JPS6145167A - Hydraulic control device of automatic speed change gear - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To restrain a speed change shock of an engagement device and to improve the control accuracy by operating a timing valve in relation to servo oil pressure of a frictional engagement device for high-speed step. CONSTITUTION:When a solenoid valve 278 is turned off, the position of a shift valve 250 is switched from low-speed step to high-speed step, so that an input port 252 of the shift valve 250 is connected to an output port 254, and an output port 256 is connected to the first discharge oil path 261. In a shift timing valve 290, oil pressure (servo oil pressure) at a control port 292 is small, and oil at the output port 254 is quickly supplied to a clutch 56 for high-speed step through the first and second orifices 322, 328. When the servo oil pressure reaches a designated value, a spool 294 is moved, so that oil at the output port 254 is supplied to a clutch 56 only through the first orifice 322 to reduce the flow rate of oil supplied.

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.

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

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)

【特許請求の範囲】 １　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: