JP2018091460A

JP2018091460A - Hydraulic controller of continuously variable transmission for vehicle

Info

Publication number: JP2018091460A
Application number: JP2016237122A
Authority: JP
Inventors: 山本　哲也; Tetsuya Yamamoto; 哲也山本; 吉伸曽我; Yoshinobu Soga; 修司森山; Shuji Moriyama; 啓允二谷; Hiromitsu Nitani
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2016-12-06
Filing date: 2016-12-06
Publication date: 2018-06-14

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a hydraulic controller of a continuously variable transmission for vehicle capable of suppressing hydraulic pulsation in valve body displacement of a linear solenoid valve, and suppressing increase of the number of components.SOLUTION: A hydraulic control circuit 100 includes: a shuttle valve 118 configured to receive a primary signal pressure Pslp output from a linear solenoid valve SLP and a secondary signal pressure Psls output from a linear solenoid valve SLS, to output the higher signal pressure out of those pressures; and a hydraulic damper 120 provided between the shuttle valve 118 and a primary regulator valve 114, and configured to suppress pulsation of the signal pressure output by the shuttle valve 118. Consequently, the hydraulic pulsation of the signal pressure selected by the shuttle valve 118, out of the primary signal pressure Pslp and the second signal pressure Psls, is suppressed by the hydraulic damper 120.SELECTED DRAWING: Figure 2

Description

本発明は、車両用無段変速機の油圧制御装置に関し、リニアソレノイドバルブから出力される信号圧の油圧振動を抑制するとともに、部品点数の増加を抑制する技術に関する。 The present invention relates to a hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle, and relates to a technique for suppressing hydraulic vibration of a signal pressure output from a linear solenoid valve and suppressing an increase in the number of parts.

プライマリプーリとセカンダリプーリとそのプライマリプーリおよびセカンダリプーリに巻き掛けられた伝動ベルトとを有し、プライマリプーリおよびセカンダリプーリに形成されている伝動ベルトを狭持するための溝幅が変更されることで、伝動ベルトの巻き掛け位置すなわち伝動ベルトの巻き掛け半径が無段階的に変更されて、変速比が無段階的に変更される車両用ベルト式無段変速機が知られている。プライマリプーリは、入力軸に固定された固定シーブに対して可動シーブの軸方向の位置を変位させる推力を発生させるプライマリ側油圧シリンダを備えている。プライマリプーリの可動シーブは、プライマリ側油圧シリンダへ供給されるプライマリ圧に応じた位置に移動させられる。また、セカンダリプーリは、出力軸に固定された固定シーブに対して可動シーブの軸方向の位置を変位させる推力を発生させるセカンダリ側油圧シリンダを備えている。セカンダリプーリの可動シーブは、セカンダリ側油圧シリンダへ供給されるセカンダリ圧に応じた位置に移動させられる。 A primary pulley, a secondary pulley, and a transmission belt wound around the primary pulley and the secondary pulley, and the groove width for holding the transmission belt formed on the primary pulley and the secondary pulley is changed. A belt-type continuously variable transmission for a vehicle is known in which the transmission belt winding position, that is, the transmission belt winding radius, is changed steplessly and the gear ratio is changed steplessly. The primary pulley includes a primary hydraulic cylinder that generates a thrust that displaces the position of the movable sheave in the axial direction with respect to the fixed sheave fixed to the input shaft. The movable sheave of the primary pulley is moved to a position corresponding to the primary pressure supplied to the primary hydraulic cylinder. The secondary pulley includes a secondary hydraulic cylinder that generates a thrust force that displaces the position of the movable sheave in the axial direction with respect to the fixed sheave fixed to the output shaft. The movable sheave of the secondary pulley is moved to a position corresponding to the secondary pressure supplied to the secondary hydraulic cylinder.

