【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は無段変速機の変速比制御装置に係り、特にライン圧を減圧してプライマリ圧を作る無段変速機の変速比制御弁に、ライン圧に応じてプライマリ圧を自動的に調整する機能を付加し、プライマリ圧の制御性を向上させる無段変速機の変速比制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
車両においては、内燃機関の特性がそのままの状態では不向きなので、内燃機関と駆動輪間の伝動経路に変速機を設けている。
【０００３】
この変速機としては、内燃機関のクランク軸側の入力軸にトルクコンバータ（Ｔ／Ｃ））とオイルポンプとを設け、また、クランク軸と同軸心上に配設されて変速機ケースに回転自在に支持されたプライマリ軸とこのプライマリ軸に固定したプライマリ側固定プーリ片とプライマリ軸に軸方向移動可能且つ回転不可能に装着したプライマリ側可動プーリ片とからなるプライマリプーリを設け、更に、プライマリ軸と平行に配設されて変速機ケースに回転自在に支持されたセカンダリ軸とこのセカンダリ軸に固定したセカンダリ側固定プーリ片とセカンダリ軸に軸方向移動可能且つ回転不可能に装着したセカンダリ側可動プーリ片とからなるセカンダリプーリを設け、このプライマリプーリとセカンダリプーリとに金属製のベルトを巻掛けた無段変速機（ＣＶＴ）がある。
【０００４】
無段変速機の変速比制御装置としては、特開平５−３０６７５５号公報に開示されるものがある。この公報に開示されるベルト式無段変速機の制御装置は、セカンダリ制御弁とプライマリ制御弁の少なくとも一方が、スプールの両端に対応する領域にパイロット圧室を設けたメインバルブと、片側のパイロット圧室と仕切壁を介して隣接したドレーン室に配され、仕切壁に穿った制御穴でシートされる円錐部を有するパイロット弁体と、メインスプリングに抗してアーマチュアをプルする比例ソレノイドとを備え、パイロット弁体が、円錐部の基端側から後方にカップ部を有し、カップ部内底で第１スプリング端を支持する一方、カップ部内底よりも軸線方向後方に設けた外周鍔と仕切壁との間に第２スプリングを介装し、セカンダリ制御弁または／およびプライマリ制御弁のパイロット弁の倒れや発振現象を防止し、セカンダリ圧やプライマリ圧の制御精度を向上させている。
【０００５】
また、特開平９−２９１９９２号公報に開示されるものがある。この公報に開示されるベルト式無段変速機の変速制御装置は、入出力プーリに夫々形成されたピストン室と、出力プーリのピストン室へ所定のライン圧を供給するライン圧供給手段と、入力プーリのピストン室への作動油を、ライン圧ポートまたはドレーンポートの一方との連通量に応じて給排する変速制御弁と、変速制御弁を駆動するアクチュエータと、演算した操作量に基づいてアクチュエータを駆動する変速制御手段と、変速制御弁に形成されてアクチュエータの非動作状態または最大動作状態のときに入力プーリのピストン室への作動油の給排を禁止する変速禁止手段とを備え、変速制御手段は、操作量が所定の上限値及び下限値を超えないように規制する規制手段とを備え、フェイルセーフを確保しながら制御ゲインが負の領域に入るのを防止している。
【０００６】
更に、特開平１０−１１０７９６号公報に開示されるものがある。この公報に開示される制御弁、及び無段変速機の油圧制御装置は、スプリングによって上方に付勢されたスプールを、リニアな信号圧を第１の入力ポート、第２の入力ポートに入力して、下方に押し下げ、信号圧が所定の範囲内にあるとき、入力ポートに排出ポートが選択的に連通されて、信号圧の変動にもかかわらず、スプールを所定の位置に保持している。
【０００７】
更にまた、特開２００１−２８０４５５号公報に開示されるものがある。この公報に開示される無段変速機の変速比制御装置は、無段変速機のプライマリ油路の駆動側プーリとレシオコントロールバルブ間またはレシオコントロールバルブのドレン側にはレシオソレノイド作動不良時に比較的に流路抵抗の大きな回路に切り換えるレシオシフトバルブを設け、また、レシオシフトバルブの作動油圧としてレシオコントロールバルブの作動油圧を使用し、レシオシフトバルブの切り替わるデューティ比をレシオコントロールバルブの切り替わるデューティ比よりもレシオソレノイドの非通電時のデューティ比側とする。更に、レシオシフトバルブの作動油圧としてロックアップ制御弁のロックアップ作動油圧を使用する構成とし、更にまた、レシオシフトバルブの作動油圧としてロックアップ制御弁のロックアップ作動油圧とレシオコントロールバルブの作動油圧とのいずれか一方を使用する構成とし、レシオソレノイドの作動不良時に生ずる急激な変速を回避している。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、従来の無段変速機において、変速比はプライマリプーリとセカンダリプーリとのベルトクランプ力のバランスで制御される。
【０００９】
つまり、プライマリ圧（Ｐｐｒｉ）にプライマリプーリの受圧面積（Ａｐｒｉ）を乗じたプライマリのクランプ力（Ｆｐｒｉ）と、セカンダリ圧（Ｐｓｅｃ）にセカンダリプーリの受圧面積（Ａｓｅｃ）を乗じたセカンダリのクランプ力（Ｆｓｅｃ）との釣り合いで変速比を制御している。
【００１０】
そしてこのとき、ベルトクランプ力が釣り合っていれば、そのときの変速比を保持することとなる。
【００１１】
しかし、ベルトクランプ力のバランスが崩れると、ベルトクランプ力の大きいプーリのベルト巻き掛け半径は大きくなり、反対側のベルト巻き掛け半径は小さくなる。
【００１２】
上述した無段変速機においては、セカンダリプーリでベルトが滑らないために、十分なクランプ力を制御し、プライマリプーリのベルトクランプ力をセカンダリプーリのベルトクランプ力に対して相対的に変化させ、変速比を制御している。
【００１３】
プライマリプーリのベルトクランプ力は、プーリに作用させる油圧と油圧が作用する受圧面積とで決まるものである。
【００１４】
このとき、受圧面積は変化しないので、変速比はプライマリ圧を変化させて制御することになる。プライマリ圧は電磁弁によって制御される変速比制御弁で制御されている。
【００１５】
従来、変速比制御弁には流量制御式と調圧式とがある。
【００１６】
流量制御式の変速比制御弁を用いた変速機構を持つ無段変速機の油圧制御回路２６０の例を、図９に示す。この流量制御式の変速比制御弁２８４は、プライマリプーリ２１４への回路とライン圧回路２６４若しくはドレン回路３２８とを選択的に接続することで、プライマリ圧、ひいては変速比を制御する。
【００１７】
つまり、流量制御式の変速比制御弁２８４では、ライン圧あるいは大気圧（ドレン）のいずれか一方をプライマリプーリに連通することになる（図１１〜図１３参照）。なお、実際の変速比制御は、プライマリ圧を調圧するのではなく、プライマリプーリへの作動油の供給／排出を制御することで行う。
【００１８】
一方、調圧式の変速比制御弁に用いた変速機構を持つ無段変速機の油圧回路３６０の例を、図１４に示す。この調圧式の変速比制御弁３８４は、プライマリ圧を直接制御している点が、流量制御式の変速制御とは異なる。
【００１９】
流量制御式の変速制御の場合には、変速比制御をライン圧制御から完全に独立させている代わりに、以下のような不都合がある。
【００２０】
先ず、第１の不都合について説明する。急減速から急加速に移る場合（プライマリプーリへの作動油を大気開放からライン圧の供給に切り換える場合）等に、電磁弁や変速比制御弁自体の応答性や油圧回路の流路抵抗等が原因で、プライマリプーリへの作動油の供給がエンジンのトルク発生に対して遅れをとり、この結果ベルトクランプ力が不足してベルトスリップが生ずる恐れがある。
【００２１】
また、第２の不都合について説明する。無段変速機では多くの場合に、プライマリプーリとセカンダリプーリとの夫々の回転数の比から変速比を算出している。車速が低下した場合は、プライマリプーリとセカンダリプーリとの回転数も低下し、停車とともに両プーリの回転も止まる。そして、停車時及び極低車速時には、プーリの回転数の比から正確な変速比を判定することが難しくなる。このため、停車前に確実にフルロー（Ｆｕｌｌ−Ｌｏｗ）にダウンシフトする、いわゆる”フルロー戻し制御”を行う必要があるが、停車前のフルロー戻し制御は、必要以上の減速感としてドライバに違和感を与える可能性がある。
【００２２】
第３の不都合について説明する。流量制御式の変速比制御弁２８４の作動状態において、図１０及び図１１に示す如き領域（ａ）は、信号圧の変化によりバルブ（「スプール弁」ともいう）２２６が移動し、プライマリプーリの油圧室とドレンポート２２８とが連通される状態である。また、図１０及び図１２に示す如き領域（ｂ）は、バルブ２２６に作用する力の釣り合いによりプライマリプーリがライン圧回路２１６及びドレンポート２２８と連通しない位置にある状態である。更に、図１０及び図１３に示す如き領域（ｃ）は、信号圧の変化によりバルブ２２６が移動し、プライマリプーリの油圧室とライン圧回路２１６とが連通される状態である。なお、各領域においては、信号圧により回路を切り換えているだけなので、ＯＮ−ＯＦＦしかない油圧出力特性を持つものである。
【００２３】
このとき、図１０及び図１２に示す如き領域（ｂ）、つまり中立位置は、非常に小さいため、プーリの回転が止まっている停車中は、プライマリプーリを大気開放するか、ライン圧を供給するかのいずれか一方にせざるを得ない。変速比がフルローであれば、大気開放すればよいが、”フルロー戻し制御”が間に合わず、変速比がフルローでない場合に不具合が生ずる。すなわち、停車時の変速比がフルローでないにもかかわらず、プライマリプーリを大気開放した場合には、ベルトがフルローの位置にないのにプライマリプーリのベルトクランプ力が０（ゼロ）になる。この場合、発進と同時にベルトスリップが生じてしまう。
【００２４】
また、第４の不都合について説明する。第３の不都合で説明したベルトスリップを避けるためにライン圧を供給した場合に、変速比の判定ができない極低車速で走行している間は、変速比がアップシフトしてしまい、上り坂等では走行不能に陥る可能性がある。
【００２５】
調圧式の変速比制御の場合には、プライマリプーリでのベルトクランプ力をプライマリ圧として制御できる代わりに、以下の問題点がある。
（１）調圧式の変速比制御においても、プライマリプーリのベルトクランプ力とセカンダリプーリのベルトクランプ力とのバランスを崩すことで変速を行っているため、セカンダリ圧のみを変化させた場合でも変速比が変わってしまう。
（２）変速比を維持したままでライン圧のみを変化させたい場合等は、ライン圧の変化によるベルトクランプ力のバランス変化を打ち消すようにプライマリ圧を制御しなければならず、制御が煩雑になってしまう。
つまり、参考までに説明すると、
Ｆｐｒｉ（クランプ力）＝Ｐｐｒｉ（油圧）ＸＡｐｒｉ（受圧面積）
Ｆｓｅｃ＝ＰｓｅｃＸＡｓｅｃ
変速比が一定である場合は、
Ｆｐｒｉ≒Ｆｓｅｃ
ダウンシフトする場合は、
Ｆｐｒｉ＜Ｆｓｅｃ
アップシフトする場合は、
Ｆｐｒｉ＞Ｆｓｅｃ
調圧式の変速比制御において、Ｐｓｅｃ変化時にも一定変速比を保つためには、
Ｐｐｒｉ≒ＰｓｅｃＸ（Ａｓｅｃ／Ａｐｒｉ）
となるようにＰｐｒｉ（油圧）を制御する必要がある。一定速走行からのアクセルＯＮによるキックダウン制御等、セカンダリ圧を変化させながら変速比を制御するような場合にはさらに複雑な制御となる。
【００２６】
【課題を解決するための手段】
そこで、この発明は、上述不都合を除去するために、従動側プーリの従動側受圧部に供給されるライン圧と、このライン圧を減圧してプライマリ圧を作る変速比制御弁とを備え、前記プライマリ圧を駆動側プーリの駆動側受圧部に導き、前記ライン圧と前記プライマリ圧との相対変化によって変速制御を行う無段変速機の変速比制御装置において、前記変速比制御弁はハウジング内にスプール弁を摺動自在に収容し、このスプール弁は一側に付与される制御信号圧及び前記ライン圧の分圧と、これに対向して他側に付与される付勢手段の付勢力及び前記プライマリ圧の分圧との釣り合いによって移動し、前記ハウジングに形成したプライマリ圧導出ポートを他のポートと非連通にする中立位置と、ライン圧導入ポートに連通する昇圧位置と、ドレンポートに連通する減圧位置とに選択的に切り換え、前記制御信号圧の変化時にこの制御信号圧と前記プライマリ分圧の釣り合いにより前記プライマリ圧を所定の圧力に調圧するとともに、前記スプール弁の一側に形成したライン分圧受圧部と他側に形成した前記プライマリ分圧受圧部との面積比を前記従動側受圧部と前記駆動側受圧部の面積比と等しくし、前記ライン圧の変動時に前記面積比に応じて前記プライマリ圧を自動調整するようにしたことを特徴とする。
【００２７】
【発明の実施の形態】
上述の如く発明したことにより、ライン分圧の増加時には、スプール弁がプライマリ圧室とライン圧室とを連通させて、プライマリ圧を駆動側受圧部と従動側受圧部との面積比に応じて昇圧させるとともに、ライン分圧の減少時には、スプール弁がプライマリ圧室と排出室とを連通させて、プライマリ圧を駆動側受圧部と従動側受圧部との面積比に応じて減圧すべく自動調整するため、変速比の制御を容易とし、また、急減速から急加速に移行するように変速比制御弁（の制御信号圧）が制御された場合でも、プライマリ圧室の油圧が抜けてしまわず、制御信号圧とライン圧とに応じたプライマリ圧を保持するように調圧されるため、応答遅れを防止してスムーズな加速に移行させ、更に、停車時にも油圧が抜けきることがないため、停車前に急激にフルローに戻す制御が不要となり、ドライバに違和感を与えることがない。
【００２８】
【実施例】
以下図面に基づいてこの発明の実施例を詳細に説明する。
【００２９】
図１〜図６はこの発明の実施例を示すものである。図２において、２は図示しない車両に搭載された内燃機関、４はクランク軸、６は無段変速機、８は変速機ケースである。無段変速機６は、内燃機関２のクランク軸４に対して同軸に配設されたプライマリ軸１０を変速機ケース８に軸支して設け、このプライマリ軸１０に対して平行に配設されたセカンダリ軸１２を変速機ケース８に軸支して設けている。
【００３０】
前記無段変速機６は、プライマリ軸１０に駆動側プーリであるプライマリプーリ（ＰＲＩ）１４を設け、セカンダリ軸１２に従動側プーリであるセカンダリプーリ（ＳＥＣ）１６を設け、プライマリプーリ１４及びセカンダリプーリ１６にベルト１８を巻掛けて設けている。
【００３１】
また、前記プライマリプーリ１４は、プライマリ軸１０に固定したプライマリ側固定プーリ部片２０と、プライマリ軸１０に軸方向移動可能且つ回転不可能に装着したプライマリ側可動プーリ部片２２とからなる。プライマリ側可動プーリ部片２２の背面には、プライマリ側ハウジング２４によりプライマリ圧室であるプライマリ圧側油圧室２６を形成している。
【００３２】
前記セカンダリプーリ１６は、セカンダリ軸１２に固定したセカンダリ側固定プーリ部片２８と、セカンダリ軸１２に軸方向移動可能且つ回転不可能に装着したセカンダリ側可動プーリ部片３０とからなる。セカンダリ側可動プーリ部片３０の背面には、セカンダリ側ハウジング３２によりセカンダリ室であるセカンダリ側油圧室３４を形成し、このセカンダリ側油圧室３４内にセカンダリ側可動プーリ部片３０をセカンダリ側固定プーリ部片２８側に押圧する調整用スプリング３６を設けている。
【００３３】
前記プライマリプーリ１４及びセカンダリプーリ１６は、プライマリ側油圧室２６及びセカンダリ側油圧室３４に供給されるプライマリ圧及びライン圧の各圧油により各溝幅を相対的に増減させ、ベルト１８の回転半径を相対的に増減させて変速比を連続的に変化させる。
【００３４】
そして、前記無段変速機６は、プライマリ軸１０の内燃機関２に近接する入力側に、クランク軸４及びプライマリ軸１０に対して同軸に配設された入力軸３８を設けている。入力軸３８には、入力側及びクランク軸４の出力側間にトルクコンバータ（Ｔ／Ｃ）４０を設け、出力側及びプライマリ軸１０の入力側間に前後進切換機構４２を設け、トルクコンバータ４０及び前後進切換機構４２間にオイルポンプ４４を設けている。
【００３５】
前記無段変速機６は、セカンダリ軸１２の出力側に、このセカンダリ軸１２と同軸に配設された出力軸４６を軸支して設けている。また、無段変速機６は、出力軸４６に対して平行に配設されたカウンタ軸４８を軸支して設けている。出力軸４６及びカウンタ軸４８間には、リダクションギヤ列５０を設けている。
【００３６】
また、前記無段変速機６は、カウンタ軸４８に対して平行に配設されたデファレンシャル５２を軸支して設けている。カウンタ軸４８及びデファレンシャル５２のデフケース５４間には、ファイナルギヤ列５６を設けている。デファレンシャル５２には、夫々ドライブシャフト５８、５８の一端側を連結し、ドライブシャフト５８、５８の他端側に図示しない駆動輪を取り付けている。
【００３７】
前記無段変速機６のプライマリプーリ１４及びセカンダリプーリ１６とトルクコンバータ４０とは、オイルポンプ４４の発生する吐出圧から制御用の圧油を取り出すように、変速機ケース８に取り付けられたバルブボディ（図示せず）に形成された油圧制御回路６０によって作動される。
【００３８】
この油圧制御回路６０において、図３に示す如く、オイルポンプ４４には、オイルパン（図示せず）内の図示しないオイルストレーナからのオイル吸引通路６２が連絡している。また、このオイルポンプ４４には、セカンダリプーリ１６のセカンダリ側油圧室３４へのライン圧通路６４が連絡している。オイルポンプ４４は、オイルパン内のオイルストレーナから吸引するオイルをライン圧通路６４に圧送し、ライン圧を発生させるものである。
【００３９】
前記ライン圧通路６４には、第１油路６６を介してライン圧制御弁６８が連絡している。このライン圧制御弁６８には、第２油路７０を介してライン圧制御電磁弁（ソレノイド）７２が連絡している。このライン圧制御電磁弁７２は、制御手段（図示せず）からの電気信号（デューティ比）で作動制御されるものである。また、ライン圧通路６４には、第３油路７４を介して圧力調整弁（リリーフ弁）７６が連絡している。この圧力調整弁７６は、第４油路７８を介してオイル吸引通路６２に連絡しているとともに、第５油路８０及びこの第５油路８０から分岐した第５一側油路８０−１、第５他側油路８０−２を介してライン圧制御弁６８に連絡している。
【００４０】
また、前記ライン圧通路６４には、第６油路８２及びこの第６油路８２から分岐した第６一側油路８２−１、第６他側油路８２−２を介して圧力制御弁である変速比制御弁８４が連絡している。この変速比制御弁８４には、第７油路８６を介して電気信号（デューティ比）で作動される変速比制御電磁弁（ソレノイド）８８が連絡している。この変速比制御電磁弁（ソレノイド）８８は、制御手段（図示せず）からの電気信号（デューティ比）で作動制御されるものである。また、変速比制御弁８４には、分岐した一側プライマリ圧通路９０−１、他側プライマリ圧通路９０−２及び合流したプライマリ圧通路９０を介してプライマリプーリ１４のプライマリ側油圧室２６が連絡している。
【００４１】
更に、前記ライン圧通路６４には、第８油路９２を介してパイロット弁９４が連絡している。
【００４２】
更にまた、このパイロット弁９４は、第９油路９６を介してライン圧制御電磁弁７２と変速比制御電磁弁８８とに夫々連絡している。
【００４３】
つまり、前記第９油路９６のパイロット弁９４側を分岐させて第１０一側油路９８−１、第１０他側油路９８−２を形成するとともに、第９油路９６の電磁弁側を分岐させて第１１一側油路１００−１、第１１他側油路１００−２を形成し、第１１一側油路１００−１がライン圧制御電磁弁７２に連絡し、第１１他側油路１００−２が変速比制御電磁弁８８に連絡している。
【００４４】
前記第９油路９６には、第１２油路１０２を介してライン圧制御弁７２が連絡している。
【００４５】
前記変速比制御弁８４は、図１に示すように構成される。つまり、図１に示す如く、変速比制御弁８４のハウジングである弁本体１０４は、一端側が開口１０６で開放するとともに、他端側が壁部１０８で閉塞され、また、軸心方向において、一端側で内径Ｄ１の第１スプール摺動孔１１０と、他端側でこの第１スプール摺動孔１１０に連通して該第１スプール摺動孔１１０の内径Ｄ１よりも少し小さな内径Ｄ２の第２スプール摺動孔１１２とを形成している。
【００４６】
また、前記弁本体１０４には、中央部位で第１スプール摺動孔１１０の内周面に、円周方向に第６油路８２の第６一側油路８２−１、第６他側油路８２−２が接続する溝状の一側ライン圧導入ポート１１４と他側ライン圧導入ポート１１６とが形成されているとともに、
他側ライン圧導入ポート１１６を挟んでプライマリ圧油路９０の一側プライマリ圧通路９０−１と他側プライマリ圧通路９０−２とが接続する溝状の一側プライマリ圧導出ポート１１８と他側プライマリ圧導入ポート１２０とが形成されている。
【００４７】
更に、前記弁本体１０４の一端側には、第１スプール摺動孔１１０の内周面に、第７油路８６に接続する溝状の信号油圧導入ポート１２２が形成されているとともに、開口１０６を閉塞する閉塞栓（「プラグ」ともいう）１２４が取り付けられている。この閉塞栓１２４は、内部に一側ライン圧導入ポート１１４を介してライン圧の一部を引き込むとともに、スプール弁１２６の後述する一側支持部１４２を支持している。
【００４８】
更にまた、前記弁本体１０４の中央部位には、第１スプール摺動孔１１０の内周面において、他側ライン圧導入ポート１１６と信号油圧導入ポート１２２との間に溝状の第１ドレンポート１２８が形成されているとともに、弁本体１０４の他端側には、第２スプール摺動孔１１２の内周面において、溝状の第２ドレンポート１３０が形成されている。
【００４９】
前記弁本体１０４の第１、第２スプール摺動孔１１０、１１２には、前記スプール弁１２６が摺動可能に設けられる。このスプール弁１２６は、メインスプール弁１２６−１とサブスプール弁１２６−２とから構成される。また、スプール弁１２６は、中央部位で第１スプール摺動孔１１０の内径Ｄ１よりも小さな第１小径部１３２と、この第１小径部１３２の一端側に連設して、軸方向移動のときに、第１ドレンポート１２８を開閉する範囲で移動して第１スプール摺動孔１１０の内周面に接する導出側ランド部１３４と、第１小径部１３２の他端側に連設して、軸方向移動のときに、他側ライン圧導入ポート１１６を開閉する範囲で移動して第１スプール摺動孔１１０の内周面に接する導入側ランド部１３６と、この導入側ランド部１３６の他端側に連設されて第２スプール摺動孔１１２の内径Ｄ２よりも少し小さく形成された第２小径部１３８と、この第２小径部１３８の他端側に連設して第２スプール摺動孔１１２の内周面に接するシフトアップランド部１４０と、導出側ランド部１３４の一端面に突出した一側支持部１４２と、シフトアップランド部１４０の他端面に突出した他側支持部１４４とから構成されている。
【００５０】
また、前記弁本体１０４内においては、一端側で、導出側ランド部１３４と閉塞栓１２４との間に第１油圧室１４６が形成され、導出側ランド部１３４と前記導入側ランド部１３６の間には前記一側プライマリ圧導出ポート１１８を有する第２油圧室１４７が形成され、他端側で、シフトアップランド部１４０と壁部１０８との間に大気開放室１４８が形成されるとともに、この大気開放室１４８内でスプール弁１２６の他端側の他端側支持部１４４に嵌装されてシフトアップランド部１４０と壁部１０８との間に付勢手段である他側スプリング１５０が介設されている。
【００５１】
前記変速比制御電磁弁８８は、制御手段から入力される電気信号（デューティ比）の減少に連れて変速比制御弁８４への信号油圧を増加、つまり、デューティ比が０％で最大の信号油圧を出力する。
【００５２】
なお、符号１５２は、前記第６一側油路８２−１及び他側プライマリ圧通路９０−２途中に夫々設けられるオリフィスである。
【００５３】
このとき、前記変速比制御弁８４はハウジングである弁本体１０４内にスプール弁１２６を摺動自在に収容し、このスプール弁１２６は一側に付与される制御信号圧及び前記ライン圧の分圧と、これに対向して他側に付与される付勢手段である他側スプリング１５０の付勢力及び前記プライマリ圧の分圧との釣り合いによって移動し、前記ハウジングである弁本体１０４に形成したプライマリ圧導出ポートである一側プライマリ圧導出ポート１１８を他のポートと非連通にする中立位置と、ライン圧導入ポートである他側ライン圧導入ポート１１６に連通する昇圧位置と、ドレンポートである第１ドレンポート１２８に連通する減圧位置とに選択的に切り換え、前記制御信号圧の変化時にこの制御信号圧と前記プライマリ分圧の釣り合いにより前記プライマリ圧を所定の圧力に調圧するとともに、前記スプール弁１２６の一側に形成したライン分圧受圧部１５６と他側に形成した前記プライマリ分圧受圧部１５４との面積比を前記従動側受圧部１６０と前記駆動側受圧部１５８の面積比と等しくし、前記ライン圧の変動時に前記面積比に応じて前記プライマリ圧を自動調整するように構成する。
【００５４】
詳述すれば、前記変速比制御弁８４において、図１に示す如く、他側ライン圧導入ポート１１６の一側プライマリ圧導出ポート１１８側の壁部分と第１ドレンポート１２８の一側プライマリ圧導出ポート１１８側の壁部分との間隔ａに対して、前記スプール弁１２６の第１小径部１３２を挟む導出側ランド部１３４の壁部分と導入側ランド部１３６の壁部分との間隔ｂを同一、あるいは若干小となるように形成する。
【００５５】
また、図１における前記プライマリ分圧を受ける前記導入側ランド部１３６に設けたプライマリ分圧受圧部１５４のプライマリ受圧面積Ａｐｂと前記ライン分圧を受ける前記サブスプール弁１２６−２に設けたライン分圧受圧部１５６のライン受圧面積Ａｓｆとの面積比（「受圧面積比」ともいう）Ａｐｂ／Ａｓｆを、図２における前記無段変速機６の駆動側受圧部１５８の駆動側受圧面積Ａｐｒｉと前記従動側受圧部１６０の従動側受圧面積Ａｓｅｃとの面積比（「受圧面積比」ともいう）Ａｐｒｉ／Ａｓｅｃと等しくするものである。
【００５６】
例えば、前記駆動側受圧部１５８の駆動側受圧面積Ａｐｒｉが１００、前記従動側受圧部１６０の従動側受圧面積Ａｓｅｃが５０であったとすると、面積比は、
Ａｐｒｉ／Ａｓｅｃ＝１００／５０＝２
であり、前記プライマリ分圧受圧部１５４のプライマリ受圧面積Ａｐｂと前記ライン分圧受圧部１５６のライン受圧面積Ａｓｆとの面積比Ａｐｂ／Ａｓｆが、前記駆動側受圧部１５８の駆動側受圧面積Ａｐｒｉと前記従動側受圧部１６０の従動側受圧面積Ａｓｅｃとの面積比と等しい「２」となるように受圧面積を設定する。
【００５７】
前記変速比制御弁８４の付勢手段である他側スプリング１５０は、信号圧に対向する方向に前記スプール弁１２６を付勢する。
【００５８】
更に、前記変速比制御弁８４は、図１に示す如く、プライマリプーリ（ＰＲＩ）１４の作動油を排出する第１ドレンポート１２８がちょうど閉じる位置にスプール弁１２６があるときを基準として、変速比制御電磁弁８８の制御信号圧と他側スプリング１５０との関係を設定する。
【００５９】
すなわち、前記変速比制御電磁弁８８のデューティ比を中立値に制御したときの信号圧が、スプール弁１２６に作用した力と図１に開示した位置での他側スプリング１５０の付勢力とが釣り合うように設定するものである。
【００６０】
前記変速比制御弁８４のハウジングである弁本体１０４には、図１に示す如く、前記ライン分圧受圧部１５６と前記プライマリ分圧受圧部１５４とを挿入するスプール孔である前記第１スプール摺動孔１１０が形成されているとともに、この第１スプール摺動孔１１０には、前記ライン分圧受圧部１５６を収容するスペーサである前記閉塞栓（「プラグ」ともいう）１２４を挿入する。
【００６１】
また、前記スペーサである前記閉塞栓（「プラグ」ともいう）１２４には、一側ライン圧導入ポート１１４に連絡するライン分圧通路１６２が形成される。
【００６２】
次に作用を説明する。
【００６３】
先ず、変速比制御時について説明する。前記変速比制御弁８４のスプール弁１２６が、図１に示す如く、プライマリ圧、ライン圧、そして信号圧が釣り合う位置にある時に、前記変速比制御弁８４のデューティ比を変化させることで信号圧を変化させると、信号圧と他側スプリング１５０の付勢力とのバランスが崩れて、スプール弁１２６が移動する（図４、図５参照）。
【００６４】
このスプール弁１２６が移動すると、図４に示す如く、一側プライマリ圧導出ポート１１８が他側ライン圧導入ポート１１６に連通し、他側ライン圧導入ポート１１６から一側プライマリ圧導出ポート１１８に作動油が供給、あるいは図５に示す如く、一側プライマリ圧導出ポート１１８が第１ドレンポート１２８に連通し、一側プライマリ圧導出ポート１１８の作動油が第１ドレンポート１２８へと排出されることとなり、プライマリ圧が変化する。
【００６５】
このとき、プライマリ圧は信号圧の変化によって崩れたバランスを補正するように変化する。結果、再びスプール弁１２６が移動し、スプール弁１２６が中立位置に戻って安定する。
【００６６】
つまり、図１に示す状態において、信号圧を昇圧させると、図４に示す如く、スプール弁１２６が左方向に移動し、他側ライン圧導入ポート１１６から一側プライマリ圧導出ポート１１８に作動油が供給されるため、プライマリ圧が昇圧する。
【００６７】
また、プライマリ圧を他側プライマリ圧導入ポート１２０から導入したプライマリ分圧の昇圧によりスプール弁１２６が右方向に付勢され、スプール弁１２６が右方向に移動して他側ライン圧導入ポート１１６を閉じると、プライマリ圧がそれ以上昇圧しなくなる。すなわち、信号圧に応じたプライマリ圧が得られる。
【００６８】
反対に、図１に示す状態において、信号圧を減圧させると、図５に示す如く、スプール弁１２６が右方向に移動し、一側プライマリ圧導出ポート１１８の作動油が第１ドレンポート１２８から排出されるため、プライマリ圧が減圧される。
【００６９】
また、プライマリ圧を他側プライマリ圧導入ポート１２０から導入したプライマリ分圧の減圧によりスプール弁１２６が左方向に移動して第１ドレンポート１２８を閉鎖すると、プライマリ圧がそれ以上減圧しなくなる。
【００７０】
上述したように、ライン圧に対するプライマリ圧が変化することで、セカンダリプーリ１６のクランプ力とプライマリプーリ１４のクランプ力とのバランスが崩れ、ベルト１８の巻き掛け半径が変化して変速が行われる。
【００７１】
次に、ライン圧制御時について説明する。前記変速比制御弁８４のスプール弁１２６が、図１に示す如く、プライマリ圧、ライン圧、そして信号圧が釣り合う位置にある時に、ライン圧が増圧されると、フィードフォワードである一側ライン圧導入ポート１１４によりライン分圧がライン分圧受圧部１５６に作用し、図４に示す如く、スプール弁１２６が左方向に移動し、他側ライン圧導入ポート１１６と一側プライマリ圧導出ポート１１８とが連通するため、プライマリ圧も増圧される。
【００７２】
プライマリ圧は他側プライマリ圧導入ポート１２０から導入されるプライマリ分圧によりライン分圧受圧部１５６とプライマリ分圧受圧部１５４の受圧面積比によって変化するため、プライマリプーリ１４のベルトクランプ力とセカンダリプーリ１６のベルトクランプ力とのバランスは崩れることがなく、変速比は変化しない。
【００７３】
反対に、ライン圧が減圧されると、図５に示す如く、スプール弁１２６が右方向に移動し、一側プライマリ圧導出ポート１１８と第１ドレンポート１２８とが連通するため、プライマリ圧も減圧される。この場合にも、プライマリ圧は受圧面積比によって変化するため、プライマリプーリ１４のベルトクランプ力とセカンダリプーリ１６のベルトクランプ力とのバランスは崩れることがなく、変速比は変化しない。
【００７４】
なお、この発明の実施例における調圧式の前記変速比制御弁８４は、図９に開示される流量制御式の変速比制御弁を使用した従来の油圧回路に何ら影響を与えずに使用できる。つまり、従来の油圧回路の流量式の変速比制御弁を、この発明の実施例における調圧式の前記変速比制御弁８４に置き換える場合に従来の油圧回路の見直しは必要としない。
【００７５】
図６に調圧式の前記変速比制御弁８４の出力特性を開示する。この変速比制御弁８４の信号圧が中立で保たれていれば、プライマリ圧はライン圧の変化に伴って変化する（記号■参照）。一方、信号圧を中立値から変化させると、プライマリ圧が変化することを示している。信号圧が小さくなると、プライマリ圧が小さくなり、プライマリプーリ１４のベルトクランプ力が低下するため、ダウンシフトする。反対に、信号圧が大きくなると、プライマリ圧も大きくなり、プライマリプーリ１４のベルトクランプ力が大きくなるため、アップシフトする。
【００７６】
従来の変速比制御弁では、スプール弁が中立位置にあってプライマリ圧を保持している状態でライン圧が増減すると、変速比を変動させないように、変速比制御弁を制御してプライマリ圧をライン圧に合わせて増減させる必要があった。この発明の実施例においては、スプール弁の一側に形成したライン分圧受圧部１５６と他側に形成したプライマリ分圧受圧部１５４との面積比を前記従動側受圧部１６０と前記駆動側受圧部１５８の面積比と等しくし、前記ライン圧の変動時に前記面積比に応じて前記プライマリ圧を自動調整するようにしたことにより、ライン分圧の増加時には、スプール弁がプライマリ圧室であるプライマリ圧側油圧室２６とライン圧室、つまりセカンダリ室であるセカンダリ側油圧室３４とを連通させて、プライマリ圧を駆動側受圧部１５８と従動側受圧部１６０との面積比に応じて昇圧させるとともに、ライン分圧の減少時には、スプール弁がプライマリ圧室であるプライマリ圧側油圧室２６と排出室である第１ドレンポート１２８とを連通させて、プライマリ圧を駆動側受圧部１５８と従動側受圧部１６０との面積比に応じて減圧すべく自動調整するため、変速比の制御を容易にし得る。
【００７７】
また、急減速から急加速に移行するように変速比制御弁（「制御信号圧」とも換言できる）が制御された場合に、従来の変速比制御弁ではプライマリ圧室であるプライマリ圧側油圧室２６が排出室である第１ドレンポート１２８に連通された後に、ライン圧室、つまりセカンダリ室であるセカンダリ側油圧室３４に連通されるため、プライマリ圧室であるプライマリ圧側油圧室２６の圧油が抜けてしまい、応答遅れによりスムーズな加速へ移行できない不具合があったが、この発明の実施例においては、急減速から急加速に移行するように変速比制御弁（の制御信号圧）が制御された場合でも、プライマリ圧室であるプライマリ圧側油圧室２６の油圧が抜けてしまわず、制御信号圧とライン圧とに応じたプライマリ圧を保持するように調圧されるため、応答遅れを防止してスムーズな加速に移行し得る。
【００７８】
更に、従来の変速比制御弁では、ダウンシフト時に変速比制御弁の油圧が抜けしまうため、停車前に変速比を急激にフルローに戻すとともに、プライマリプーリ１４のベルトクランプ力を保持できるように油圧を制御するフルロー戻し制御が必要であり、ドライバに違和感を与えていたが、この発明の実施例においては、停車時にも、図６のＡ部に示すように、油圧が抜けきることがないため、停車前に急激にフルローに戻す制御が不要となり、ドライバに違和感を与えることがない。
【００７９】
更にまた、前記変速比制御弁においては、従来の流量制御式の変速比制御弁の油圧回路にライン分圧用通路やプライマリ分圧用通路を追加するだけの小改造で調圧機能を付加できるため、実用上有利である。
【００８０】
また、通常、前記プライマリ分圧受圧部１５４とこのプライマリ分圧受圧部１５４よりも小径に形成されるライン圧受圧部１５６とを挿入するスプール孔である前記第１スプール摺動孔１１０を形成し、第１スプール摺動孔１１０内にライン分圧受圧部１５６を収容するスペーサである前記閉塞栓（「プラグ」ともいう）１２４を挿入したため、スプール孔である前記第１スプール摺動孔１１０を容易に形成し得る。
【００８１】
更に、前記スペーサである閉塞栓（「プラグ」ともいう）１２４に、一側ライン圧導入ポート１１４に連絡するライン分圧通路１６２を形成したことにより、ライン分圧通路１６２をスペーサである閉塞栓（「プラグ」ともいう）１２４のあらゆる方向に形成でき、自由度を向上し得る。
【００８２】
なお、この発明は上述実施例に限定されるものではなく、種々の応用改変が可能である。
【００８３】
例えば、信号圧の中立値を信号圧の出力可能範囲のほぼ中央部位とする構成とすることも可能である。
【００８４】
さすれば、アップシフト、あるいはダウンシフトの制御可能範囲を大きく取ることができ、制御性を向上し得る。
【００８５】
また、信号圧の中立値を信号圧の出力可能範囲の中央部位からいずれか一方にずらす構成とすることも可能である。
【００８６】
さすれば、制御範囲が広くなった方の領域をフェールセーフのために使用することができ、フェールセーフ制御との両立が図れる。
【００８７】
更に、この発明の実施例においては、スプール弁１２６の導出側ランド部１３４と導入側ランド部１３６とからなるランド部の対向する面部を夫々平面状に形成したが、面部形状を変更する特別構成とすることも可能である。
【００８８】
すなわち、図７に示す如く、ランド部１７２において、対向する面部１７４を傾斜面状に形成する方策や、図８に示す如く、ランド部１８２において、対向する面部１８４の外周近傍部位に放射状に溝部１８６を形成する方策とするものである。
【００８９】
さすれば、スプール弁の自動調整動作時に、ライン圧側あるいはドレン側に徐々に連絡することとなり、スプール弁の動作が円滑となるとともに、スプール弁の停止時の衝撃を緩和でき、実用上有利である。
【００９０】
【発明の効果】
以上詳細に説明した如くこの本発明によれば、従動側プーリの従動側受圧部に供給されるライン圧と、このライン圧を減圧してプライマリ圧を作る変速比制御弁とを備え、プライマリ圧を駆動側プーリの駆動側受圧部に導き、ライン圧とプライマリ圧との相対変化によって変速制御を行う無段変速機の変速比制御装置において、変速比制御弁はハウジング内にスプール弁を摺動自在に収容し、このスプール弁は一側に付与される制御信号圧及びライン圧の分圧と、これに対向して他側に付与される付勢手段の付勢力及びプライマリ圧の分圧との釣り合いによって移動し、ハウジングに形成したプライマリ圧導出ポートを他のポートと非連通にする中立位置と、ライン圧導入ポートに連通する昇圧位置と、ドレンポートに連通する減圧位置とに選択的に切り換え、制御信号圧の変化時にこの制御信号圧とプライマリ分圧の釣り合いによりプライマリ圧を所定の圧力に調圧するとともに、スプール弁の一側に形成したライン分圧受圧部と他側に形成したプライマリ分圧受圧部との面積比を従動側受圧部と駆動側受圧部の面積比と等しくし、ライン圧の変動時に面積比に応じてプライマリ圧を自動調整するようにしたので、ライン分圧の増加時には、スプール弁がプライマリ圧室とライン圧室とを連通させて、プライマリ圧を駆動側受圧部と従動側受圧部との面積比に応じて昇圧させるとともに、ライン分圧の減少時には、スプール弁がプライマリ圧室と排出室とを連通させて、プライマリ圧を駆動側受圧部と従動側受圧部との面積比に応じて減圧すべく自動調整するため、変速比の制御を容易にし得る。また、急減速から急加速に移行するように変速比制御弁（の制御信号圧）が制御された場合でも、プライマリ圧室の油圧が抜けてしまわず、制御信号圧とライン圧とに応じたプライマリ圧を保持するように調圧されるため、応答遅れを防止してスムーズな加速に移行し得る。更に、停車時にも油圧が抜けきることがないため、停車前に急激にフルローに戻す制御が不要となり、ドライバに違和感を与えることがない。更にまた、前記変速比制御弁においては、従来の流量制御式の変速比制御弁の油圧回路にライン分圧用通路やプライマリ分圧用通路を追加するだけの小改造で調圧機能を付加できるため、実用上有利である。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の実施例を示す無段変速機の変速比制御装置における中立位置の変速比制御弁の概略構成図である。
【図２】無段変速機の概略断面図である。
【図３】無段変速機の変速比制御装置の油圧回路を示す構成図である。
【図４】プライマリ圧低下、ライン圧昇圧、もしくは信号圧昇圧時の変速比制御弁の動作状態を示す図である。
【図５】プライマリ圧昇圧、ライン圧低下、もしくは信号圧低下時の変速比制御弁の動作状態を示す図である。
【図６】調圧式の変速比制御弁の出力特性を示す図である。
【図７】この発明の他の第１の実施例を示すスプール弁の要部拡大図である。
【図８】この発明の他の第２の実施例を示すスプール弁の要部拡大図である。
【図９】この発明の第１の従来技術を示す流量制御式の変速比制御弁を用いた無段変速機用の油圧回路の構成図である。
【図１０】流量制御式の変速比制御弁の作動状態を説明する図である。
【図１１】図１０の領域（ａ）における変速比制御弁の動作状態を示す図である。
【図１２】図１０の領域（ｂ）における変速比制御弁を示す図である。
【図１３】図１０の領域（ｃ）における変速比制御弁の動作状態を示す図である。
【図１４】この発明の第２の従来技術を示す調圧式の変速比制御弁を用いた無段変速機用の油圧回路の構成図である。
【符号の説明】
２ 内燃機関
６ 無段変速機
８ 変速機ケース
１０ プライマリ軸
１２ セカンダリ軸
１４ プライマリプーリ（ＰＲＩ）
１６ セカンダリプーリ（ＳＥＣ）
１８ ベルト
２６ プライマリ圧側油圧室
３４ セカンダリ側油圧室
３８ 入力軸
４０ トルクコンバータ（Ｔ／Ｃ）
４２ 前後進切換機構
４４ オイルポンプ
４６ 出力軸
４８ カウンタ軸
６０ 油圧制御回路
６２ オイル吸引通路
６４ ライン圧通路
６６ 第１油路
６８ ライン圧制御弁
７０ 第２油路
７２ ライン圧制御電磁弁（ソレノイド）
７４ 第３油路
７６ 圧力調整弁（リリーフ弁）
７８ 第４油路
８０ 第５油路
８２ 第６油路
８４ 変速比制御弁
８６ 第７油路
８８ 変速比制御電磁弁（ソレノイド）
９０−１ 一側プライマリ圧通路
９０−２ 他側プライマリ圧通路
９０ プライマリ圧通路
９２ 第８油路
９４ パイロット弁
９６ 第９油路
９８−１ 第１０一側油路
９８−２ 第１０他側油路
１００−１ 第１１一側油路
１００−２ 第１１他側油路
１０２ 第１２油路
１０４ 弁本体
１１０ 第１スプール摺動孔
１１２ 第２スプール摺動孔
１１４ 一側ライン圧導入ポート
１１６ 他側ライン圧導入ポート
１１８ 一側プライマリ圧導出ポート
１２０ 他側プライマリ圧導出ポート
１２２ 信号油圧導入ポート
１２４ 閉塞栓（「プラグ」ともいう）
１２６ スプール弁
１２６−１ メインスプール弁
１２６−２ サブスプール弁
１２８ 第１ドレンポート
１３０ 第２ドレンポート
１５４ プライマリ分圧受圧部
１５６ ライン分圧受圧部
１５８ 駆動側受圧部
１６０ 従動側受圧部
１６２ ライン分圧通路[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a speed ratio control device for a continuously variable transmission, and in particular, automatically adjusts a primary pressure according to a line pressure to a speed ratio control valve of a continuously variable transmission that generates a primary pressure by reducing a line pressure. The present invention relates to a transmission ratio control device for a continuously variable transmission that adds a function and improves controllability of a primary pressure.
[0002]
[Prior art]
In a vehicle, a transmission is provided in a transmission path between the internal combustion engine and the drive wheels because the characteristics of the internal combustion engine are not suitable in the state as it is.
[0003]
This transmission is provided with a torque converter (T / C) and an oil pump on the input shaft on the crankshaft side of the internal combustion engine, and is arranged coaxially with the crankshaft to be rotatable in the transmission case. A primary pulley comprising a primary shaft supported on the primary shaft, a primary-side fixed pulley piece fixed to the primary shaft, and a primary-side movable pulley piece mounted on the primary shaft so as to be axially movable and non-rotatable. , A secondary shaft rotatably supported by the transmission case, and a secondary fixed pulley piece fixed to the secondary shaft, and a secondary movable pulley axially movable and non-rotatably mounted to the secondary shaft. A secondary pulley consisting of a single piece is provided, and a metal belt is wound around the primary pulley and the secondary pulley. There is a transmission (CVT).
[0004]
As a transmission ratio control device for a continuously variable transmission, there is one disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-306755. A control device for a belt-type continuously variable transmission disclosed in this publication includes a main valve in which at least one of a secondary control valve and a primary control valve is provided with a pilot pressure chamber in a region corresponding to both ends of a spool, and a pilot valve on one side. A pilot valve body having a conical portion that is arranged in a drain chamber adjacent to the pressure chamber and a partition wall and is seated by a control hole formed in the partition wall, and a proportional solenoid that pulls an armature against a main spring. A pilot valve element having a cup portion rearward from the base end side of the conical portion, supporting the first spring end at the inner bottom of the cup portion, and partitioning the outer peripheral flange provided axially rearward of the inner bottom portion of the cup portion; A second spring is interposed between the wall and the wall to prevent the secondary control valve and / or the pilot valve of the primary control valve from falling or oscillating. Thereby improving the control accuracy of the Mali pressure.
[0005]
Also, there is one disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 9-291992. A shift control device for a belt-type continuously variable transmission disclosed in this publication includes a piston chamber formed in each of an input / output pulley, a line pressure supply unit that supplies a predetermined line pressure to a piston chamber of an output pulley, A shift control valve that supplies and discharges hydraulic oil to the piston chamber of the pulley in accordance with an amount of communication with one of the line pressure port and the drain port, an actuator that drives the shift control valve, and a calculated operation amount. A shift control unit that drives the actuator, and a shift inhibition unit that is formed in the shift control valve and that inhibits supply and discharge of hydraulic oil to and from the piston chamber of the input pulley when the actuator is in a non-operation state or a maximum operation state, The shift control means includes a regulation means for regulating the operation amount so as not to exceed a predetermined upper limit value and a lower limit value. It is prevented from that.
[0006]
Further, there is one disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. H10-110796. The control valve and the hydraulic control device of the continuously variable transmission disclosed in this publication apply a spool urged upward by a spring to input a linear signal pressure to a first input port and a second input port. When the signal pressure falls within a predetermined range, the discharge port is selectively communicated with the input port to hold the spool at a predetermined position despite the fluctuation of the signal pressure.
[0007]
Furthermore, there is one disclosed in JP-A-2001-280455. The gear ratio control device for a continuously variable transmission disclosed in this publication has a relatively low ratio solenoid operation between the drive pulley and the ratio control valve of the primary oil passage of the continuously variable transmission or the drain side of the ratio control valve. A ratio shift valve that switches to a circuit with a large flow path resistance is provided, and the operating oil pressure of the ratio control valve is used as the operating oil pressure of the ratio shift valve, and the duty ratio at which the ratio shift valve switches is determined by the duty ratio at which the ratio control valve switches. Is also on the duty ratio side when the ratio solenoid is not energized. Furthermore, the lock-up control valve is used as the operation oil pressure of the ratio shift valve, and the lock-up control valve lock-up operation oil and the ratio control valve operation oil are used as the ratio shift valve operation oil pressure. In this case, abrupt gear shifting that occurs when the ratio solenoid operates improperly is avoided.
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the conventional continuously variable transmission, the speed ratio is controlled by the balance of the belt clamping force between the primary pulley and the secondary pulley.
[0009]
That is, a primary clamping force (Fpri) obtained by multiplying the primary pressure (Ppri) by the pressure receiving area (Apri) of the primary pulley, and a secondary clamping force (Fsec) obtained by multiplying the secondary pressure (Psec) by the pressure receiving area (Asec) of the secondary pulley. Fsec) to control the gear ratio.
[0010]
At this time, if the belt clamping force is balanced, the gear ratio at that time is maintained.
[0011]
However, when the balance of the belt clamping force is lost, the belt winding radius of the pulley having a large belt clamping force increases, and the belt winding radius on the opposite side decreases.
[0012]
In the above-described continuously variable transmission, a sufficient clamping force is controlled so that the belt does not slip on the secondary pulley, and the belt clamping force of the primary pulley is changed relative to the belt clamping force of the secondary pulley to change the speed. Controlling the ratio.
[0013]
The belt clamping force of the primary pulley is determined by the hydraulic pressure acting on the pulley and the pressure receiving area on which the hydraulic pressure acts.
[0014]
At this time, since the pressure receiving area does not change, the speed ratio is controlled by changing the primary pressure. The primary pressure is controlled by a gear ratio control valve controlled by a solenoid valve.
[0015]
Conventionally, there are a flow rate control type and a pressure regulation type as a speed ratio control valve.
[0016]
FIG. 9 shows an example of a hydraulic control circuit 260 of a continuously variable transmission having a transmission mechanism using a flow rate control type gear ratio control valve. The flow rate control type gear ratio control valve 284 controls the primary pressure and thus the gear ratio by selectively connecting the circuit to the primary pulley 214 and the line pressure circuit 264 or the drain circuit 328.
[0017]
That is, in the flow rate control type gear ratio control valve 284, either the line pressure or the atmospheric pressure (drain) is communicated with the primary pulley (see FIGS. 11 to 13). The actual gear ratio control is performed by controlling supply / discharge of hydraulic oil to / from the primary pulley instead of adjusting the primary pressure.
[0018]
On the other hand, FIG. 14 shows an example of a hydraulic circuit 360 of a continuously variable transmission having a transmission mechanism used for a pressure-regulating type speed ratio control valve. The pressure control type gear ratio control valve 384 is different from the flow rate control type shift control in that the primary pressure is directly controlled.
[0019]
In the case of the flow rate control type shift control, instead of making the speed ratio control completely independent of the line pressure control, there are the following disadvantages.
[0020]
First, the first disadvantage will be described. When shifting from sudden deceleration to sudden acceleration (switching the hydraulic oil to the primary pulley from open air to supply of line pressure), etc., the response of the solenoid valve and the gear ratio control valve itself and the flow path resistance of the hydraulic circuit, etc. For this reason, the supply of hydraulic oil to the primary pulley lags behind the generation of engine torque, and as a result, the belt clamping force may be insufficient and belt slip may occur.
[0021]
The second inconvenience will be described. In many cases, in a continuously variable transmission, the gear ratio is calculated from the ratio of the rotational speeds of the primary pulley and the secondary pulley. When the vehicle speed decreases, the rotational speeds of the primary pulley and the secondary pulley also decrease, and the rotation of both pulleys stops when the vehicle stops. When the vehicle is stopped and the vehicle speed is extremely low, it is difficult to determine an accurate gear ratio from the ratio of the rotational speeds of the pulleys. For this reason, it is necessary to perform a so-called "full-low return control" in which the vehicle is surely down-shifted to a full-low before stopping, but the full-low return control before stopping gives the driver an uncomfortable feeling as a feeling of deceleration more than necessary. May give.
[0022]
The third inconvenience will be described. In the operation state of the flow rate control type gear ratio control valve 284, in a region (a) as shown in FIGS. 10 and 11, the valve (also referred to as a “spool valve”) 226 moves due to a change in signal pressure, and the primary pulley The hydraulic chamber and the drain port 228 are in communication. The region (b) as shown in FIGS. 10 and 12 is in a state where the primary pulley is not in communication with the line pressure circuit 216 and the drain port 228 due to the balance of the force acting on the valve 226. Further, a region (c) as shown in FIGS. 10 and 13 is a state in which the valve 226 moves due to a change in the signal pressure, and the hydraulic chamber of the primary pulley and the line pressure circuit 216 are communicated. In each of the regions, the circuit is switched only by the signal pressure, and therefore has a hydraulic output characteristic that only has ON-OFF.
[0023]
At this time, since the area (b) as shown in FIGS. 10 and 12, that is, the neutral position, is very small, the primary pulley is released to the atmosphere or the line pressure is supplied when the vehicle is stopped while the pulley stops rotating. I have to choose one of them. If the gear ratio is full low, it is sufficient to open to the atmosphere, but the "full low return control" cannot be made in time, and a problem occurs if the gear ratio is not full low. That is, when the primary pulley is released to the atmosphere even when the gear ratio at the time of stopping is not full low, the belt clamping force of the primary pulley becomes 0 (zero) even though the belt is not at the full low position. In this case, belt slip occurs at the same time as starting.
[0024]
The fourth inconvenience will be described. When the line pressure is supplied to avoid the belt slip described in the third inconvenience, when the vehicle is traveling at an extremely low vehicle speed where the gear ratio cannot be determined, the gear ratio is upshifted, and the vehicle is uphill. Then it may be impossible to drive.
[0025]
In the case of the pressure ratio control, the belt clamping force of the primary pulley can be controlled as the primary pressure, but has the following problems.
(1) Also in the pressure-gearing type gear ratio control, the gear ratio is changed by disturbing the balance between the belt clamping force of the primary pulley and the belt clamping force of the secondary pulley. Therefore, even when only the secondary pressure is changed, the gear ratio is changed. Will change.
(2) When it is desired to change only the line pressure while maintaining the gear ratio, the primary pressure must be controlled so as to cancel the change in the balance of the belt clamping force due to the change in the line pressure. turn into.
In other words, for reference,
Fpri (clamping force) = Ppri (oil pressure) XApri (pressure receiving area)
Fsec = PsecXAsec
If the gear ratio is constant,
Fpri @ Fsec
If you want to downshift,
Fpri <Fsec
If you want to upshift,
Fpri> Fsec
In order to maintain a constant speed ratio even when Psec changes in pressure-adjusting speed ratio control,
Ppri @ PsecX (Asec / Apri)
It is necessary to control Ppri (oil pressure) so that In the case of controlling the gear ratio while changing the secondary pressure, such as kick down control by turning on the accelerator from running at a constant speed, the control becomes more complicated.
[0026]
[Means for Solving the Problems]
Therefore, in order to eliminate the above-described disadvantage, the present invention includes a line pressure supplied to a driven pressure receiving portion of a driven pulley, and a speed ratio control valve that reduces the line pressure to generate a primary pressure, In a speed ratio control device for a continuously variable transmission that guides a primary pressure to a drive side pressure receiving portion of a drive side pulley and performs a speed change control by a relative change between the line pressure and the primary pressure, the speed ratio control valve is provided in a housing. The spool valve is slidably housed. The spool valve is provided with a control signal pressure applied to one side and a partial pressure of the line pressure, and an urging force of urging means applied to the other side in opposition thereto. A neutral position that moves by balancing the partial pressure of the primary pressure and makes the primary pressure derivation port formed in the housing non-communicating with other ports, and a boosting position that communicates with the line pressure introducing port, The pressure reducing position is selectively switched to a pressure reducing position communicating with the renport, and when the control signal pressure changes, the primary pressure is adjusted to a predetermined pressure by balancing the control signal pressure and the primary partial pressure, and one side of the spool valve. The area ratio between the line partial pressure receiving portion formed on the other side and the primary partial pressure receiving portion formed on the other side is made equal to the area ratio between the driven side pressure receiving portion and the drive side pressure receiving portion, and when the line pressure fluctuates, The primary pressure is automatically adjusted according to the area ratio.
[0027]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
According to the invention described above, when the line partial pressure is increased, the spool valve connects the primary pressure chamber and the line pressure chamber, and the primary pressure is adjusted according to the area ratio between the driving pressure receiving portion and the driven pressure receiving portion. When the pressure is increased and the line pressure is reduced, the spool valve connects the primary pressure chamber and the discharge chamber, and automatically adjusts to reduce the primary pressure according to the area ratio between the driving-side pressure receiving section and the driven-side pressure receiving section. Therefore, the control of the gear ratio is facilitated, and the hydraulic pressure of the primary pressure chamber is not released even when the (control signal pressure of) the gear ratio control valve is controlled to shift from rapid deceleration to rapid acceleration. Since the pressure is adjusted so as to maintain the primary pressure according to the control signal pressure and the line pressure, response delay is prevented and smooth acceleration is performed. , Before stopping Suddenly becomes unnecessary control to return to the Fururo, it is not to give an uncomfortable feeling to the driver.
[0028]
【Example】
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0029]
1 to 6 show an embodiment of the present invention. 2, reference numeral 2 denotes an internal combustion engine mounted on a vehicle (not shown), 4 denotes a crankshaft, 6 denotes a continuously variable transmission, and 8 denotes a transmission case. The continuously variable transmission 6 is provided with a primary shaft 10 disposed coaxially with respect to the crankshaft 4 of the internal combustion engine 2 so as to be supported by the transmission case 8, and disposed in parallel with the primary shaft 10. The secondary shaft 12 is provided to be supported by the transmission case 8.
[0030]
In the continuously variable transmission 6, a primary pulley (PRI) 14 as a driving pulley is provided on the primary shaft 10, a secondary pulley (SEC) 16 as a driven pulley on the secondary shaft 12 is provided, and the primary pulley 14 and the secondary pulley are provided. A belt 18 is provided around the belt 16.
[0031]
The primary pulley 14 comprises a primary fixed pulley piece 20 fixed to the primary shaft 10 and a primary movable pulley piece 22 mounted on the primary shaft 10 so as to be movable in the axial direction and non-rotatably. A primary pressure side hydraulic chamber 26 which is a primary pressure chamber is formed by a primary side housing 24 on the rear surface of the primary side movable pulley piece 22.
[0032]
The secondary pulley 16 includes a secondary-side fixed pulley part 28 fixed to the secondary shaft 12 and a secondary-side movable pulley part 30 mounted on the secondary shaft 12 so as to be axially movable and non-rotatable. A secondary-side hydraulic chamber 34 as a secondary chamber is formed by a secondary-side housing 32 on the back surface of the secondary-side movable pulley part 30. An adjustment spring 36 is provided to be pressed against the piece 28 side.
[0033]
The primary pulley 14 and the secondary pulley 16 relatively increase / decrease each groove width by the primary pressure oil and the line pressure supplied to the primary hydraulic chamber 26 and the secondary hydraulic chamber 34, respectively. Is relatively increased or decreased to continuously change the gear ratio.
[0034]
The continuously variable transmission 6 has an input shaft 38 disposed coaxially with the crankshaft 4 and the primary shaft 10 on the input side of the primary shaft 10 close to the internal combustion engine 2. A torque converter (T / C) 40 is provided on the input shaft 38 between the input side and the output side of the crankshaft 4, and a forward / reverse switching mechanism 42 is provided between the output side and the input side of the primary shaft 10. An oil pump 44 is provided between the forward / reverse switching mechanism 42.
[0035]
The continuously variable transmission 6 is provided on the output side of the secondary shaft 12 so as to pivotally support an output shaft 46 disposed coaxially with the secondary shaft 12. Further, the continuously variable transmission 6 is provided so as to pivotally support a counter shaft 48 disposed parallel to the output shaft 46. A reduction gear train 50 is provided between the output shaft 46 and the counter shaft 48.
[0036]
The continuously variable transmission 6 is provided with a differential 52 disposed in parallel with the counter shaft 48 so as to be pivotally supported. A final gear train 56 is provided between the counter shaft 48 and the differential case 54 of the differential 52. The differential shaft 52 is connected to one end of each of the drive shafts 58, 58, and a drive wheel (not shown) is attached to the other end of each of the drive shafts 58, 58.
[0037]
The primary pulley 14 and the secondary pulley 16 of the continuously variable transmission 6 and the torque converter 40 are connected to a valve body attached to the transmission case 8 so as to extract pressure oil for control from the discharge pressure generated by the oil pump 44. (Not shown) operated by a hydraulic control circuit 60 formed therein.
[0038]
In this hydraulic control circuit 60, as shown in FIG. 3, the oil pump 44 is connected to an oil suction passage 62 from an oil strainer (not shown) in an oil pan (not shown). The oil pump 44 is in communication with a line pressure passage 64 to the secondary hydraulic chamber 34 of the secondary pulley 16. The oil pump 44 pumps oil sucked from an oil strainer in an oil pan to a line pressure passage 64 to generate a line pressure.
[0039]
A line pressure control valve 68 communicates with the line pressure passage 64 via a first oil passage 66. A line pressure control solenoid valve (solenoid) 72 is connected to the line pressure control valve 68 via a second oil passage 70. The operation of the line pressure control electromagnetic valve 72 is controlled by an electric signal (duty ratio) from a control unit (not shown). A pressure regulating valve (relief valve) 76 communicates with the line pressure passage 64 via a third oil passage 74. The pressure regulating valve 76 communicates with the oil suction passage 62 via a fourth oil passage 78, and has a fifth oil passage 80 and a fifth one-side oil passage 80-1 branched from the fifth oil passage 80. , A fifth other-side oil passage 80-2 to the line pressure control valve 68.
[0040]
The line pressure passage 64 is provided with a pressure control valve through a sixth oil passage 82 and a sixth one-side oil passage 82-1 and a sixth other-side oil passage 82-2 branched from the sixth oil passage 82. Is connected. A speed ratio control solenoid valve (solenoid) 88 operated by an electric signal (duty ratio) is connected to the speed ratio control valve 84 via a seventh oil passage 86. The operation of the gear ratio control solenoid valve (solenoid) 88 is controlled by an electric signal (duty ratio) from a control means (not shown). The primary-side hydraulic chamber 26 of the primary pulley 14 is connected to the transmission ratio control valve 84 via the branched one-side primary pressure passage 90-1, the other-side primary pressure passage 90-2, and the merged primary pressure passage 90. are doing.
[0041]
Further, a pilot valve 94 is connected to the line pressure passage 64 via an eighth oil passage 92.
[0042]
Further, the pilot valve 94 is connected to a line pressure control solenoid valve 72 and a speed ratio control solenoid valve 88 via a ninth oil passage 96, respectively.
[0043]
That is, the ninth oil passage 96 is branched from the pilot valve 94 side to form the tenth one-side oil passage 98-1 and the tenth other-side oil passage 98-2, and the ninth oil passage 96 is set to the solenoid valve side. To form an eleventh one-side oil passage 100-1 and an eleventh other-side oil passage 100-2. The eleventh one-side oil passage 100-1 communicates with the line pressure control solenoid valve 72, The side oil passage 100-2 communicates with the gear ratio control solenoid valve 88.
[0044]
The ninth oil passage 96 is connected to a line pressure control valve 72 via a twelfth oil passage 102.
[0045]
The gear ratio control valve 84 is configured as shown in FIG. That is, as shown in FIG. 1, the valve body 104, which is the housing of the speed ratio control valve 84, has one end side opened by the opening 106, the other end side closed by the wall 108, and one end side in the axial direction. And a second spool having an inner diameter D2 slightly smaller than the inner diameter D1 of the first spool sliding hole 110 communicating with the first spool sliding hole 110 on the other end side. A sliding hole 112 is formed.
[0046]
In the valve body 104, the sixth one-side oil passage 82-1 of the sixth oil passage 82 and the sixth other-side oil in the circumferential direction are formed on the inner peripheral surface of the first spool sliding hole 110 at the center. A groove-shaped one-side line pressure introduction port 114 and another-side line pressure introduction port 116 connected to the path 82-2 are formed.
A groove-shaped one-side primary pressure outlet port 118 connecting the one-side primary pressure passage 90-1 and the other-side primary pressure passage 90-2 with the other-side line pressure introduction port 116 interposed therebetween and the other side A primary pressure introduction port 120 is formed.
[0047]
Further, on one end side of the valve body 104, a groove-shaped signal hydraulic pressure introduction port 122 connected to the seventh oil passage 86 is formed on the inner peripheral surface of the first spool sliding hole 110, and an opening 106 is formed. A closure plug (also referred to as a “plug”) 124 for closing the container is attached. The obstruction plug 124 draws a part of the line pressure therein through the one-side line pressure introduction port 114 and supports a later-described one-side support portion 142 of the spool valve 126.
[0048]
Further, at the center of the valve body 104, a first drain port having a groove shape is provided between the other-side line pressure introduction port 116 and the signal hydraulic pressure introduction port 122 on the inner peripheral surface of the first spool sliding hole 110. On the other end side of the valve body 104, a groove-shaped second drain port 130 is formed on the inner peripheral surface of the second spool sliding hole 112.
[0049]
The spool valve 126 is slidably provided in the first and second spool sliding holes 110 and 112 of the valve body 104. The spool valve 126 includes a main spool valve 126-1 and a sub spool valve 126-2. Further, the spool valve 126 is provided at a central portion with a first small-diameter portion 132 smaller than the inner diameter D1 of the first spool sliding hole 110 and is connected to one end of the first small-diameter portion 132 so as to move in the axial direction. In addition, a lead-out land portion 134 which moves within a range in which the first drain port 128 is opened and closed and contacts the inner peripheral surface of the first spool sliding hole 110, and is connected to the other end of the first small-diameter portion 132, During the axial movement, the introduction-side land portion 136 that moves within a range that opens and closes the other-side line pressure introduction port 116 and is in contact with the inner peripheral surface of the first spool sliding hole 110; A second small-diameter portion 138 connected to the end and formed slightly smaller than the inner diameter D2 of the second spool sliding hole 112; and a second spool slide connected to the other end of the second small-diameter portion 138. Shift-up land portion in contact with the inner peripheral surface of moving hole 112 40, the one side supporting portion 142 projecting on one end face of the outlet side land portion 134, and a projecting end surface of the shift-up land portion 140 the other side support portion 144..
[0050]
In the valve body 104, a first hydraulic chamber 146 is formed on one end side between the outlet side land portion 134 and the closing plug 124, and a first hydraulic chamber 146 is formed between the outlet side land portion 134 and the inlet side land portion 136. A second hydraulic chamber 147 having the one-side primary pressure outlet port 118 is formed at the other end, and an atmosphere opening chamber 148 is formed between the shift-up land 140 and the wall 108 at the other end. The other-side spring 150 as an urging means is interposed between the shift-up land portion 140 and the wall portion 108 by being fitted to the other end side support portion 144 at the other end side of the spool valve 126 in the atmosphere opening chamber 148. Have been.
[0051]
The gear ratio control solenoid valve 88 increases the signal oil pressure to the gear ratio control valve 84 as the electric signal (duty ratio) input from the control means decreases, that is, the maximum signal oil pressure when the duty ratio is 0%. Is output.
[0052]
Reference numeral 152 denotes orifices provided in the middle of the sixth one-side oil passage 82-1 and the other-side primary pressure passage 90-2.
[0053]
At this time, the speed ratio control valve 84 slidably accommodates a spool valve 126 in the valve body 104 which is a housing, and the spool valve 126 is a partial pressure of the control signal pressure applied to one side and the line pressure. And a primary pressure formed on the valve body 104 as the housing by moving in balance with the biasing force of the other-side spring 150, which is biasing means applied to the other side, and the partial pressure of the primary pressure. A neutral position in which the one-side primary pressure deriving port 118, which is a pressure deriving port, is not communicated with another port; a pressure increasing position, which is in communication with the other-side line pressure introducing port 116, which is a line pressure introducing port; The pressure is selectively switched to a pressure reducing position communicating with one drain port 128, and when the control signal pressure changes, the control signal pressure and the primary partial pressure are balanced. The primary pressure is adjusted to a predetermined pressure, and the area ratio between the line partial pressure receiving portion 156 formed on one side of the spool valve 126 and the primary partial pressure receiving portion 154 formed on the other side is determined by the driven side pressure receiving portion. The primary pressure is automatically adjusted in accordance with the area ratio when the line pressure fluctuates, by making the area ratio between the section 160 and the driving-side pressure receiving section 158 equal.
[0054]
More specifically, in the speed ratio control valve 84, as shown in FIG. 1, a wall portion on one side of the primary pressure derivation port 118 on the other side line pressure introduction port 116 and one side primary pressure derivation on the first drain port 128. The distance b between the wall part of the lead-out land part 134 and the wall part of the introduction-side land part 136 sandwiching the first small diameter part 132 of the spool valve 126 is the same as the distance a with the wall part on the port 118 side, Alternatively, it is formed to be slightly smaller.
[0055]
Also, the primary pressure receiving area Apb of the primary partial pressure receiving portion 154 provided on the introduction side land portion 136 receiving the primary partial pressure in FIG. 1 and the line pressure provided on the sub-spool valve 126-2 receiving the line partial pressure. The area ratio Apb / Asf of the pressure receiving pressure section 156 to the line pressure receiving area Asf (also referred to as “pressure receiving area ratio”) is calculated by comparing the drive side pressure receiving area Apri of the drive side pressure receiving section 158 of the continuously variable transmission 6 in FIG. The area ratio of the driven pressure receiving section 160 to the driven pressure receiving area Asec (also referred to as “pressure receiving area ratio”) is equal to Apri / Asec.
[0056]
For example, if the driving side pressure receiving area Apri of the driving side pressure receiving section 158 is 100 and the driven side pressure receiving area Asec of the driven side pressure receiving section 160 is 50, the area ratio is as follows:
Apr / Asec = 100/50 = 2
The area ratio Apb / Asf of the primary pressure receiving area Apb of the primary partial pressure receiving section 154 and the line pressure receiving area Asf of the line partial pressure receiving section 156 is equal to the drive side pressure receiving area Apri of the drive side pressure receiving section 158. The pressure receiving area is set to be “2” which is equal to the area ratio of the driven pressure receiving section 160 to the driven pressure receiving area Asec.
[0057]
The other spring 150, which is the urging means of the speed ratio control valve 84, urges the spool valve 126 in a direction facing the signal pressure.
[0058]
Further, as shown in FIG. 1, the gear ratio control valve 84 is provided with a gear ratio based on the spool valve 126 at a position where the first drain port 128 for discharging the hydraulic oil of the primary pulley (PRI) 14 is just closed. The relationship between the control signal pressure of the control solenoid valve 88 and the other spring 150 is set.
[0059]
That is, the signal pressure when the duty ratio of the speed ratio control solenoid valve 88 is controlled to a neutral value balances the force acting on the spool valve 126 with the biasing force of the other spring 150 at the position disclosed in FIG. Is set as follows.
[0060]
As shown in FIG. 1, the first spool slide which is a spool hole into which the line partial pressure receiving portion 156 and the primary partial pressure receiving portion 154 are inserted is provided in a valve body 104 which is a housing of the speed ratio control valve 84. The closing hole (also referred to as a “plug”) 124 which is a spacer for accommodating the line partial pressure receiving portion 156 is inserted into the first spool sliding hole 110 while the moving hole 110 is formed.
[0061]
Further, a line partial pressure passage 162 that communicates with the one-side line pressure introduction port 114 is formed in the blocking plug (also referred to as a “plug”) 124 that is the spacer.
[0062]
Next, the operation will be described.
[0063]
First, the case of the gear ratio control will be described. When the spool valve 126 of the speed ratio control valve 84 is at a position where the primary pressure, the line pressure, and the signal pressure are balanced as shown in FIG. 1, the signal pressure is changed by changing the duty ratio of the speed ratio control valve 84. Is changed, the balance between the signal pressure and the urging force of the other spring 150 is lost, and the spool valve 126 moves (see FIGS. 4 and 5).
[0064]
When the spool valve 126 moves, as shown in FIG. 4, the one-side primary pressure outlet port 118 communicates with the other-side line pressure inlet port 116 and operates from the other-side line pressure inlet port 116 to the one-side primary pressure outlet port 118. Oil is supplied or, as shown in FIG. 5, the one-side primary pressure outlet port 118 communicates with the first drain port 128, and the hydraulic oil of the one-side primary pressure outlet port 118 is discharged to the first drain port 128. And the primary pressure changes.
[0065]
At this time, the primary pressure changes so as to correct the balance that has collapsed due to the change in the signal pressure. As a result, the spool valve 126 moves again, and the spool valve 126 returns to the neutral position and stabilizes.
[0066]
That is, when the signal pressure is increased in the state shown in FIG. 1, the spool valve 126 moves to the left as shown in FIG. 4, and the hydraulic oil flows from the other line pressure introduction port 116 to the one primary pressure derivation port 118. Is supplied, the primary pressure rises.
[0067]
In addition, the spool valve 126 is urged rightward by the increase in the primary partial pressure introduced from the other-side primary pressure introduction port 120 to introduce the primary pressure, and the spool valve 126 moves rightward to close the other-side line pressure introduction port 116. When closed, the primary pressure no longer increases. That is, a primary pressure corresponding to the signal pressure is obtained.
[0068]
Conversely, when the signal pressure is reduced in the state shown in FIG. 1, the spool valve 126 moves rightward as shown in FIG. 5, and the hydraulic oil of the one-side primary pressure outlet port 118 is discharged from the first drain port 128. Because of the discharge, the primary pressure is reduced.
[0069]
Further, when the primary pressure is introduced from the other-side primary pressure introduction port 120 and the primary partial pressure is reduced, the spool valve 126 moves to the left and closes the first drain port 128, and the primary pressure is no longer reduced.
[0070]
As described above, when the primary pressure with respect to the line pressure changes, the balance between the clamping force of the secondary pulley 16 and the clamping force of the primary pulley 14 is lost, and the winding radius of the belt 18 changes, thereby performing gear shifting.
[0071]
Next, the case of the line pressure control will be described. When the line pressure is increased when the spool valve 126 of the speed ratio control valve 84 is at a position where the primary pressure, the line pressure, and the signal pressure are balanced, as shown in FIG. The line partial pressure acts on the line partial pressure receiving portion 156 by the pressure introduction port 114, and as shown in FIG. 4, the spool valve 126 moves to the left, and the other side line pressure introduction port 116 and the one side primary pressure derivation port 118 And the primary pressure is also increased.
[0072]
Since the primary pressure changes depending on the pressure receiving area ratio between the line partial pressure receiving portion 156 and the primary partial pressure receiving portion 154 due to the primary partial pressure introduced from the other-side primary pressure introduction port 120, the belt clamping force of the primary pulley 14 and the secondary pulley The balance with the belt clamping force of No. 16 is not lost, and the gear ratio does not change.
[0073]
Conversely, when the line pressure is reduced, as shown in FIG. 5, the spool valve 126 moves to the right, and the one-side primary pressure outlet port 118 and the first drain port 128 communicate with each other. Is done. Also in this case, since the primary pressure changes according to the pressure receiving area ratio, the balance between the belt clamping force of the primary pulley 14 and the belt clamping force of the secondary pulley 16 does not change, and the speed ratio does not change.
[0074]
It should be noted that the pressure control type gear ratio control valve 84 in the embodiment of the present invention can be used without affecting the conventional hydraulic circuit using the flow rate control type gear ratio control valve disclosed in FIG. In other words, when replacing the flow rate type speed ratio control valve of the conventional hydraulic circuit with the pressure regulating type speed ratio control valve 84 in the embodiment of the present invention, it is not necessary to review the conventional hydraulic circuit.
[0075]
FIG. 6 discloses the output characteristics of the pressure regulating type gear ratio control valve 84. If the signal pressure of the speed ratio control valve 84 is kept neutral, the primary pressure changes with the change of the line pressure (see symbol ■). On the other hand, when the signal pressure is changed from the neutral value, the primary pressure changes. When the signal pressure decreases, the primary pressure decreases, and the belt clamping force of the primary pulley 14 decreases. Conversely, when the signal pressure increases, the primary pressure also increases, and the belt clamping force of the primary pulley 14 increases, thus causing an upshift.
