approximately the same time as the high-speed clutch 56 starts to engage, so this is due to double lock. A decrease in torque can be avoided.
サーボ油圧Pcが所定値Pclになってシフトタイミン
グバルブ290が切換わるまでの第1の段階およびシフ
トタイミングバルブ290が切換わった後の第2の段階
における高速段用クラッチ56へのオイルの供給流量お
よび低速段用ブレーキ58からのオイルの排出流量は第
1ないし第4のオリフィス322.328.258.3
44により決定できるので、アキュムレータ282の容
量および芽リフイス322.328.258.344の
設定の自由度が増大するとともに、適切な変速特性を得
ることができる。Flow rate of oil supplied to the high speed clutch 56 in the first stage until the servo oil pressure Pc reaches the predetermined value Pcl and the shift timing valve 290 switches, and in the second stage after the shift timing valve 290 switches. The discharge flow rate of oil from the low speed brake 58 is determined by the first to fourth orifices 322.328.258.3.
44, the degree of freedom in setting the capacity of the accumulator 282 and the gear shifters 322, 328, 258, 344 increases, and appropriate speed change characteristics can be obtained.
シフトタイミングバルブ290においてはね350の代
わりに、適切な油圧をスプール294の付勢力として用
いることもできる。In place of the spring 350 in the shift timing valve 290, suitable hydraulic pressure can also be used as a biasing force on the spool 294.
ダウンシフトの場合には、電磁弁278がオフからオン
になって、シフトバルブ250は入力ボート252を出
力ボート256へ、出力ポート254をドレン270へ
、排出される。これにより高速段用クラッチ56のオイ
ルは第1のオリフィス322および逆止め弁324を介
して速やかに排出され、出力ポート256のオイルはオ
リフィス354を介して低速段用ブレーキ58へ緩やか
に供給される。In the case of a downshift, solenoid valve 278 goes from off to on, causing shift valve 250 to drain input boat 252 to output boat 256 and output port 254 to drain 270. As a result, the oil in the high-speed clutch 56 is quickly discharged via the first orifice 322 and the check valve 324, and the oil in the output port 256 is slowly supplied to the low-speed brake 58 via the orifice 354. .
本発明を実施例について説明したが、特許請求の範囲に
記載されている精神から逸脱せずに皿々の修正、変更が
可能であることは当業者にとって明らかだろう。Although the present invention has been described in terms of embodiments, it will be apparent to those skilled in the art that various modifications and changes can be made without departing from the spirit of the claims.
第1図は本発明の主要部の構成図、第2図はCVT付き
動力伝達装置のスケルトン図、第3図はレンジと摩擦係
合装置の作動状態との関係を示す図、第4図ないし第6
図は油圧制御装置の詳細図、第7図は変速比検出弁の詳
細図、第8図および第9図はilのライン圧の特性を示
すグラフ、第1O図は第2のライン圧の特性を示すグラ
フ、第11図は制御ブロック図、第12図はアップシフ
ト時におけるサーボ油圧などの変化を示す図である。
56・・・高速段用クラッチ、58・・・低速段用ブレ
ーキ、250・・・シフトバルブ、258・・・第3の
オリフィス、261・・・第1の排出油路、282・・
・アキュムレータ、290・・・シフトタイミングバル
ブ、320・・・第1の油路、322・・・第1のオリ
フィス、326・・・第2の油路、32810.第2の
オリフィス、344・・・第4のオリフィス、348・
・・第2の排出油路。
++−p/ Iの理想値
□カットオフパルプの開時のpH
一・−力ットオフバルプの閉時のpH
+++++ Pγ
□変速比γ
−−−−Pl lの理想値
最大値 1 最小値□速度比
γ
−変速比rFig. 1 is a configuration diagram of the main parts of the present invention, Fig. 2 is a skeleton diagram of a power transmission device with CVT, Fig. 3 is a diagram showing the relationship between the range and the operating state of the friction engagement device, and Figs. 6th
The figure is a detailed diagram of the hydraulic control device, Figure 7 is a detailed diagram of the gear ratio detection valve, Figures 8 and 9 are graphs showing the characteristics of the il line pressure, and Figure 1O is the characteristic of the second line pressure. FIG. 11 is a control block diagram, and FIG. 12 is a diagram showing changes in servo oil pressure and the like during upshift. 56... Clutch for high speed gear, 58... Brake for low gear gear, 250... Shift valve, 258... Third orifice, 261... First discharge oil path, 282...
- Accumulator, 290... Shift timing valve, 320... First oil passage, 322... First orifice, 326... Second oil passage, 32810. Second orifice, 344...Fourth orifice, 348...
...Second discharge oil path. ++−p/ Ideal value of I □ pH when the cut-off pulp is open 1・- pH when the cut-off valve is closed +++++ Pγ □ Speed ratio γ −−−− Pl Ideal value of l Maximum value 1 Minimum value □ Speed ratio γ - Gear ratio r
Claims (1)
持される高速段用摩擦係合装置、 低速段において油圧媒体を供給されて係合状態に保持さ
れる低速段用摩擦係合装置、 油圧媒体を高速段用摩擦係合装置および低速段用摩擦係
合装置へ選択的に導くシフトバルブ、 高速段用摩擦係合装置へ連通しているアキュムレータ、 シフトバルブと高速段用摩擦係合装置およびアキュムレ
ータとの間に互いに並列に設けられている第1および第
2の油路、 第1の油路に設けられている第1のオリフィス、 第2の油路に設けられている第2のオリフィス、および 高速段用摩擦係合装置のサーボ油圧に関係して作動しサ
ーボ油圧が所定値以上になると第2の油路を閉じるシフ
トタイミングバルブ、を有していることを特徴とする、
自動変速 機の油圧制御装置。 2 自動変速機が無段変速機と前進2段の補助変速機と
を含み、高速段用摩擦係合装置および低速段用摩擦係合
装置は補助変速機に属することを特徴とする、特許請求
の範囲第1項記載の油圧制御装置。 3 シフトタイミングバルブが第2の油路を閉じる時の
サーボ油圧の所定値がアキュムレータのピストンが油圧
の増大により移動を開始する油圧の値より少し小さい値
として設定されていることを特徴とする、特許請求の範
囲第1項あるいは第2項記載の油圧制御装置。 4 高速段において油圧媒体を供給されて係合状態に保
持される高速段用摩擦係合装置、 低速段において油圧媒体を供給されて係合状態に保持さ
れる低速段用摩擦係合装置、 低速段から高速段へのアップシフトの際に油圧媒体を高
速段用摩擦係合装置へ導き低速段用摩擦係合装置を第1
の排出油路へ接続するシフトバルブ、 高速段用摩擦係合装置へ連通しているアキュムレータ、 シフトバルブと高速段用摩擦係合装置およびアキュムレ
ータとの間に互いに並列に設けられている第1および第
2の油路、 第1の油路に設けられている第1のオリフィス、 第2の油路に設けられている第2のオリフィス、 第1の排出油路に設けられている第3のオリフィス、 第1の排出油路から分岐する第2の排出油路、 第2の排出油路に設けられている第4のオリフィス、 高速段用摩擦係合装置のサーボ油圧に関係して作動しサ
ーボ油圧が所定値以上になると第2の油路を閉じるとと
もに第4の油路を開くシフトタイミングバルブ、 を有していることを特徴とする、自動変速機の油圧制御
装置。 5 自動変速機が無段変速機と前進2段の補助変速機と
を含み、高速段用摩擦係合装置および低速段用摩擦係合
装置は補助変速機に属することを特徴とする、特許請求
の範囲第4項記載の油圧制御装置。 6 シフトタイミングバルブが第2の油路を閉じかつ第
4の油路を開く時のサーボ油圧の所定値がアキュムレー
タのピストンが油圧の増大により移動を開始する油圧の
値より少し小さい値として設定されていることを特徴と
する、特許請求の範囲第1項あるいは第2項記載の油圧
制御装置。[Claims] 1. A friction engagement device for a high speed stage that is supplied with a hydraulic medium and held in an engaged state in a high speed stage; A friction engagement device for a low speed stage that is supplied with a hydraulic medium and held in an engaged state in a low speed stage. A friction engagement device, a shift valve that selectively guides the hydraulic medium to the high-speed friction engagement device and the low-speed friction engagement device, an accumulator communicating with the high-speed friction engagement device, a shift valve and the high-speed friction engagement device first and second oil passages provided in parallel with each other between the friction engagement device and the accumulator; a first orifice provided in the first oil passage; and a first orifice provided in the second oil passage. and a shift timing valve that operates in relation to the servo oil pressure of the high-speed friction engagement device and closes the second oil passage when the servo oil pressure exceeds a predetermined value. Characterized by
Hydraulic control device for automatic transmission. 2. A patent claim characterized in that the automatic transmission includes a continuously variable transmission and an auxiliary transmission with two forward speeds, and the high speed friction engagement device and the low speed friction engagement device belong to the auxiliary transmission. The hydraulic control device according to item 1. 3. The predetermined value of the servo oil pressure when the shift timing valve closes the second oil passage is set to a value slightly smaller than the oil pressure value at which the piston of the accumulator starts to move due to an increase in the oil pressure. A hydraulic control device according to claim 1 or 2. 4 A high-speed friction engagement device that is supplied with a hydraulic medium and held in an engaged state in a high-speed stage; a low-speed friction engagement device that is supplied with a hydraulic medium and held in an engaged state in a low-speed stage; When upshifting from a gear to a high gear, the hydraulic medium is guided to the friction engagement device for the high gear and the friction engagement device for the low gear is transferred to the first gear.
a shift valve connected to a discharge oil passage of the engine; an accumulator communicating with the high-speed friction engagement device; a first and a second oil passage; a first orifice provided in the first oil passage; a second orifice provided in the second oil passage; a third orifice provided in the first oil passage; an orifice, a second discharge oil path branching from the first discharge oil path, a fourth orifice provided in the second discharge oil path, which operates in relation to the servo oil pressure of the high-speed friction engagement device. A hydraulic control device for an automatic transmission, comprising: a shift timing valve that closes a second oil passage and opens a fourth oil passage when servo oil pressure exceeds a predetermined value. 5. A patent claim characterized in that the automatic transmission includes a continuously variable transmission and an auxiliary transmission with two forward speeds, and the high speed friction engagement device and the low speed friction engagement device belong to the auxiliary transmission. The hydraulic control device according to item 4. 6. The predetermined value of the servo oil pressure when the shift timing valve closes the second oil passage and opens the fourth oil passage is set as a value slightly smaller than the oil pressure value at which the piston of the accumulator starts moving due to an increase in oil pressure. A hydraulic control device according to claim 1 or 2, characterized in that:
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP16569784A JPS6145167A (en) | 1984-08-09 | 1984-08-09 | Hydraulic control device of automatic speed change gear |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP16569784A JPS6145167A (en) | 1984-08-09 | 1984-08-09 | Hydraulic control device of automatic speed change gear |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS6145167A true JPS6145167A (en) | 1986-03-05 |
Family
ID=15817330
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP16569784A Pending JPS6145167A (en) | 1984-08-09 | 1984-08-09 | Hydraulic control device of automatic speed change gear |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPS6145167A (en) |
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS57186107A (en) * | 1981-05-12 | 1982-11-16 | Toshiba Corp | Ultrasonic penetration device |
US5050715A (en) * | 1989-02-13 | 1991-09-24 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Hydraulic control apparatus for vehicle power transmitting system having fluid coupling incorporating lock-up clutch |
-
1984
- 1984-08-09 JP JP16569784A patent/JPS6145167A/en active Pending
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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JPS57186107A (en) * | 1981-05-12 | 1982-11-16 | Toshiba Corp | Ultrasonic penetration device |
US5050715A (en) * | 1989-02-13 | 1991-09-24 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Hydraulic control apparatus for vehicle power transmitting system having fluid coupling incorporating lock-up clutch |
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