上記のような車両用ベルト式無段変速機において、プライマリプーリのプライマリ側油圧シリンダへプライマリ圧を供給するとともに、セカンダリプーリのセカンダリ側油圧シリンダへセカンダリ圧を供給する車両用無段変速機の油圧制御装置が知られている。たとえば、特許文献１の図１に示す車両用無段変速機の油圧制御装置がそれである。特許文献１の車両用無段変速機の油圧制御装置は、プライマリ圧制御弁と、セカンダリ圧制御弁と、第１電磁弁（第１リニアソレノイドバルブ）と、第２電磁弁（第２リニアソレノイドバルブ）と、シャトル弁と、ライン圧制御弁とを備えている。プライマリ圧制御弁は、ライン圧を第１信号圧に応じたプライマリ圧に調圧して、プライマリプーリに備えられたプライマリプーリシリンダ室へプライマリ圧を供給する。セカンダリ圧制御弁は、ライン圧を第２信号圧に応じたセカンダリ圧に調圧して、セカンダリプーリに備えられたセカンダリプーリシリンダ室へセカンダリ圧を供給する。第１電磁弁は、第１信号圧（パイロット圧）をプライマリ圧制御弁へ出力する。第２電磁弁は、第２信号圧（パイロット圧）をセカンダリ圧制御弁へ出力する。シャトル弁は、第１電磁弁から出力される第１信号圧および第２電磁弁から出力される第２信号圧のうちの高い側の油圧を選択する。ライン圧制御弁は、原動機によって駆動される油圧ポンプから吐出される油圧を元圧としてシャトル弁により選択された第１信号圧および第２信号圧のうちの高い側の信号圧に応じた大きさのライン圧に調圧する。 In the belt type continuously variable transmission for a vehicle as described above, the hydraulic pressure of the continuously variable transmission for the vehicle that supplies the primary pressure to the primary hydraulic cylinder of the primary pulley and the secondary pressure to the secondary hydraulic cylinder of the secondary pulley. Control devices are known. For example, the hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle shown in FIG. The hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle disclosed in Patent Document 1 includes a primary pressure control valve, a secondary pressure control valve, a first solenoid valve (first linear solenoid valve), and a second solenoid valve (second linear solenoid). Valve), a shuttle valve, and a line pressure control valve. The primary pressure control valve regulates the line pressure to the primary pressure corresponding to the first signal pressure, and supplies the primary pressure to the primary pulley cylinder chamber provided in the primary pulley. The secondary pressure control valve regulates the line pressure to a secondary pressure corresponding to the second signal pressure, and supplies the secondary pressure to the secondary pulley cylinder chamber provided in the secondary pulley. The first solenoid valve outputs a first signal pressure (pilot pressure) to the primary pressure control valve. The second solenoid valve outputs a second signal pressure (pilot pressure) to the secondary pressure control valve. The shuttle valve selects the higher hydraulic pressure of the first signal pressure output from the first electromagnetic valve and the second signal pressure output from the second electromagnetic valve. The line pressure control valve has a magnitude corresponding to the higher signal pressure of the first signal pressure and the second signal pressure selected by the shuttle valve using the hydraulic pressure discharged from the hydraulic pump driven by the prime mover as a source pressure. Regulate to the line pressure.

特開平１０−１４１４５８号公報JP-A-10-141458

ところで、リニアソレノイドバルブは、指令値（電流値）に応じてスプール弁子の位置が連続的に変位し、変位に応じて連続的に変化する信号圧を出力するため、異物の影響を受け易い。このため、異物対策としてのディザ信号の混用や、応答性を高めるための高いフィードバックゲインを設定したりすると、出力される信号圧に油圧振動が発生する可能性がある。このため、たとえば特許文献１のような、第１電磁弁から出力される第１信号圧および第２電磁弁から出力される第２信号圧のうちのシャトル弁により選択される高い側の信号圧がライン圧制御弁に供給される車両用無段変速機の油圧制御装置においては、第１電磁弁あるいは第２電磁弁から出力される信号圧の油圧振動に起因して、油圧制御の精度が低下する可能性がある。この油圧制御の精度低下を抑制するために、第１電磁弁とシャトル弁との間および第２電磁弁とシャトル弁との間のそれぞれに油圧振動を抑制する油圧ダンパが設けられることが考えられる。これにより、第１信号圧および第２信号圧の何れか一方がシャトル弁により選択される前の段階において第１電磁弁あるいは第２電磁弁からの油圧振動が油圧ダンパにより低減され、油圧制御の精度低下が抑制される。しかしながら、油圧ダンパ設置による部品点数の増加、バルブボデーの大型化およびそれに伴うコストの増加という問題があった。 By the way, since the position of the spool valve element is continuously displaced according to the command value (current value) and the linear solenoid valve outputs a signal pressure that continuously changes according to the displacement, it is easily affected by foreign matter. . For this reason, when dither signals are mixed as a countermeasure against foreign matter, or when a high feedback gain is set for enhancing responsiveness, hydraulic vibration may occur in the output signal pressure. For this reason, the higher signal pressure selected by the shuttle valve among the first signal pressure output from the first solenoid valve and the second signal pressure output from the second solenoid valve as in Patent Document 1, for example. In the hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle in which the pressure is supplied to the line pressure control valve, the accuracy of the hydraulic control is reduced due to the hydraulic vibration of the signal pressure output from the first solenoid valve or the second solenoid valve. May be reduced. In order to suppress the decrease in accuracy of the hydraulic control, it is conceivable that hydraulic dampers that suppress hydraulic vibration are provided between the first electromagnetic valve and the shuttle valve and between the second electromagnetic valve and the shuttle valve, respectively. . As a result, the hydraulic vibration from the first electromagnetic valve or the second electromagnetic valve is reduced by the hydraulic damper in a stage before either one of the first signal pressure and the second signal pressure is selected by the shuttle valve. Reduction in accuracy is suppressed. However, there are problems such as an increase in the number of parts due to the installation of the hydraulic damper, an increase in the size of the valve body, and an associated increase in cost.