[0076]
In conventional gear ratio control valves, when the line pressure increases or decreases while the spool valve is in the neutral position and holds the primary pressure, the gear ratio control valve is controlled so that the gear ratio does not fluctuate and the primary pressure is reduced. It was necessary to increase or decrease according to the line pressure. In the embodiment of the present invention, the area ratio between the line partial pressure receiving portion 156 formed on one side of the spool valve and the primary partial pressure receiving portion 154 formed on the other side is determined by the driven side pressure receiving portion 160 and the drive side pressure receiving portion. By making the area ratio equal to the area ratio of the portion 158 and automatically adjusting the primary pressure according to the area ratio when the line pressure fluctuates, when the line partial pressure increases, the spool valve is the primary pressure chamber which is the primary pressure chamber. The pressure side hydraulic chamber 26 communicates with the line pressure chamber, that is, the secondary side hydraulic chamber 34 which is a secondary chamber, and the primary pressure is increased according to the area ratio between the drive side pressure receiving portion 158 and the driven side pressure receiving portion 160, When the line partial pressure decreases, the spool valve connects the primary pressure side hydraulic chamber 26, which is the primary pressure chamber, to the first drain port 128, which is the discharge chamber, To automatically adjust so as to reduced pressure in accordance with primary pressure on the area ratio between the drive-side pressure receiving portion 158 and the driven-side pressure receiving portion 160 may facilitate the control of the gear ratio.
[0077]
Further, when the speed ratio control valve (also referred to as “control signal pressure”) is controlled so as to shift from rapid deceleration to rapid acceleration, in the conventional speed ratio control valve, the primary pressure side hydraulic chamber 26 is the primary pressure chamber. Is connected to the line pressure chamber, that is, the secondary-side hydraulic chamber 34 that is the secondary chamber, after being communicated with the first drain port 128 that is the discharge chamber, the pressure oil of the primary pressure-side hydraulic chamber 26 that is the primary pressure chamber is Although there was a problem that the vehicle could come off and a transition to smooth acceleration could not be made due to a response delay, in the embodiment of the present invention, the (control signal pressure of) the speed ratio control valve is controlled so as to make a transition from sudden deceleration to sudden acceleration. In this case, the hydraulic pressure in the primary pressure side hydraulic chamber 26, which is the primary pressure chamber, is not released, and the pressure is adjusted so as to maintain the primary pressure according to the control signal pressure and the line pressure. Because, it may transition to a smooth acceleration to prevent response delay.
[0078]
Further, in the conventional gear ratio control valve, since the oil pressure of the gear ratio control valve drops during downshifting, the gear ratio is suddenly returned to full low before the vehicle stops, and the hydraulic pressure is adjusted so that the belt clamping force of the primary pulley 14 can be maintained. Is required to provide full-low return control, which gives the driver an uncomfortable feeling. However, in the embodiment of the present invention, even when the vehicle is stopped, the hydraulic pressure does not come off as shown in part A of FIG. This eliminates the need for control to suddenly return to a full low before stopping, so that the driver does not feel uncomfortable.
[0079]
Furthermore, in the speed ratio control valve, a pressure adjustment function can be added by a small modification simply adding a line pressure dividing passage or a primary pressure dividing passage to a hydraulic circuit of a conventional flow rate control type speed ratio control valve, It is practically advantageous.
[0080]
Further, the first spool sliding hole 110 which is a spool hole for inserting the primary partial pressure receiving portion 154 and a line pressure receiving portion 156 having a smaller diameter than the primary partial pressure receiving portion 154 is formed. Since the blocking plug (also referred to as “plug”) 124 which is a spacer for accommodating the line partial pressure receiving portion 156 is inserted into the first spool sliding hole 110, the first spool sliding hole 110 which is the spool hole is inserted. It can be easily formed.
[0081]
Further, a line partial pressure passage 162 communicating with the one-side line pressure introduction port 114 is formed in the blocking plug (also referred to as a “plug”) 124 as the spacer, so that the line partial pressure passage 162 is a blocking plug as a spacer. (Also referred to as a “plug”) 124 can be formed in any direction, and the degree of freedom can be improved.
[0082]
The present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications can be made.
[0083]
For example, it is also possible to adopt a configuration in which the neutral value of the signal pressure is set at substantially the center of the output range of the signal pressure.
[0084]
Then, the controllable range of the upshift or the downshift can be widened, and the controllability can be improved.
[0085]
It is also possible to adopt a configuration in which the neutral value of the signal pressure is shifted from the central portion of the output range of the signal pressure to any one of them.
[0086]
Then, the area in which the control range is widened can be used for fail-safe, and compatibility with fail-safe control can be achieved.
[0087]
Further, in the embodiment of the present invention, the opposing surfaces of the lands composed of the lead-out land 134 and the introduction-side land 136 of the spool valve 126 are each formed in a flat shape. It is also possible.
[0088]
That is, as shown in FIG. 7, in the land portion 172, the facing surface portion 174 is formed into an inclined surface, or as shown in FIG. 186.
[0089]
Then, during the automatic adjustment operation of the spool valve, it will gradually contact the line pressure side or the drain side, and the operation of the spool valve will be smooth, and the shock at the time of stopping the spool valve can be reduced, which is practically advantageous. is there.
[0090]
【The invention's effect】
As described above in detail, according to the present invention, a line pressure supplied to the driven pressure receiving portion of the driven pulley, and a speed ratio control valve for reducing the line pressure to generate a primary pressure are provided. The transmission ratio control valve slides a spool valve in a housing in a gear ratio control device of a continuously variable transmission that guides gears to a driving pressure receiving portion of a driving pulley and controls a gear ratio by a relative change between a line pressure and a primary pressure. The spool valve can be freely accommodated, and the spool valve can control the partial pressure of the control signal pressure and the line pressure applied to one side, and the biasing force of the biasing means and the partial pressure of the primary pressure applied to the other side. A neutral position that moves the primary pressure derivation port formed in the housing out of communication with other ports, a pressure increasing position that communicates with the line pressure introduction port, and a pressure reducing position that communicates with the drain port. When the control signal pressure changes, the primary pressure is adjusted to a predetermined pressure by balancing the control signal pressure and the primary partial pressure, and the line partial pressure receiving part formed on one side of the spool valve and the other side are adjusted. The area ratio between the formed primary pressure receiving portion and the driven side pressure receiving portion is made equal to the area ratio between the driven side pressure receiving portion and the driving side pressure receiving portion, and the primary pressure is automatically adjusted according to the area ratio when the line pressure fluctuates. When the partial pressure increases, the spool valve connects the primary pressure chamber and the line pressure chamber to increase the primary pressure according to the area ratio between the driving pressure receiving portion and the driven pressure receiving portion, and decrease the line partial pressure. Sometimes, the spool valve communicates the primary pressure chamber and the discharge chamber, and automatically adjusts the primary pressure to reduce the primary pressure according to the area ratio between the driving pressure receiving portion and the driven pressure receiving portion. It can facilitate. Further, even when the (speed control signal pressure) of the transmission ratio control valve is controlled so as to shift from rapid deceleration to rapid acceleration, the hydraulic pressure in the primary pressure chamber is not released, and the pressure in accordance with the control signal pressure and the line pressure is controlled. Since the pressure is adjusted to maintain the primary pressure, response delay can be prevented and smooth acceleration can be achieved. Further, since the oil pressure does not come off even when the vehicle is stopped, it is not necessary to perform a control to suddenly return to the full low state before the vehicle stops, and the driver does not feel uncomfortable. Furthermore, in the speed ratio control valve, a pressure adjustment function can be added by a small modification simply adding a line pressure dividing passage or a primary pressure dividing passage to a hydraulic circuit of a conventional flow rate control type speed ratio control valve, It is practically advantageous.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a gear ratio control valve in a neutral position in a gear ratio control device for a continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a schematic sectional view of a continuously variable transmission.
FIG. 3 is a configuration diagram illustrating a hydraulic circuit of a speed ratio control device of the continuously variable transmission.
FIG. 4 is a diagram showing an operation state of a speed ratio control valve at the time of primary pressure decrease, line pressure increase, or signal pressure increase.
FIG. 5 is a diagram showing an operation state of a speed ratio control valve when primary pressure is increased, line pressure is decreased, or signal pressure is decreased.
FIG. 6 is a diagram illustrating output characteristics of a pressure-regulating type speed ratio control valve.
FIG. 7 is an enlarged view of a main part of a spool valve showing another first embodiment of the present invention.
FIG. 8 is an enlarged view of a main part of a spool valve showing another second embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a configuration diagram of a hydraulic circuit for a continuously variable transmission using a flow rate control type gear ratio control valve according to the first prior art of the present invention.
FIG. 10 is a diagram illustrating an operation state of a flow rate control type gear ratio control valve.
FIG. 11 is a diagram showing an operation state of the speed ratio control valve in a region (a) of FIG. 10;
FIG. 12 is a view showing a speed ratio control valve in a region (b) of FIG. 10;
13 is a diagram showing an operation state of the speed ratio control valve in a region (c) of FIG.
FIG. 14 is a configuration diagram of a hydraulic circuit for a continuously variable transmission using a pressure-regulating type gear ratio control valve according to a second prior art of the present invention.
[Explanation of symbols]
2 Internal combustion engine 6 Continuously variable transmission 8 Transmission case 10 Primary shaft 12 Secondary shaft 14 Primary pulley (PRI)
16 Secondary pulley (SEC)
18 Belt 26 Primary pressure side hydraulic chamber 34 Secondary side hydraulic chamber 38 Input shaft 40 Torque converter (T / C)
42 forward / backward switching mechanism 44 oil pump 46 output shaft 48 counter shaft 60 hydraulic control circuit 62 oil suction passage 64 line pressure passage 66 first oil passage 68 line pressure control valve 70 second oil passage 72 line pressure control solenoid valve (solenoid)
74 third oil passage 76 pressure regulating valve (relief valve)
78 fourth oil passage 80 fifth oil passage 82 sixth oil passage 84 speed ratio control valve 86 seventh oil passage 88 speed ratio control solenoid valve (solenoid)
90-1 One-side primary pressure passage 90-2 Other-side primary pressure passage 90 Primary pressure passage 92 Eighth oil passage 94 Pilot valve 96 Ninth oil passage 98-1 Tenth one-side oil passage 98-2 Tenth other-side oil Path 100-1 Eleventh one-side oil path 100-2 Eleventh other-side oil path 102 Twelfth oil path 104 Valve body 110 First spool sliding hole 112 Second spool sliding hole 114 One-side line pressure introduction port 116 and others Side line pressure inlet port 118 One side primary pressure outlet port 120 Other side primary pressure outlet port 122 Signal oil pressure inlet port 124 Obstruction plug (also referred to as “plug”)
126 Spool valve 126-1 Main spool valve 126-2 Sub spool valve 128 First drain port 130 Second drain port 154 Primary partial pressure receiving section 156 Line partial pressure receiving section 158 Drive side pressure receiving section 160 Driven side pressure receiving section 162 lines Pressure passage
