JP2011247290A

JP2011247290A - Hydraulic control device of belt-type continuously variable transmission

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Publication number: JP2011247290A
Application number: JP2010117899A
Authority: JP
Inventors: Masao Shimamoto; 雅夫嶋本; Ryoichi Kubo; 了一久保
Original assignee: Daihatsu Motor Co Ltd
Current assignee: Daihatsu Motor Co Ltd
Priority date: 2010-05-24
Filing date: 2010-05-24
Publication date: 2011-12-08

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulic control device of a belt-type continuously variable transmission that can suppress the excess of line pressure, while securing minimum proof pressure, when controlling the line pressure and secondary pressure using one solenoid valve.SOLUTION: The solenoid pressure Psls is input to a regulator valve and a clamp pressure control valve as signal pressure, and the line pressure and the secondary pressure are proportionally controlled by the solenoid pressure. The regulator valve 71 includes a first spring 92 which biases a valve spool 91 in one direction, a plunger 93 which presses the valve spool by receiving the solenoid pressure, and a second spring 94 interposed between the plunger and the valve spool. In a region in which the solenoid pressure is not higher than a prescribed value, the movement of the plunger is limited by the second spring, and the line pressure is held at constant pressure, and in a region in which the solenoid pressure is not lower than the prescribed value, the line pressure is raised in proportion to the solenoid pressure.

Description

本発明は、ベルト式無段変速機の油圧制御装置、特にライン圧を制御するための装置に関するものである。 The present invention relates to a hydraulic control device for a belt type continuously variable transmission, and more particularly to a device for controlling a line pressure.

従来、プライマリプーリとセカンダリプーリとの間にベルトを巻き掛け、プライマリプーリの油室（プライマリ油室）への供給油量をレシオコントロール弁（流量制御弁）で制御することによって、プーリ比を制御すると共に、セカンダリプーリの油室（セカンダリ油室）への供給油圧を挟圧コントロール弁（圧力制御弁）で制御することによって、ベルト挟圧を制御するベルト式無段変速機が知られている。 Conventionally, the pulley ratio is controlled by winding a belt between the primary pulley and the secondary pulley, and controlling the amount of oil supplied to the oil chamber (primary oil chamber) of the primary pulley with a ratio control valve (flow control valve). In addition, a belt type continuously variable transmission that controls belt clamping pressure by controlling the hydraulic pressure supplied to the oil chamber (secondary oil chamber) of the secondary pulley with a clamping pressure control valve (pressure control valve) is known. .

図９は、従来のベルト式無段変速機における油圧回路の一例を示す。オイルポンプ２００の吐出圧は、レギュレータ弁２１０によってライン圧に調圧され、ライン圧は、減圧弁２２０によって所定圧に減圧された上でリニアソレノイド弁２３０へ供給されている。ライン圧は挟圧コントロール弁２４０へも供給され、この挟圧コントロール弁２４０によって所定のセカンダリ圧に調圧された油圧がセカンダリ油室２５０へ供給されている。リニアソレノイド弁２３０の出力圧（ソレノイド圧）は、レギュレータ弁２１０と挟圧コントロール弁２４０とに信号圧として入力され、ソレノイド圧に応じてライン圧とセカンダリ圧とがそれぞれ制御される。 FIG. 9 shows an example of a hydraulic circuit in a conventional belt-type continuously variable transmission. The discharge pressure of the oil pump 200 is adjusted to a line pressure by the regulator valve 210, and the line pressure is reduced to a predetermined pressure by the pressure reducing valve 220 and then supplied to the linear solenoid valve 230. The line pressure is also supplied to the clamping pressure control valve 240, and the hydraulic pressure adjusted to a predetermined secondary pressure by the clamping pressure control valve 240 is supplied to the secondary oil chamber 250. The output pressure (solenoid pressure) of the linear solenoid valve 230 is input as a signal pressure to the regulator valve 210 and the clamping pressure control valve 240, and the line pressure and the secondary pressure are controlled according to the solenoid pressure.

図１０は、従来におけるソレノイド圧に対するライン圧とセカンダリ圧の特性を示す。横軸はリニアソレノイド弁の出力圧（ソレノイド圧）であり、縦軸は油圧である。図９のように１個のリニアソレノイド弁によってレギュレータ弁と挟圧コントロール弁とを制御した場合、ライン圧とセカンダリ圧とが共にソレノイド圧に比例した油圧になる。ライン圧の最低圧はセカンダリ圧の最低圧より高く、ライン圧の最高圧はセカンダリ圧の最高圧と等しく設定されている。挟圧コントロール弁はライン圧を元圧としているので、セカンダリ圧がライン圧を上回ることはない。 FIG. 10 shows the characteristics of the line pressure and the secondary pressure with respect to the conventional solenoid pressure. The horizontal axis is the output pressure (solenoid pressure) of the linear solenoid valve, and the vertical axis is the hydraulic pressure. When the regulator valve and the clamping pressure control valve are controlled by one linear solenoid valve as shown in FIG. 9, both the line pressure and the secondary pressure are hydraulic pressures proportional to the solenoid pressure. The minimum line pressure is higher than the minimum secondary pressure, and the maximum line pressure is set equal to the maximum secondary pressure. Since the clamping pressure control valve uses the line pressure as the original pressure, the secondary pressure does not exceed the line pressure.

図１１はレギュレータ弁２１０の一例の具体的構造を示す。レギュレータ弁２１０は、スプール２１１とスプリング２１２とを有し、スプリング２１２が配置されたポート２１３にはリニアソレノイド弁からソレノイド圧が入力されている。レギュレータ弁２１０には、ライン圧が入力される入力ポート２１４、ライン圧が信号圧としてフィードバックされる信号ポート２１５、ドレーンポート２１６，２１７が設けられている。ソレノイド圧が０のときには、信号ポート２１５に入力されるライン圧とその受圧面積との積がスプリング荷重と釣り合うようにライン圧が調圧され、ソレノイド圧が上昇するに従い、信号ポート２１５に入力されるライン圧と受圧面積との積と、ポート２１３に入力されるソレノイド圧と受圧面積との積とスプリング荷重との和とが釣り合うように、ライン圧が可変調圧される。 FIG. 11 shows a specific structure of an example of the regulator valve 210. The regulator valve 210 includes a spool 211 and a spring 212, and a solenoid pressure is input from a linear solenoid valve to a port 213 where the spring 212 is disposed. The regulator valve 210 is provided with an input port 214 to which the line pressure is input, a signal port 215 to which the line pressure is fed back as a signal pressure, and drain ports 216 and 217. When the solenoid pressure is 0, the line pressure is adjusted so that the product of the line pressure input to the signal port 215 and the pressure receiving area is balanced with the spring load. As the solenoid pressure increases, the line pressure is input to the signal port 215. The line pressure is modulated in such a manner that the product of the line pressure and the pressure receiving area and the sum of the solenoid pressure input to the port 213 and the pressure receiving area and the sum of the spring loads are balanced.

ライン圧は、油圧回路を構成する全てのバルブの元圧であり、各種ソレノイド弁の元圧を確保するために、最低保証圧Ｐmin が予め決められている。図１１に示すレギュレータ弁２１０の場合、スプリング荷重に釣り合うように信号ポート２１５にフィードバックされたライン圧が最低保証圧に相当する。そのため、ソレノイド圧が低い領域において、ライン圧がセカンダリ圧に比べてかなり高い油圧に調整され、必要分より高圧になる範囲が発生してしまう。図１０では、斜線で示す領域がライン圧の過剰分になる。そのため、オイルポンプの駆動損失が大きくなり、燃費に影響する。スプリング荷重を低くすれば、ライン圧の過剰分を低減することは可能であるが、ソレノイド圧が０近傍のときに最低保証圧Ｐmin を確保できなくなるという問題がある。 The line pressure is the original pressure of all valves constituting the hydraulic circuit, and the minimum guaranteed pressure Pmin is determined in advance to ensure the original pressure of various solenoid valves. In the case of the regulator valve 210 shown in FIG. 11, the line pressure fed back to the signal port 215 so as to balance the spring load corresponds to the minimum guaranteed pressure. Therefore, in a region where the solenoid pressure is low, the line pressure is adjusted to a considerably higher hydraulic pressure than the secondary pressure, and a range where the pressure is higher than necessary is generated. In FIG. 10, the shaded area is the excess line pressure. As a result, the drive loss of the oil pump increases, which affects fuel efficiency. If the spring load is lowered, it is possible to reduce the excess of the line pressure, but there is a problem that the minimum guaranteed pressure Pmin cannot be secured when the solenoid pressure is close to zero.

特許文献１には、無段変速機の油圧回路であって、リニアソレノイド弁の出力圧をレギュレータ弁と挟圧コントロール弁とに信号圧として入力し、それによってライン圧とベルト挟圧とを可変調圧するものが開示されている。特許文献１は、上述の油圧回路と同様に１つのソレノイド弁によってライン圧とベルト挟圧とを可変調圧するものであるが、レギュレータ弁の構造は図１１に示す構造と基本的に同じであり、図１０と同様に斜線で示すライン圧の過剰分が発生する。 Patent Document 1 discloses a hydraulic circuit of a continuously variable transmission, in which an output pressure of a linear solenoid valve is input as a signal pressure to a regulator valve and a clamping pressure control valve, thereby allowing line pressure and belt clamping pressure. What modulates pressure is disclosed. In Patent Document 1, as with the above-described hydraulic circuit, the line pressure and the belt clamping pressure are modulated by a single solenoid valve, but the structure of the regulator valve is basically the same as that shown in FIG. As in FIG. 10, an excess of the line pressure indicated by hatching occurs.

特許文献２には、プライマリプーリの制御信号圧とセカンダリプーリの制御信号圧とを利用してライン圧を制御することで、制御領域全体でライン圧を必要最小限に抑えるものが開示されている。しかし、特許文献２では、適正なライン圧設定を２つのソレノイド弁の信号圧で制御するものであり、油圧回路が複雑になると同時に、制御も複雑になるという問題がある。 Japanese Patent Application Laid-Open No. H10-228667 discloses a technique that controls the line pressure using the control signal pressure of the primary pulley and the control signal pressure of the secondary pulley, thereby minimizing the line pressure over the entire control region. . However, in Patent Document 2, an appropriate line pressure setting is controlled by signal pressures of two solenoid valves, and there is a problem that the hydraulic circuit becomes complicated and the control becomes complicated.

特許文献３には、レギュレータ弁にプランジャを追加して、リバース時にはリバース圧を導いてライン圧を増大させるものが開示されている。しかし、特許文献３はリバース時におけるライン圧の増圧に関するものであり、通常走行時におけるライン圧の過剰分を抑制するものではない。 Patent Document 3 discloses a method in which a plunger is added to a regulator valve to increase a line pressure by introducing a reverse pressure during reverse. However, Patent Document 3 relates to an increase in the line pressure during reverse, and does not suppress an excess of the line pressure during normal travel.

特開２００１−２１０１６号公報JP 2001-21016 A 特開２００９−６３０２０号公報JP 2009-63020 A 特開２００８−２７４９９９号公報JP 2008-274999 A

本発明の目的は、１つのソレノイド弁を用いてライン圧とセカンダリ圧とを制御する場合に、最低保証圧を確保しながらライン圧の過剰分を抑制することが可能なベルト式無段変速機の油圧制御装置を提供することにある。 An object of the present invention is to provide a belt type continuously variable transmission capable of suppressing an excessive amount of line pressure while ensuring a minimum guaranteed pressure when the line pressure and the secondary pressure are controlled using a single solenoid valve. It is to provide a hydraulic control apparatus.

前記目的を達成するため、本発明は、ベルトが巻きかけられたプライマリプーリとセカンダリプーリとを有し、前記両プーリにはそれぞれ可動シーブを作動させる油室が設けられ、前記セカンダリプーリの油室の供給油圧を制御することにより、ベルト挟圧を制御するベルト式無段変速機であって、オイルポンプの吐出圧を所定のライン圧に調圧するレギュレータ弁と、前記ライン圧が一定圧に減圧された上で供給され、電気信号に応じたソレノイド圧を発生するソレノイド弁と、前記ライン圧が供給され、前記セカンダリプーリの油室への供給油圧を前記ベルト挟圧を制御するための所定のセカンダリ圧に調圧する挟圧コントロール弁とを備え、前記ソレノイド圧が前記レギュレータ弁及び前記挟圧コントロール弁に信号圧として入力され、前記ソレノイド圧によってライン圧及びセカンダリ圧が制御される油圧制御装置において、前記レギュレータ弁は、前記ソレノイド圧が所定値以下の領域における前記ソレノイド圧に対するライン圧の上昇勾配を、前記ソレノイド圧が所定値より高い領域における前記ソレノイド圧に対するライン圧の上昇勾配よりも低くするライン圧調整手段を有することを特徴とする、油圧制御装置を提供する。 In order to achieve the above object, the present invention includes a primary pulley and a secondary pulley around which a belt is wound, each of the pulleys is provided with an oil chamber for operating a movable sheave, and the oil chamber of the secondary pulley. A belt type continuously variable transmission that controls the belt clamping pressure by controlling the hydraulic pressure supplied to the regulator, and regulates the discharge pressure of the oil pump to a predetermined line pressure, and the line pressure is reduced to a constant pressure. And a solenoid valve that generates a solenoid pressure corresponding to an electric signal and a line pressure supplied thereto, and a hydraulic pressure supplied to an oil chamber of the secondary pulley is a predetermined pressure for controlling the belt clamping pressure. A clamping pressure control valve that regulates the secondary pressure, and the solenoid pressure is input as a signal pressure to the regulator valve and the clamping pressure control valve. In the hydraulic control apparatus in which the line pressure and the secondary pressure are controlled by the solenoid pressure, the regulator valve has an increase gradient of the line pressure with respect to the solenoid pressure in a region where the solenoid pressure is not more than a predetermined value, and the solenoid pressure has a predetermined value. There is provided a hydraulic pressure control device having a line pressure adjusting means for lowering the slope of the line pressure with respect to the solenoid pressure in a higher region.

本発明では、１つのソレノイド弁によってレギュレータ弁と挟圧コントロール弁とを制御する油圧制御装置であって、レギュレータ弁がソレノイド圧の大きさによってソレノイド圧に対するライン圧の上昇勾配を変化させるライン圧調整手段を有する。すなわち、ソレノイド圧が所定値以下の領域におけるソレノイド圧に対するライン圧の上昇勾配を、ソレノイド圧が所定値より高い領域におけるソレノイド圧に対するライン圧の上昇勾配よりも低くする。そのため、ライン圧の最低保証圧はソレノイド圧が０におけるライン圧によって与えられる。一方、ソレノイド圧が所定値より高い領域では、ソレノイド圧に対するライン圧の上昇勾配が高くなるので、できるだけセカンダリ圧の特性に近づけることができ、ライン圧の過剰分を少なくすることができる。 In the present invention, a hydraulic pressure control device that controls a regulator valve and a clamping control valve with a single solenoid valve, the regulator valve changes the rising gradient of the line pressure with respect to the solenoid pressure according to the magnitude of the solenoid pressure. Have means. That is, the rising slope of the line pressure with respect to the solenoid pressure in the region where the solenoid pressure is equal to or lower than the predetermined value is set lower than the rising slope of the line pressure with respect to the solenoid pressure in the region where the solenoid pressure is higher than the predetermined value. Therefore, the minimum guaranteed pressure of the line pressure is given by the line pressure when the solenoid pressure is zero. On the other hand, in the region where the solenoid pressure is higher than the predetermined value, the rising gradient of the line pressure with respect to the solenoid pressure becomes high, so that the secondary pressure characteristic can be made as close as possible and the excess of the line pressure can be reduced.

ライン圧調整手段を構成するため、レギュレータ弁が、バルブスプールと、固定部とバルブスプールとの間に介装され、バルブスプールを一方向に付勢する第１スプリングと、バルブスプールの一端部と対向して配置され、ソレノイド圧を受けてバルブスプールを第１スプリングと同一方向に押すプランジャと、プランジャとバルブスプールとの間に介装された第２スプリングと、を備えた構造とするのが望ましい。ソレノイド圧が所定値以下の領域では、プランジャの移動を第２スプリングによって制限するため、バルブスプールに作用する力は変わらず、ライン圧を最低保証圧に維持できる。最低保証圧は、第１スプリングと第２スプリングのばね荷重の和、及び受圧面積によって設定できる。ソレノイド圧が所定値、つまり第２スプリングのばね荷重に相当する圧力より高くなると、プランジャがバルブスプールを直接押し上げるので、ライン圧をソレノイド圧に比例して上昇させることができる。この場合には、レギュレータ弁の一部を変更するだけでライン圧調整手段を構成できるので、既存の油圧回路を変更する必要がなく、構成を簡素化できる。 In order to constitute the line pressure adjusting means, a regulator valve is interposed between the valve spool, the fixed portion and the valve spool, and a first spring for urging the valve spool in one direction, one end of the valve spool, A structure is provided that includes a plunger that is disposed to face each other and receives a solenoid pressure to push the valve spool in the same direction as the first spring, and a second spring that is interposed between the plunger and the valve spool. desirable. In the region where the solenoid pressure is less than or equal to the predetermined value, the movement of the plunger is limited by the second spring, so that the force acting on the valve spool does not change and the line pressure can be maintained at the minimum guaranteed pressure. The minimum guaranteed pressure can be set by the sum of the spring loads of the first spring and the second spring and the pressure receiving area. When the solenoid pressure becomes higher than a predetermined value, that is, a pressure corresponding to the spring load of the second spring, the plunger directly pushes up the valve spool, so that the line pressure can be increased in proportion to the solenoid pressure. In this case, since the line pressure adjusting means can be configured only by changing a part of the regulator valve, it is not necessary to change the existing hydraulic circuit, and the configuration can be simplified.

以上のように、本発明によれば、レギュレータ弁にソレノイド圧の大きさによってソレノイド圧に対するライン圧の上昇勾配を変化させるライン圧調整手段を設けたので、ソレノイド圧が０の時のライン圧によって最低保証圧を確保でき、ソレノイド圧が所定値より高い領域では、ソレノイド圧に対するライン圧の上昇勾配が高くなるので、セカンダリ圧の特性に近づけることができ、ライン圧の過剰分を少なくすることができる。そのため、オイルポンプの駆動ロスを低減でき、燃費が向上する。 As described above, according to the present invention, the regulator valve is provided with the line pressure adjusting means for changing the rising gradient of the line pressure with respect to the solenoid pressure according to the magnitude of the solenoid pressure, so that the line pressure when the solenoid pressure is zero is used. In the region where the minimum guaranteed pressure can be ensured and the solenoid pressure is higher than the predetermined value, the line pressure rise gradient with respect to the solenoid pressure becomes high, so it can be close to the characteristics of the secondary pressure and the excess of the line pressure can be reduced. it can. Therefore, the driving loss of the oil pump can be reduced, and the fuel consumption is improved.

本発明に係る無段変速機を搭載した車両の構成を示すスケルトン図である。1 is a skeleton diagram showing a configuration of a vehicle equipped with a continuously variable transmission according to the present invention. 本発明に係る無段変速機の油圧制御装置の一例を示す回路図である。It is a circuit diagram showing an example of a hydraulic control device of a continuously variable transmission according to the present invention. 本発明に係るレギュレータ弁の第１実施例の断面図である。It is sectional drawing of 1st Example of the regulator valve which concerns on this invention. 図３に示すレギュレータ弁を用いた場合の、ソレノイド圧に対するライン圧及びセカンダリ圧の各特性を示す図である。It is a figure which shows each characteristic of the line pressure with respect to solenoid pressure, and a secondary pressure at the time of using the regulator valve shown in FIG. 本発明に係るレギュレータ弁の第２実施例の断面図である。It is sectional drawing of 2nd Example of the regulator valve which concerns on this invention. 図５に示すレギュレータ弁を用いた場合の、ソレノイド圧に対するライン圧及びセカンダリ圧の各特性を示す図である。It is a figure which shows each characteristic of the line pressure with respect to solenoid pressure, and a secondary pressure at the time of using the regulator valve shown in FIG. レギュレータ弁の比較例の断面図である。It is sectional drawing of the comparative example of a regulator valve. 図７に示すレギュレータ弁を用いた場合の、ソレノイド圧に対するライン圧及びセカンダリ圧の各特性を示す図である。It is a figure which shows each characteristic of the line pressure with respect to solenoid pressure, and a secondary pressure at the time of using the regulator valve shown in FIG. 従来のベルト式無段変速機の油圧回路の一例である。It is an example of the hydraulic circuit of the conventional belt type continuously variable transmission. 従来のソレノイド圧に対するライン圧及びセカンダリ圧の各特性を示す図である。It is a figure which shows each characteristic of the line pressure with respect to the conventional solenoid pressure, and a secondary pressure. 従来のレギュレータ弁の断面図である。It is sectional drawing of the conventional regulator valve.

図１は本発明に係るベルト式無段変速機を搭載した車両の構成の一例を示す。エンジン１の出力軸１ａは、無段変速機２を介してドライブシャフト（出力軸）３２に接続されている。無段変速機２には、トルクコンバータ３、変速装置４、油圧制御装置７及びエンジン１により駆動されるオイルポンプ６などが設けられている。 FIG. 1 shows an example of the configuration of a vehicle equipped with a belt type continuously variable transmission according to the present invention. An output shaft 1 a of the engine 1 is connected to a drive shaft (output shaft) 32 via a continuously variable transmission 2. The continuously variable transmission 2 is provided with a torque converter 3, a transmission 4, a hydraulic control device 7, an oil pump 6 driven by the engine 1, and the like.

無段変速機２は、トルクコンバータ３のタービン軸５の回転を正逆切り替えてプライマリ軸１０に伝達する前後進切替装置８、プライマリプーリ１１とセカンダリプーリ２１との間にベルト１５を巻き掛けた変速装置４、セカンダリ軸２０の動力をドライブシャフト３２に伝達するデファレンシャル装置３０などで構成されている。 The continuously variable transmission 2 has a belt 15 wound between a forward / reverse switching device 8 that forward / reversely switches the rotation of the turbine shaft 5 of the torque converter 3 and transmits the rotation to the primary shaft 10, and the primary pulley 11 and the secondary pulley 21. The transmission 4 includes a differential device 30 that transmits the power of the secondary shaft 20 to the drive shaft 32.

前後進切替装置８は、遊星歯車機構８０と逆転ブレーキＢ１と直結クラッチＣ１とで構成されている。遊星歯車機構８０のサンギヤ８１が入力部材であるタービン軸５に連結され、リングギヤ８２が出力部材であるプライマリ軸１０に連結されている。逆転ブレーキＢ１はピニオンギヤ８３を支えるキャリア８４とトランスミッションケースとの間に設けられ、直結クラッチＣ１はキャリア８４とサンギヤ８１との間に設けられている。直結クラッチＣ１を解放して逆転ブレーキＢ１を締結すると、前進走行状態となり、逆に、逆転ブレーキＢ１を解放して直結クラッチＣ１を締結すると、後進走行状態となる。 The forward / reverse switching device 8 includes a planetary gear mechanism 80, a reverse brake B1, and a direct coupling clutch C1. A sun gear 81 of the planetary gear mechanism 80 is connected to the turbine shaft 5 as an input member, and a ring gear 82 is connected to the primary shaft 10 as an output member. The reverse brake B1 is provided between the carrier 84 supporting the pinion gear 83 and the transmission case, and the direct coupling clutch C1 is provided between the carrier 84 and the sun gear 81. When the direct clutch C1 is released and the reverse brake B1 is engaged, the vehicle travels forward. Conversely, when the reverse brake B1 is released and the direct clutch C1 is engaged, the vehicle travels backward.

プライマリプーリ１１は、プライマリ軸１０上に一体に形成された固定シーブ１１ａと、プライマリ軸１０上に軸方向移動自在に、かつ一体回転可能に支持された可動シーブ１１ｂとを備えている。可動シーブ１１ｂの背後には、プライマリ軸１０に固定されたシリンダ１２が設けられ、可動シーブ１１ｂとシリンダ１２との間に油室１３が形成されている。油室１３へ供給される作動油を、後述するレシオコントロール弁７６，７７で流量制御することにより、変速制御が実施される。 The primary pulley 11 includes a fixed sheave 11a integrally formed on the primary shaft 10, and a movable sheave 11b supported on the primary shaft 10 so as to be axially movable and integrally rotatable. A cylinder 12 fixed to the primary shaft 10 is provided behind the movable sheave 11 b, and an oil chamber 13 is formed between the movable sheave 11 b and the cylinder 12. Shift control is performed by controlling the flow rate of the hydraulic oil supplied to the oil chamber 13 with ratio control valves 76 and 77 described later.

セカンダリプーリ２１は、セカンダリ軸２０上に一体に形成された固定シーブ２１ａと、セカンダリ軸２０上に軸方向移動自在に、かつ一体回転可能に支持された可動シーブ２１ｂとを備えている。可動シーブ２１ｂの背後には、セカンダリ軸２０に固定されたピストン２２が設けられ、可動シーブ２１ｂとピストン２２との間に油室２３が形成されている。この油室２３への供給油圧（セカンダリ圧）を制御することにより、トルク伝達に必要なベルト挟圧力が与えられる。なお、油室２３には初期挟圧力を与えるバイアススプリング２４が配置されている。セカンダリプーリ２１の油室２３の近傍の供給油路中には、セカンダリ圧を検出する油圧センサ１０８が設けられている。 The secondary pulley 21 includes a fixed sheave 21a formed integrally on the secondary shaft 20, and a movable sheave 21b supported on the secondary shaft 20 so as to be axially movable and integrally rotatable. A piston 22 fixed to the secondary shaft 20 is provided behind the movable sheave 21 b, and an oil chamber 23 is formed between the movable sheave 21 b and the piston 22. By controlling the hydraulic pressure (secondary pressure) supplied to the oil chamber 23, a belt clamping pressure necessary for torque transmission is applied. In addition, a bias spring 24 for providing an initial clamping pressure is disposed in the oil chamber 23. In the supply oil passage in the vicinity of the oil chamber 23 of the secondary pulley 21, a hydraulic pressure sensor 108 that detects the secondary pressure is provided.

セカンダリ軸２０の一方の端部はエンジン側に向かって延び、この端部に出力ギヤ２７が固定されている。出力ギヤ２７はデファレンシャル装置３０のリングギヤ３１に噛み合っており、デファレンシャル装置３０から左右に延びるドライブシャフト３２に動力が伝達され、車輪が駆動される。 One end portion of the secondary shaft 20 extends toward the engine side, and the output gear 27 is fixed to this end portion. The output gear 27 meshes with the ring gear 31 of the differential device 30, and power is transmitted from the differential device 30 to the drive shaft 32 extending left and right to drive the wheels.

無段変速機２は電子制御装置１００（図１参照）によって制御される。電子制御装置１００には、エンジン回転数センサ１０１、車速センサ（又はセカンダリプーリ回転数センサ）１０２、スロットル開度（又はアクセル開度）センサ１０３、シフトポジションセンサ１０４、プライマリプーリ回転数センサ１０５、及びセカンダリ圧を検出する油圧センサ１０８からそれぞれ検出信号が入力されている。入力信号として、その他の信号（例えばブレーキ信号、ＣＶＴの作動油温など）を入力してもよいことは勿論である。プライマリプーリ回転数センサ１０５及び車速センサ１０２の検出信号により、プーリ比を検出できる。 The continuously variable transmission 2 is controlled by an electronic control unit 100 (see FIG. 1). The electronic control unit 100 includes an engine speed sensor 101, a vehicle speed sensor (or secondary pulley speed sensor) 102, a throttle opening (or accelerator opening) sensor 103, a shift position sensor 104, a primary pulley speed sensor 105, and Detection signals are respectively input from the hydraulic pressure sensors 108 that detect the secondary pressure. Of course, other signals (for example, brake signal, CVT hydraulic oil temperature, etc.) may be input as the input signal. The pulley ratio can be detected based on detection signals from the primary pulley rotation speed sensor 105 and the vehicle speed sensor 102.

電子制御装置１００は、油圧制御装置７に内蔵されたソレノイド弁を制御している。油圧制御装置７は、オイルポンプ６、プライマリプーリ１１の油室１３、セカンダリプーリ２１の油室２３、逆転ブレーキＢ１、直結クラッチＣ１とそれぞれ配管を介して接続されている。電子制御装置１００は、車速とスロットル開度とに応じて予め設定された変速マップに従って目標プーリ比又はプライマリ回転数を決定し、油圧制御装置７内のソレノイド弁を制御することによって、無段変速機２のプライマリプーリ１１の油室１３への供給油量を調整し、プーリ比又はプライマリ回転数を目標値へとフィードバック制御している。また、エンジントルクと変速比とからベルト伝達トルクを求め、ベルト滑りを発生させない最低限のベルト挟圧力となるように、セカンダリプーリ２１の油室２３への供給油圧（セカンダリ圧）を目標値へとフィードバック制御している。この際、油圧センサ１０８で実際のセカンダリ圧が検出される。 The electronic control device 100 controls a solenoid valve built in the hydraulic control device 7. The hydraulic control device 7 is connected to the oil pump 6, the oil chamber 13 of the primary pulley 11, the oil chamber 23 of the secondary pulley 21, the reverse brake B1, and the direct coupling clutch C1 through pipes. The electronic control unit 100 determines the target pulley ratio or the primary rotational speed in accordance with a shift map set in advance according to the vehicle speed and the throttle opening, and controls the solenoid valve in the hydraulic control unit 7 to continuously change the speed. The amount of oil supplied to the oil chamber 13 of the primary pulley 11 of the machine 2 is adjusted, and the pulley ratio or the primary rotational speed is feedback controlled to the target value. Further, the belt transmission torque is obtained from the engine torque and the gear ratio, and the hydraulic pressure (secondary pressure) supplied to the oil chamber 23 of the secondary pulley 21 is set to the target value so that the minimum belt clamping pressure that does not cause belt slippage is obtained. And feedback control. At this time, the actual secondary pressure is detected by the hydraulic pressure sensor 108.

図２は油圧制御装置７の一例の油圧回路図である。図２において、レギュレータ弁７１はオイルポンプ６の吐出圧を所定のライン圧Ｐ_L に調圧する弁である。クラッチモジュレータ弁７２はライン圧を減圧して、リニアソレノイド弁ＳＬＳの元圧及び直結クラッチＣ１，逆転ブレーキＢ１への元圧となるクラッチモジュレータ圧Ｐcmを出力する減圧弁である。ソレノイドモジュレータ弁７３は、クラッチモジュレータ圧Ｐcmを調圧して、アップシフト用ソレノイド弁ＤＳ１、ダウンシフト用ソレノイド弁ＤＳ２の元圧となる一定のソレノイドモジュレータ圧Ｐsmを発生する弁である。ガレージシフト弁７４は、ガレージシフト時に直結クラッチＣ１及び逆転ブレーキＢ１への供給圧を過渡制御できるように油路を切り替える切替弁である。マニュアル弁７５はマニュアル弁７５はシフトレバーと機械的に連結された手動操作弁である。アップシフト用レシオコントロール弁７６及びダウンシフト用レシオコントロール弁７７は、ソレノイド弁ＤＳ１、ＤＳ２が出力するアップシフト用信号圧Ｐds1 とダウンシフト用信号圧Ｐds2 との相対関係によって、プライマリ油室１３に給排される作動油量を調整する流量制御弁である。レシオチェック弁７８は、閉じ込み制御のために、プライマリ油室１３への作動油を流量制御から圧力制御に切り替えて、プライマリ油室１３の油圧とセカンダリ油室２３の油圧との比率を予め設定された関係に保持するための弁である。 FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram of an example of the hydraulic control device 7. 2, the regulator valve 71 is a valve for pressurizing regulating the discharge pressure of the oil pump 6 to predetermined line pressure P _L. The clutch modulator valve 72 is a pressure reducing valve that reduces the line pressure and outputs the original pressure of the linear solenoid valve SLS and the original clutch modulator pressure Pcm to the direct connection clutch C1 and the reverse brake B1. The solenoid modulator valve 73 is a valve that regulates the clutch modulator pressure Pcm to generate a constant solenoid modulator pressure Psm that is the original pressure of the upshift solenoid valve DS1 and the downshift solenoid valve DS2. The garage shift valve 74 is a switching valve that switches the oil passage so that the supply pressure to the direct coupling clutch C1 and the reverse brake B1 can be transiently controlled during the garage shift. The manual valve 75 is a manually operated valve that is mechanically connected to the shift lever. The upshift ratio control valve 76 and the downshift ratio control valve 77 are supplied to the primary oil chamber 13 by the relative relationship between the upshift signal pressure Pds1 and the downshift signal pressure Pds2 output from the solenoid valves DS1 and DS2. This is a flow rate control valve that adjusts the amount of hydraulic oil discharged. The ratio check valve 78 switches the hydraulic oil to the primary oil chamber 13 from the flow rate control to the pressure control for closing control, and presets the ratio between the hydraulic pressure in the primary oil chamber 13 and the hydraulic pressure in the secondary oil chamber 23. It is a valve to keep in the established relationship.

挟圧コントロール弁７９は、セカンダリプーリ２１の油室２３への供給油圧を所望のセカンダリ圧に調圧する圧力制御弁である。挟圧コントロール弁７９の一端側にスプリング７９ａが配置され、スプリング７９ａを配置したポート７９ｂにソレノイド圧Ｐsls が信号圧として入力されている。スプリング７９ａと対向する他端側の信号ポート７９ｃには、ソレノイドモジュレータ圧Ｐsmが入力されている。入力ポート７９ｄにはライン圧が供給され、出力ポート７９ｅはセカンダリプーリ２１の油室２３と接続され、信号ポート７９ｆにはセカンダリ圧が挟圧コントロール弁７９をスプリング７９ａと対向方向に付勢するべくフィードバックされている。そのため、セカンダリ圧はソレノイド圧Ｐsls 比例した油圧に調圧される。なお、ソレノイド圧が０の時のセカンダリ圧は、ライン圧の最低保証圧より低く、０より高い圧に設定されている。 The clamping pressure control valve 79 is a pressure control valve that regulates the hydraulic pressure supplied to the oil chamber 23 of the secondary pulley 21 to a desired secondary pressure. A spring 79a is arranged on one end side of the clamping pressure control valve 79, and the solenoid pressure Psls is inputted as a signal pressure to a port 79b where the spring 79a is arranged. The solenoid modulator pressure Psm is input to the signal port 79c on the other end facing the spring 79a. Line pressure is supplied to the input port 79d, the output port 79e is connected to the oil chamber 23 of the secondary pulley 21, and the secondary pressure is applied to the signal port 79f so as to bias the pinching control valve 79 in a direction opposite to the spring 79a. Feedback has been provided. Therefore, the secondary pressure is adjusted to a hydraulic pressure proportional to the solenoid pressure Psls. The secondary pressure when the solenoid pressure is 0 is set to a pressure lower than the minimum guaranteed pressure of the line pressure and higher than 0.

リニアソレノイド弁ＳＬＳは、指示電流に応じてクラッチモジュレータ圧Ｐcmを可変調圧し、指示電流に比例したソレノイド圧Ｐsls を出力するものである。ソレノイド圧Ｐsls は、ライン圧の調圧制御、逆転ブレーキＢ１と直結クラッチＣ１のガレージシフト時の過渡制御、セカンダリ圧の調圧制御などに用いられる。アップシフト用ソレノイド弁ＤＳ１及びダウンシフト用ソレノイド弁ＤＳ２は、入力されるデューティ比信号に応じてソレノイドモジュレータ圧Ｐsmを調圧し、アップシフト用信号圧Ｐds1 とダウンシフト用信号圧Ｐds2 とをそれぞれ出力する。本実施形態では、リニアソレノイド弁ＳＬＳは常開型のリニアソレノイド弁、ソレノイド弁ＤＳ１，ＤＳ２は共に常閉型のデューティソレノイド弁を使用している。 The linear solenoid valve SLS modulates the clutch modulator pressure Pcm according to the command current and outputs a solenoid pressure Psls proportional to the command current. The solenoid pressure Psls is used for line pressure regulation control, transient control during garage shift of the reverse brake B1 and the direct coupling clutch C1, secondary pressure regulation control, and the like. The upshift solenoid valve DS1 and the downshift solenoid valve DS2 regulate the solenoid modulator pressure Psm according to the input duty ratio signal, and output the upshift signal pressure Pds1 and the downshift signal pressure Pds2, respectively. . In this embodiment, the linear solenoid valve SLS uses a normally open linear solenoid valve, and the solenoid valves DS1 and DS2 both use a normally closed duty solenoid valve.

図２に示す油圧制御装置７のうち、レギュレータ弁７１、減圧弁７２、挟圧コントロール弁７９、リニアソレノイド弁ＳＬＳを結ぶ油路構成は図９と同様であり、レギュレータ弁７１を除く他の弁は本発明と直接関係がないため、本明細書では詳しい説明を省略する。 2, the oil passage configuration connecting the regulator valve 71, the pressure reducing valve 72, the clamping pressure control valve 79, and the linear solenoid valve SLS is the same as that in FIG. Is not directly related to the present invention, and detailed description thereof is omitted in this specification.

−第１実施例−
図３に、本発明に係るレギュレータ弁７１の第１実施例を示す。レギュレータ弁７１は、バルブボデー９０内を上下に移動自在なバルブスプール９１を備えており、バルブボデー９０に固定されたガイド部材（固定部材）９５とバルブスプール９１との間に、バルブスプール９１を図３の上方向に付勢する第１スプリング９２が介装されている。なお、ガイド部材９５はキー９６によってバルブボデー９０に対して抜け止めされている。バルブスプール９１の一端部と対向して、ソレノイド圧Ｐsls を受けてバルブスプール９１を第１スプリング９２と同一方向に押すプランジャ９３が配置され、さらにプランジャ９３とバルブスプール９１との間に第２スプリング９４が配置されている。バルブボデー９０には、ライン圧（オイルポンプの吐出圧）が供給される入力ポート９０ａ、ライン圧が信号圧として入力される信号ポート９０ｂ、入力ポート９０ａから供給された油をオイルポンプ６の吸込み側へ排出するドレーンポート９０ｃが設けられている。プランジャ９３はガイド部材９５内を上下に移動自在であり、このガイド部材９５の側壁にソレノイド圧Ｐsls が入力される信号ポート９０ｄが形成され、ソレノイド圧Ｐsls をプランジャ９３の下面側に作用させるよう構成されている。なお、信号ポート９０ｄにはオリフィスとして機能する小さな連通穴が形成されているので、格別のオリフィスを省略できる。バルブスプール９１のプランジャ側と反対側の端部に設けられた信号ポート９０ｅはドレーンされ、スプリング９２、９４が収容されたポート９０ｆもドレーンされている。 -1st Example-
FIG. 3 shows a first embodiment of a regulator valve 71 according to the present invention. The regulator valve 71 includes a valve spool 91 that can move up and down in the valve body 90. The valve spool 91 is interposed between a guide member (fixed member) 95 fixed to the valve body 90 and the valve spool 91. A first spring 92 that biases upward in FIG. 3 is interposed. The guide member 95 is secured to the valve body 90 by a key 96. A plunger 93 is arranged opposite to one end of the valve spool 91 to receive the solenoid pressure Psls and push the valve spool 91 in the same direction as the first spring 92. Further, a second spring is interposed between the plunger 93 and the valve spool 91. 94 is arranged. The valve body 90 has an input port 90a to which a line pressure (oil pump discharge pressure) is supplied, a signal port 90b to which the line pressure is input as a signal pressure, and oil supplied from the input port 90a is sucked into the oil pump 6 A drain port 90c for discharging to the side is provided. The plunger 93 is movable up and down in the guide member 95, and a signal port 90 d for inputting the solenoid pressure Psls is formed on the side wall of the guide member 95, and the solenoid pressure Psls is applied to the lower surface side of the plunger 93. Has been. Since the signal port 90d has a small communication hole that functions as an orifice, a special orifice can be omitted. The signal port 90e provided at the end opposite to the plunger side of the valve spool 91 is drained, and the port 90f in which the springs 92 and 94 are accommodated is also drained.

本実施例では、第１スプリング９２の一端部を支持するばね受け部としてガイド部材９５を用いたが、ガイド部材９５に代えてバルブボデー９０自身にばね受け部を設けてもよいし、第１スプリング９２を支持するばね受け部材をバルブボデー９０に別に装着してもよい。また、プランジャ９３を移動自在にガイドする部材としてガイド部材９５を用いたが、バルブボデー９０にプランジャ９３を移動自在にガイドする部分を形成してもよい。なお、実施例のように、ガイド部材９５が第１スプリング９２のばね受け部材と、プランジャ９３のガイド部材と、ソレノイド圧Ｐsls が入力される信号ポート９０ｄとを兼ねる場合には、部品数が少なく、かつ効率的に構成できる。 In the present embodiment, the guide member 95 is used as a spring receiving portion that supports one end of the first spring 92. However, the valve body 90 itself may be provided with a spring receiving portion instead of the guide member 95, A spring receiving member that supports the spring 92 may be separately attached to the valve body 90. Further, although the guide member 95 is used as a member for guiding the plunger 93 so as to be movable, a portion for guiding the plunger 93 so as to be movable may be formed on the valve body 90. As in the embodiment, when the guide member 95 serves as the spring receiving member of the first spring 92, the guide member of the plunger 93, and the signal port 90d to which the solenoid pressure Psls is input, the number of parts is small. And can be configured efficiently.

ここで、信号ポート９０ｂにおけるバルブスプール９１を下方へ押すライン圧Ｐ_L の受圧面積をＡ、プランジャ９３を上方へ押すソレノイド圧Ｐsls の受圧面積をＢ、第１スプリング９２のばね荷重をＳＰ１、第２スプリング９４のばね荷重をＳＰ２とする。
Ｂ×Ｐsls ≦ＳＰ２の時、図３の左半分に示すように、第２スプリング９４によってプランジャ９３が動かないので、
Ａ×Ｐ_L ＝ＳＰ１＋ＳＰ２
であり、ライン圧Ｐ_L は一定値に保持される。この一定値が最低保証圧である。
Ｂ×Ｐsls ＞ＳＰ２になると、図３の右半分に示すように、プランジャ９３が第２スプリング９４に打ち勝って動き、バルブスプール９１に接触するので、
Ａ×Ｐ_L ＝ＳＰ１＋Ｂ×Ｐsls
となり、ソレノイド圧Ｐsls に比例したライン圧Ｐ_L に調圧される。 Here, the pressure receiving area of the line pressure P _{L that} pushes the valve spool 91 downward in the signal port 90b is A, the pressure receiving area of the solenoid pressure Psls that pushes the plunger 93 upward is B, the spring load of the first spring 92 is SP1, The spring load of the two springs 94 is SP2.
When B × Psls ≦ SP2, the plunger 93 does not move by the second spring 94 as shown in the left half of FIG.
A × P _L = SP1 + SP2
And the line pressure P _L is held at a constant value. This constant value is the minimum guaranteed pressure.
When B × Psls> SP2, as shown in the right half of FIG. 3, the plunger 93 overcomes the second spring 94 and contacts the valve spool 91.
A × P _L = SP1 + B × Psls
Thus, the pressure is adjusted to a line pressure P _L proportional to the solenoid pressure Psls.

図４は、図３に示すレギュレータ弁７１におけるライン圧特性を示す。なお、図４には、従来のライン圧特性とセカンダリ圧特性も記載されているが、これら特性は図１０に記載されたものと同じである。ソレノイド圧が所定値Ｓ１（＝ＳＰ２／Ｂ）以下の領域では、ライン圧は一定値（最低保証圧Ｐmin ）に保持される。この一定値は、第１スプリング９２と第２スプリング９４のばね荷重の和と、受圧面積Ａとによって設定できる。ソレノイド圧が所定値Ｓ１を越えると、ライン圧はソレノイド圧に比例して上昇する。本発明のライン圧の上昇勾配は従来のライン圧の上昇勾配より大きく、セカンダリ圧の上昇勾配より小さく設定され、ライン圧の最大値とセカンダリ圧の最大値とは等しく設定されている。この設定は、受圧面積Ａ，Ｂによって調整できる。このように、最低保証圧を確保しながら、ライン圧をセカンダリ圧より少しだけ高い圧に調圧できるので、制御領域全体にわたってライン圧を必要最小限に抑えることができ、オイルポンプの駆動損失を低減できる。 FIG. 4 shows line pressure characteristics in the regulator valve 71 shown in FIG. 4 also shows the conventional line pressure characteristics and secondary pressure characteristics, these characteristics are the same as those described in FIG. In the region where the solenoid pressure is less than or equal to the predetermined value S1 (= SP2 / B), the line pressure is held at a constant value (minimum guaranteed pressure Pmin). This constant value can be set by the sum of the spring loads of the first spring 92 and the second spring 94 and the pressure receiving area A. When the solenoid pressure exceeds the predetermined value S1, the line pressure increases in proportion to the solenoid pressure. The rising slope of the line pressure of the present invention is set larger than the rising slope of the conventional line pressure and smaller than the rising slope of the secondary pressure, and the maximum value of the line pressure and the maximum value of the secondary pressure are set equal. This setting can be adjusted by the pressure receiving areas A and B. In this way, the line pressure can be adjusted to a pressure that is slightly higher than the secondary pressure while ensuring the minimum guaranteed pressure, so the line pressure can be kept to the minimum necessary over the entire control area, and the oil pump drive loss can be reduced. Can be reduced.

−第２実施例−
図５に、本発明に係るレギュレータ弁７１Ａの第２実施例の構造を示す。第１実施例と同一機能部分には同一符号を付して重複説明を省略する。この実施例では、バルブボデー９０にプラグ９７が固定され、バルブスプール９１とプラグ９７との間に軸方向に移動自在なプランジャ９３が配置されている。バルブスプール９１とプランジャ９３との間に第１スプリング９２が配置され、プランジャ９３とプラグ９７との間に第２スプリング９４が配置されている。第１スプリング９２と第２スプリング９４の初期ばね荷重は等しい。第１スプリング９２が配置された空間と連通するポート９０ｆはドレーンされ、第２スプリング９４が配置された空間と連通する信号ポート９０ｄにはソレノイド圧Ｐsls が入力されている。 -Second Example-
FIG. 5 shows the structure of a second embodiment of the regulator valve 71A according to the present invention. The same functional parts as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and redundant description is omitted. In this embodiment, a plug 97 is fixed to the valve body 90, and a plunger 93 that is movable in the axial direction is disposed between the valve spool 91 and the plug 97. A first spring 92 is disposed between the valve spool 91 and the plunger 93, and a second spring 94 is disposed between the plunger 93 and the plug 97. The initial spring loads of the first spring 92 and the second spring 94 are equal. The port 90f communicating with the space where the first spring 92 is disposed is drained, and the solenoid pressure Psls is inputted to the signal port 90d communicating with the space where the second spring 94 is disposed.

図６は図５に示すレギュレータ弁７１Ａによるライン圧特性を示す。この実施例では、ソレノイド圧が所定値Ｓ２以下の領域において、プランジャ９３が第１，第２スプリング９２，９４によってバルブスプール９１とプラグ９７との中間位置に保持されている（図５の左半分に示す）。そのため、図６に示すように、ライン圧はソレノイド圧の増大につれて緩やかな勾配で上昇する。この勾配は、従来のライン圧の上昇勾配より小さい。ソレノイド圧が所定値Ｓ２を越えると、プランジャ９３がバルブスプール９１に当接し、プランジャ９３とバルブスプール９１とが一体で動く。そのため、ソレノイド圧が所定値Ｓ２以下の領域に比べて、ライン圧はソレノイド圧に応じて大きな勾配で上昇する。 FIG. 6 shows line pressure characteristics of the regulator valve 71A shown in FIG. In this embodiment, the plunger 93 is held at an intermediate position between the valve spool 91 and the plug 97 by the first and second springs 92 and 94 in the region where the solenoid pressure is equal to or less than the predetermined value S2 (the left half of FIG. 5). To show). Therefore, as shown in FIG. 6, the line pressure rises with a gentle gradient as the solenoid pressure increases. This gradient is smaller than the conventional line pressure increasing gradient. When the solenoid pressure exceeds a predetermined value S2, the plunger 93 comes into contact with the valve spool 91, and the plunger 93 and the valve spool 91 move together. Therefore, the line pressure rises with a large gradient according to the solenoid pressure as compared with the region where the solenoid pressure is equal to or less than the predetermined value S2.