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、リニアソレノイドバルブの弁体変位時の油圧振動を抑制するとともに、部品点数の増加を抑制する車両用無段変速機の油圧制御装置を提供することにある。 The present invention has been made against the background of the above circumstances, and is a hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle that suppresses hydraulic vibration during displacement of a linear solenoid valve and suppresses an increase in the number of parts. Is to provide.

本発明の要旨とするところは、無段変速機のプライマリ側プーリへのプライマリ圧を制御するプライマリシーブコントロールバルブと、前記無段変速機のセカンダリ側プーリへのセカンダリ圧を制御するセカンダリシーブコントロールバルブと、プライマリ圧指令信号にしたがって調圧したプライマリ信号圧を前記プライマリシーブコントロールバルブへ出力するプライマリ圧制御用リニアソレノイドバルブと、セカンダリ圧指令信号にしたがって調圧したセカンダリ信号圧を前記セカンダリシーブコントロールバルブへ出力するセカンダリ圧制御用リニアソレノイドバルブと、前記プライマリ圧制御用リニアソレノイドバルブおよび前記セカンダリ圧制御用リニアソレノイドバルブから出力される前記プライマリ信号圧および前記セカンダリ信号圧に基づいて、前記プライマリシーブコントロールバルブおよび前記セカンダリシーブコントロールバルブの元圧を調圧するプライマリレギュレータバルブと、を備える車両用無段変速機の油圧制御装置であって、前記プライマリ圧制御用リニアソレノイドバルブおよび前記セカンダリ圧制御用リニアソレノイドバルブから出力される前記プライマリ信号圧および前記セカンダリ信号圧を受けて前記プライマリ信号圧および前記セカンダリ信号圧のうちの高い方の信号圧を出力する信号圧選択弁と、前記信号圧選択弁と前記プライマリレギュレータバルブとの間に設けられ、油圧の脈動を抑制する油圧ダンパとを、含むことにある。 The gist of the present invention is that a primary sheave control valve that controls the primary pressure to the primary pulley of the continuously variable transmission, and a secondary sheave control valve that controls the secondary pressure to the secondary pulley of the continuously variable transmission. A primary pressure control linear solenoid valve that outputs a primary signal pressure regulated according to a primary pressure command signal to the primary sheave control valve, and a secondary signal pressure regulated according to a secondary pressure command signal as the secondary sheave control valve Secondary pressure control linear solenoid valve that outputs to the primary pressure control linear solenoid valve and the primary pressure control linear solenoid valve that outputs from the secondary pressure control linear solenoid valve A primary regulator valve that regulates a primary pressure of the primary sheave control valve and the secondary sheave control valve based on a signal pressure, the hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle, the primary pressure control linear Signal pressure selection for receiving the primary signal pressure and the secondary signal pressure output from the solenoid valve and the secondary pressure control linear solenoid valve and outputting the higher one of the primary signal pressure and the secondary signal pressure And a hydraulic damper that is provided between the valve and the signal pressure selection valve and the primary regulator valve and suppresses pulsation of hydraulic pressure.

本発明によれば、前記プライマリ圧制御用リニアソレノイドバルブおよび前記セカンダリ圧制御用リニアソレノイドバルブから出力される前記プライマリ信号圧および前記セカンダリ信号圧を受けて前記プライマリ信号圧および前記セカンダリ信号圧のうちの高い方の信号圧を出力する信号圧選択弁と、前記信号圧選択弁と前記プライマリレギュレータバルブとの間に設けられ、油圧の脈動を抑制する油圧ダンパとを、含む。このため、前記プライマリ信号圧および前記セカンダリ信号圧のうちの信号圧選択弁により選択された信号圧の油圧脈動が、油圧ダンパにより抑制される。これにより、前記プライマリ圧制御用リニアソレノイドバルブの弁体変位時の前記プライマリ信号圧の油圧脈動あるいは前記セカンダリ圧制御用リニアソレノイドバルブの弁体変位時の前記セカンダリ信号圧の油圧脈動が、前記プライマリレギュレータバルブに伝達されることが抑制され、油圧制御の精度低下が抑制される。また、プライマリ圧制御用リニアソレノイドバルブと信号圧選択弁との間、セカンダリ圧制御用リニアソレノイドバルブと信号圧選択弁との間に油圧ダンパがそれぞれ設けられる場合と比較して、部品点数の増加を抑制することができ、バルブボデーの大型化、およびそれに伴うコストの増加を抑制することができる。 According to the present invention, the primary signal pressure and the secondary signal pressure received from the primary signal pressure and the secondary signal pressure output from the primary pressure control linear solenoid valve and the secondary pressure control linear solenoid valve, A signal pressure selection valve that outputs a higher signal pressure, and a hydraulic damper that is provided between the signal pressure selection valve and the primary regulator valve and suppresses pulsation of hydraulic pressure. For this reason, the hydraulic pulsation of the signal pressure selected by the signal pressure selection valve of the primary signal pressure and the secondary signal pressure is suppressed by the hydraulic damper. Thus, the primary signal pressure hydraulic pulsation when the primary pressure control linear solenoid valve is displaced or the secondary signal pressure hydraulic pulsation when the secondary pressure control linear solenoid valve is displaced is the primary pulsation. Transmission to the regulator valve is suppressed, and a decrease in accuracy of hydraulic control is suppressed. Also, the number of parts is increased compared to the case where a hydraulic damper is provided between the primary pressure control linear solenoid valve and the signal pressure selection valve, and between the secondary pressure control linear solenoid valve and the signal pressure selection valve. It is possible to suppress the increase in the size of the valve body and the accompanying increase in cost.

本発明が適用される車両を構成するエンジンから駆動輪までの動力伝達経路の概略構成を説明する図である。It is a figure explaining the schematic structure of the power transmission path from the engine which comprises the vehicle to which this invention is applied to a driving wheel. 図１の車両に備えられた油圧制御回路のうちの無段変速機の変速およびロックアップクラッチの制御に関する要部を示す図である。It is a figure which shows the principal part regarding control of the transmission of a continuously variable transmission and the lockup clutch among the hydraulic control circuits with which the vehicle of FIG. 図２の油圧制御回路に備えられた、プライマリ信号圧をプライマリ圧コントロールバルブへ出力するリニアソレノイドバルブの構成を説明する図である。It is a figure explaining the structure of the linear solenoid valve with which the hydraulic pressure control circuit of FIG. 2 was output which outputs a primary signal pressure to a primary pressure control valve. 図２の油圧制御回路に備えられたプライマリレギュレータバルブを拡大した図である。FIG. 3 is an enlarged view of a primary regulator valve provided in the hydraulic control circuit of FIG. 2. 図１の無段変速機の変速比とプライマリ圧およびセカンダリ圧との関係を示す関係マップである。2 is a relationship map showing a relationship between a gear ratio of the continuously variable transmission of FIG. 1 and primary pressure and secondary pressure. 比較例である油圧制御回路のうちの無段変速機の変速およびロックアップクラッチの制御に関する要部を示す図であり、図２に相当する図である。It is a figure which shows the principal part regarding the shift of the continuously variable transmission and the control of a lockup clutch among the hydraulic control circuits which are comparative examples, and is a figure equivalent to FIG.

以下、本発明の車両用無段変速機の油圧制御装置の一実施例について図面を参照して詳細に説明する。 Hereinafter, an embodiment of a hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

図１は、本発明が適用される車両１０を構成するエンジン１２から駆動輪２４までの動力伝達経路の概略構成を説明する図である。図１において、例えば走行用の駆動力源として用いられるエンジン１２により発生させられた動力は、流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１４、前後進切換装置１６、車両用ベルト式無段変速機としてのベルト式無段変速機１８（以下、無段変速機１８という）、減速歯車装置２０、差動歯車装置２２などを順次介して、左右の駆動輪２４へ伝達される。 FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a power transmission path from an engine 12 to a drive wheel 24 constituting a vehicle 10 to which the present invention is applied. In FIG. 1, for example, power generated by an engine 12 used as a driving force source for traveling is converted into a torque converter 14 as a fluid transmission device, a forward / reverse switching device 16, and a belt type continuously variable transmission for a vehicle. It is transmitted to the left and right drive wheels 24 via a belt type continuously variable transmission 18 (hereinafter referred to as continuously variable transmission 18), a reduction gear device 20, a differential gear device 22, and the like in order.

トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸１３に連結されたポンプ翼車１４ｐ、及びトルクコンバータ１４の出力側部材に相当するタービン軸３０を介して前後進切換装置１６に連結されたタービン翼車１４ｔを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それ等のポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔの間にはロックアップクラッチ２６が設けられており、このロックアップクラッチ２６が完全係合させられることによってポンプ翼車１４ｐ及びタービン翼車１４ｔは一体回転させられる。ポンプ翼車１４ｐには、無段変速機１８を変速制御したり、無段変速機１８におけるベルト挟圧力を発生させたり、ロックアップクラッチ２６のトルク容量を制御したり、前後進切換装置１６における動力伝達経路を切り換えたり、車両１０の動力伝達経路の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ２８が連結されている。 The torque converter 14 includes a pump impeller 14p connected to the crankshaft 13 of the engine 12 and a turbine impeller 14t connected to the forward / reverse switching device 16 via a turbine shaft 30 corresponding to an output side member of the torque converter 14. The power is transmitted through the fluid. Further, a lockup clutch 26 is provided between the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t. When the lockup clutch 26 is completely engaged, the pump impeller 14p and the turbine impeller 14t. Are rotated together. The pump impeller 14p controls the speed of the continuously variable transmission 18, generates belt clamping pressure in the continuously variable transmission 18, controls the torque capacity of the lock-up clutch 26, and controls the forward / reverse switching device 16. A mechanical oil pump 28 is connected which is generated when the engine 12 is rotationally driven by a working hydraulic pressure for switching the power transmission path and supplying lubricating oil to each part of the power transmission path of the vehicle 10. .

前後進切換装置１６は、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１とダブルピニオン型の遊星歯車装置１６ｐとを主体として構成されており、トルクコンバータ１４のタービン軸３０はサンギヤ１６ｓに一体的に連結され、無段変速機１８の入力軸３２はキャリア１６ｃに一体的に連結されている一方、キャリア１６ｃとサンギヤ１６ｓとは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ１６ｒは後進用ブレーキＢ１を介して非回転部材としてのハウジング３４に選択的に固定されるようになっている。前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１は断続装置に相当するもので、何れも油圧シリンダによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。 The forward / reverse switching device 16 is mainly composed of a forward clutch C1 and a reverse brake B1 and a double pinion type planetary gear device 16p, and the turbine shaft 30 of the torque converter 14 is integrally connected to the sun gear 16s. The input shaft 32 of the continuously variable transmission 18 is integrally connected to the carrier 16c, while the carrier 16c and the sun gear 16s are selectively connected via the forward clutch C1, and the ring gear 16r is connected to the reverse brake B1. The housing is selectively fixed to the housing 34 as a non-rotating member. The forward clutch C1 and the reverse brake B1 correspond to an intermittent device, both of which are hydraulic friction engagement devices that are frictionally engaged by a hydraulic cylinder.

このように構成された前後進切換装置１６では、前進用クラッチＣ１が係合されると共に後進用ブレーキＢ１が解放されると、前後進切換装置１６は一体回転状態とされることによりタービン軸３０が入力軸３２に直結され、前進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、前進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、後進用ブレーキＢ１が係合されると共に前進用クラッチＣ１が解放されると、前後進切換装置１６は後進用動力伝達経路が成立（達成）させられて、入力軸３２はタービン軸３０に対して逆方向へ回転させられるようになり、後進方向の駆動力が無段変速機１８側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切換装置１６は動力伝達を遮断するニュートラル状態（動力伝達遮断状態）とされる。 In the forward / reverse switching device 16 configured as described above, when the forward clutch C1 is engaged and the reverse brake B1 is released, the forward / reverse switching device 16 is brought into an integral rotation state, thereby causing the turbine shaft 30 to rotate. Is directly connected to the input shaft 32, and a forward power transmission path is established (achieved), so that the driving force in the forward direction is transmitted to the continuously variable transmission 18 side. When the reverse brake B1 is engaged and the forward clutch C1 is released, the forward / reverse switching device 16 establishes (achieves) the reverse power transmission path, and the input shaft 32 is connected to the turbine shaft 30. On the other hand, it is rotated in the opposite direction, and the driving force in the reverse direction is transmitted to the continuously variable transmission 18 side. When both the forward clutch C1 and the reverse brake B1 are released, the forward / reverse switching device 16 is in a neutral state (power transmission cut-off state) in which power transmission is cut off.

エンジン１２は、例えばガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関にて構成されている。このエンジン１２の吸気配管３６には、スロットルアクチュエータ３８を用いてエンジン１２の吸入空気量Ｑairを電気的に制御する為の電子スロットル弁４０が備えられている。 The engine 12 is constituted by an internal combustion engine such as a gasoline engine or a diesel engine. The intake pipe 36 of the engine 12 is provided with an electronic throttle valve 40 for electrically controlling the intake air amount Qair of the engine 12 using a throttle actuator 38.

無段変速機１８は、入力軸３２に設けられた入力側部材である有効径が可変のプライマリプーリ４２及び出力軸４４に設けられた出力側部材である有効径が可変のセカンダリプーリ４６の一対の可変プーリ４２，４６と、その一対の可変プーリ４２，４６の間に巻き掛けられた伝動ベルト４８とを備えており、一対の可変プーリ４２，４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。 The continuously variable transmission 18 includes a pair of a primary pulley 42 having a variable effective diameter as an input side member provided on the input shaft 32 and a secondary pulley 46 having a variable effective diameter as an output side member provided in the output shaft 44. Variable pulleys 42 and 46 and a transmission belt 48 wound between the pair of variable pulleys 42 and 46, and the friction force between the pair of variable pulleys 42 and 46 and the transmission belt 48 is generated. Power transmission is performed through.

プライマリプーリ４２は、入力軸３２に固定された入力側固定回転体としての固定シーブ４２ａと、入力軸３２に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた入力側可動回転体としての可動シーブ４２ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為のプライマリプーリ４２における入力側推力（プライマリ推力）Ｗin（＝プライマリ圧Ｐin×受圧面積）を付与する油圧アクチュエータとしてのプライマリ油圧シリンダ４２ｃとを備えて構成されている。また、セカンダリプーリ４６は、出力軸４４に固定された出力側固定回転体としての固定シーブ４６ａと、出力軸４４に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた出力側可動回転体としての可動シーブ４６ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する為のセカンダリプーリ４６における出力側推力（セカンダリ推力）Ｗout（＝セカンダリ圧Ｐout×受圧面積）を付与する油圧アクチュエータとしてのセカンダリ油圧シリンダ４６ｃとを備えて構成されている。 The primary pulley 42 has a fixed sheave 42a as an input-side fixed rotating body fixed to the input shaft 32, and an input-side movable rotation provided so as not to rotate relative to the input shaft 32 and to move in the axial direction. Primary hydraulic pressure as a hydraulic actuator that applies input side thrust (primary thrust) Win (= primary pressure Pin × pressure receiving area) in the primary pulley 42 for changing the movable sheave 42b as a body and the V groove width between them. And a cylinder 42c. The secondary pulley 46 has a fixed sheave 46a as an output side fixed rotating body fixed to the output shaft 44, and an output side provided so as not to be rotatable relative to the output shaft 44 and movable in the axial direction. As a hydraulic actuator for applying an output-side thrust (secondary thrust) Wout (= secondary pressure Pout × pressure-receiving area) in a secondary sheave 46 for changing a movable sheave 46b and a V-groove width between them. And a secondary hydraulic cylinder 46c.