この実施例の場合も、ソレノイド圧がＳ２以上のライン圧の上昇勾配は従来のライン圧の上昇勾配より大きく、セカンダリ圧の上昇勾配より小さく設定され、ライン圧の最大値とセカンダリ圧の最大値とは等しく設定されている。そのため、ライン圧をセカンダリ圧より少しだけ高い圧に調圧でき、制御領域全体にわたってライン圧を必要最小限に抑えることができる。また、ソレノイド圧が所定値Ｓ２以下の領域では、ライン圧が緩やかに上昇するので、所定値Ｓ２でのライン圧の勾配変化が小さくて済む。 Also in this embodiment, the rising gradient of the line pressure at which the solenoid pressure is S2 or higher is set larger than the conventional rising gradient of the line pressure and smaller than the rising gradient of the secondary pressure, and the maximum value of the line pressure and the maximum value of the secondary pressure are set. Are set equal. Therefore, the line pressure can be adjusted to a pressure that is slightly higher than the secondary pressure, and the line pressure can be minimized over the entire control region. Further, in the region where the solenoid pressure is equal to or less than the predetermined value S2, the line pressure gradually increases, so that the change in the line pressure gradient at the predetermined value S2 can be small.

−比較例−
図７はレギュレータ弁の比較例を示し、図８はこのレギュレータ弁７１Ｂによるライン圧特性を示す。この比較例は、第２実施例（図５）における第２スプリング９４を省略したものであり、バルブスプール９１とプランジャ９３との間に第１スプリング９２のみが配置されている。 -Comparative example-
FIG. 7 shows a comparative example of the regulator valve, and FIG. 8 shows a line pressure characteristic by the regulator valve 71B. In this comparative example, the second spring 94 in the second embodiment (FIG. 5) is omitted, and only the first spring 92 is disposed between the valve spool 91 and the plunger 93.

比較例の場合も、図８に示すように、ソレノイド圧が所定値Ｓ３以下の領域では最低保証圧Ｐmin を確保することができ、所定値Ｓ３を越えると、ライン圧をソレノイド圧に比例して変化させることができる。しかし、ライン圧特性が二点鎖線で示すようにゼロ点を通る特性となるので、予め設定されたセカンダリ圧より低い特性になるという欠点がある。セカンダリ圧はライン圧を上回ることはないので、必然的にセカンダリ圧の上限がライン圧特性によって制限され、所望のセカンダリ圧を得ることができなくなる。このことは、ベルト挟圧が不足する可能性を招き、ベルト滑りの原因になる。これに対し、本発明では２個のスプリングの作用によって図４、図６に示すように、ライン圧がセカンダリ圧より常に高くなるように設定できるので、ベルト挟圧が不足するという事態を防止できる。 In the case of the comparative example as well, as shown in FIG. 8, the minimum guaranteed pressure Pmin can be secured in the region where the solenoid pressure is equal to or less than the predetermined value S3. When the solenoid pressure exceeds the predetermined value S3, the line pressure is proportional to the solenoid pressure. Can be changed. However, since the line pressure characteristic is a characteristic that passes through the zero point as indicated by a two-dot chain line, there is a disadvantage that the characteristic is lower than a preset secondary pressure. Since the secondary pressure does not exceed the line pressure, the upper limit of the secondary pressure is inevitably limited by the line pressure characteristics, and a desired secondary pressure cannot be obtained. This causes a possibility that the belt clamping pressure is insufficient, and causes belt slippage. On the other hand, in the present invention, the line pressure can be set to be always higher than the secondary pressure as shown in FIGS. 4 and 6 by the action of the two springs, so that the situation where the belt clamping pressure is insufficient can be prevented. .

前記実施例では、レギュレータ弁及び挟圧コントロール弁を制御するためのソレノイド弁としてリニアソレノイド弁を使用したが、デューティソレノイド弁を使用することもできる。また、本発明のレギュレータ弁の構造は、図３及び図５に限るものではなく、ソレノイド圧が所定値以下の領域では所定値以上の領域に比べて、ライン圧の上昇勾配が小さい特性が得られる構造であれば、任意に変更可能である。 In the above embodiment, the linear solenoid valve is used as the solenoid valve for controlling the regulator valve and the clamping pressure control valve. However, a duty solenoid valve may be used. Further, the structure of the regulator valve of the present invention is not limited to that shown in FIGS. 3 and 5, and a characteristic in which the rising pressure of the line pressure is smaller in the region where the solenoid pressure is lower than the predetermined value is obtained compared to the region where the solenoid pressure is higher than the predetermined value. Any structure can be arbitrarily changed.

１エンジン
２無段変速機
４変速装置
６オイルポンプ
７油圧制御装置
１１プライマリプーリ
１３プライマリ油室
２１セカンダリプーリ
２３セカンダリ油室
７１レギュレータ弁
７９挟圧コントロール弁
９０バルブボデー
９１バルブスプール
９２第１スプリング
９３プランジャ
９４第２スプリング
９５ガイド部材
ＳＬＳリニアソレノイド弁 1 Engine 2 Continuously Variable Transmission 4 Transmission 6 Oil Pump 7 Hydraulic Control Device 11 Primary Pulley 13 Primary Oil Chamber 21 Secondary Pulley 23 Secondary Oil Chamber 71 Regulator Valve 79 Nipping Control Valve 90 Valve Body 91 Valve Spool 92 First Spring 93 Plunger 94 Second spring 95 Guide member SLS Linear solenoid valve

Claims

A primary pulley and a secondary pulley around which a belt is wound are provided, and both pulleys are provided with oil chambers for operating a movable sheave,
A belt type continuously variable transmission that controls the belt clamping pressure by controlling the hydraulic pressure supplied to the oil chamber of the secondary pulley,
A regulator valve that regulates the discharge pressure of the oil pump to a predetermined line pressure;
A solenoid valve that is supplied after the line pressure is reduced to a constant pressure and generates a solenoid pressure according to an electrical signal;
A clamping pressure control valve that is supplied with the line pressure and regulates the hydraulic pressure supplied to the oil chamber of the secondary pulley to a predetermined secondary pressure for controlling the belt clamping pressure;
In the hydraulic control device in which the solenoid pressure is input as a signal pressure to the regulator valve and the clamping pressure control valve, and a line pressure and a secondary pressure are controlled by the solenoid pressure,
The regulator valve is a line that lowers the rising slope of the line pressure with respect to the solenoid pressure in a region where the solenoid pressure is equal to or lower than a predetermined value than the rising slope of the line pressure with respect to the solenoid pressure in a region where the solenoid pressure is higher than a predetermined value. A hydraulic control device comprising pressure adjusting means.

The regulator valve is
A valve spool;
A first spring that is interposed between a fixed portion and the valve spool and biases the valve spool in one direction;
A plunger that is disposed opposite one end of the valve spool and receives the solenoid pressure to push the valve spool in the same direction as the first spring;
A second spring interposed between the plunger and the valve spool;
In a region where the solenoid pressure is a predetermined value or less, the movement of the plunger is limited by a second spring to keep the line pressure constant.
2. The hydraulic control apparatus according to claim 1, wherein the line pressure is increased in proportion to the solenoid pressure in a region where the solenoid pressure is higher than a predetermined value.