そして、プライマリ側油圧シリンダ４２ｃへの油圧であるプライマリ圧Ｐin及びセカンダリ側油圧シリンダ４６ｃへの油圧であるセカンダリ圧Ｐoutが油圧制御回路１００（図２参照）によって各々独立に調圧制御されることにより、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが各々独立に制御される。これにより、一対の可変プーリ４２，４６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４８の掛かり径（有効径）が変更され、実変速比（ギヤ比）γ（＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout）が連続的に変化させられると共に、伝動ベルト４８が滑りを生じないように一対の可変プーリ４２，４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力（ベルト挟圧力）が制御される。このように、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが各々調節されることで伝動ベルト４８の滑りが防止されつつ実際の変速比（実変速比）γが目標変速比γ＊となるように調節される。なお、入力軸回転速度Ｎinは入力軸３２の回転速度であり、出力軸回転速度Ｎoutは出力軸４４の回転速度である。また、本実施例では図１から判るように、入力軸回転速度Ｎinはプライマリプーリ４２の回転速度と同一であり、出力軸回転速度Ｎoutはセカンダリプーリ４６の回転速度と同一である。 Then, the primary pressure Pin that is the hydraulic pressure to the primary hydraulic cylinder 42c and the secondary pressure Pout that is the hydraulic pressure to the secondary hydraulic cylinder 46c are independently regulated by the hydraulic pressure control circuit 100 (see FIG. 2). The primary thrust Win and the secondary thrust Wout are independently controlled. As a result, the V-groove width of the pair of variable pulleys 42 and 46 is changed, and the engagement diameter (effective diameter) of the transmission belt 48 is changed, and the actual transmission ratio (gear ratio) γ (= input shaft rotational speed Nin / output shaft). The rotational speed Nout) is continuously changed, and the frictional force (belt clamping pressure) between the pair of variable pulleys 42 and 46 and the transmission belt 48 is controlled so that the transmission belt 48 does not slip. In this way, the primary thrust Win and the secondary thrust Wout are adjusted so that the actual transmission ratio (actual transmission ratio) γ is adjusted to the target transmission ratio γ * while preventing the transmission belt 48 from slipping. . The input shaft rotational speed Nin is the rotational speed of the input shaft 32, and the output shaft rotational speed Nout is the rotational speed of the output shaft 44. In this embodiment, as can be seen from FIG. 1, the input shaft rotation speed Nin is the same as the rotation speed of the primary pulley 42, and the output shaft rotation speed Nout is the same as the rotation speed of the secondary pulley 46.

無段変速機１８では、例えばプライマリ圧Ｐinが高められると、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が狭くされて変速比γが小さくされるすなわち無段変速機１８がアップシフトされる。また、プライマリ圧Ｐinが低められると、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が広くされて変速比γが大きくされるすなわち無段変速機１８がダウンシフトされる。従って、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が最小とされるところで、無段変速機１８の実変速比γとして最小変速比γmin（最高速側変速比、最Hi）が形成される。また、プライマリプーリ４２のＶ溝幅が最大とされるところで、無段変速機１８の実変速比γとして最大変速比γmax（最低速側変速比、最Low）が形成される。なお、プライマリ圧Ｐin（プライマリ推力Ｗinも同意）とセカンダリ圧Ｐout（セカンダリ推力Ｗoutも同意）とにより伝動ベルト４８の滑り（ベルト滑り）が防止されつつ、それらプライマリ推力Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとの相互関係にて目標変速比γ＊が実現されるものであり、一方のプーリ圧（推力も同意）のみで目標の変速が実現されるものではない。 In the continuously variable transmission 18, for example, when the primary pressure Pin is increased, the V groove width of the primary pulley 42 is narrowed to reduce the gear ratio γ, that is, the continuously variable transmission 18 is upshifted. Further, when the primary pressure Pin is lowered, the V groove width of the primary pulley 42 is widened to increase the gear ratio γ, that is, the continuously variable transmission 18 is downshifted. Therefore, when the V groove width of the primary pulley 42 is minimized, the minimum speed ratio γmin (the highest speed side speed ratio, the highest Hi) is formed as the actual speed ratio γ of the continuously variable transmission 18. Further, when the V groove width of the primary pulley 42 is maximized, the maximum speed ratio γmax (the lowest speed side speed ratio, the lowest) is formed as the actual speed ratio γ of the continuously variable transmission 18. Note that the primary pressure Pin (primary thrust Win also agrees) and the secondary pressure Pout (secondary thrust Wout also agrees) prevent slippage of the transmission belt 48 (belt slip), while the primary thrust Win and the secondary thrust Wout interact with each other. Therefore, the target speed ratio γ * is realized, and the target speed change is not realized only by one pulley pressure (thrust is also agreed).

図２は、車両１０に備えられた油圧制御回路１００のうちの無段変速機１８の変速およびロックアップクラッチ２６の制御に関する要部を示す図である。油圧制御回路１００は、オイルポンプ２８、モジュレータバルブ（ＬＰＭ）１１６、プライマリ圧Ｐinを調圧するプライマリ圧コントロールバルブ（ＰＳＣＶ）１１０、セカンダリ圧Ｐoutを調圧するセカンダリ圧コントロールバルブ（ＳＳＣＶ）１１２、プライマリレギュレータバルブ（ＰｒｉＲｅｇ．Ｖ）１１４、セカンダリレギュレータバルブ（ＳｅｃＲｅｇ．Ｖ）１０８、リニアソレノイドバルブＳＬＰ、およびリニアソレノイドバルブＳＬＳ、シャトルバルブ１１８、油圧ダンパ１２０、ロックアップコントロールバルブ（Ｌ／ＵcntＶ．）１２２、ロックアップリレーバルブ１２４、リニアソレノイドバルブＳＯＬ等を備えている。なお、油圧制御回路１００は、本発明の車両用無段変速機の油圧制御装置に対応する。また、リニアソレノイドバルブＳＬＰは本発明のプライマリ圧制御用リニアソレノイドバルブに対応し、リニアソレノイドバルブＳＬＳは本発明のセカンダリ圧制御用リニアソレノイドバルブに対応する。また、プライマリ圧コントロールバルブ１１０は、本発明のプライマリシーブコントロールバルブに対応し、セカンダリ圧コントロールバルブ１１２は、本発明のセカンダリシーブコントロールバルブに対応する。 FIG. 2 is a diagram showing a main part related to the shift of the continuously variable transmission 18 and the control of the lock-up clutch 26 in the hydraulic control circuit 100 provided in the vehicle 10. The hydraulic control circuit 100 includes an oil pump 28, a modulator valve (LPM) 116, a primary pressure control valve (PSCV) 110 that regulates the primary pressure Pin, a secondary pressure control valve (SSCV) 112 that regulates the secondary pressure Pout, and a primary regulator valve. (PriReg.V) 114, secondary regulator valve (SecReg.V) 108, linear solenoid valve SLP, linear solenoid valve SLS, shuttle valve 118, hydraulic damper 120, lockup control valve (L / UcntV.) 122, lockup A relay valve 124, a linear solenoid valve SOL, and the like are provided. The hydraulic control circuit 100 corresponds to the hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle according to the present invention. The linear solenoid valve SLP corresponds to the primary pressure control linear solenoid valve of the present invention, and the linear solenoid valve SLS corresponds to the secondary pressure control linear solenoid valve of the present invention. The primary pressure control valve 110 corresponds to the primary sheave control valve of the present invention, and the secondary pressure control valve 112 corresponds to the secondary sheave control valve of the present invention.

第１ライン圧ＰＬ１は、例えばオイルポンプ２８から出力（発生）される作動油圧を元圧として、リリーフ型のプライマリレギュレータバルブ１１４によりリニアソレノイドバルブＳＬＰの出力油圧であるプライマリ信号圧ＰslpおよびリニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧であるセカンダリ信号圧Ｐslsのいずれか高い方の信号圧に基づいた値に調圧される。なお、プライマリレギュレータバルブ１１４については後述するものとする。また、モジュレータ圧Ｐmは、図示しない電子制御装置によって制御されるリニアソレノイドバルブＳＬＰの出力油圧であるプライマリ信号圧Ｐslp、リニアソレノイドバルブＳＬＳの出力油圧であるセカンダリ信号圧Ｐslsの各元圧となるものであって、第１ライン圧ＰＬ１を元圧としてモジュレータバルブ１１６により一定圧に調圧される。 The first line pressure PL1 is, for example, the primary signal pressure Pslp, which is the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLP, and the linear solenoid valve by the relief-type primary regulator valve 114 using the operating hydraulic pressure output (generated) from the oil pump 28 as a source pressure. The pressure is adjusted to a value based on the higher signal pressure of the secondary signal pressure Psls, which is the output hydraulic pressure of the SLS. The primary regulator valve 114 will be described later. Further, the modulator pressure Pm is the original pressure of the primary signal pressure Pslp that is the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLP and the secondary signal pressure Psls that is the output hydraulic pressure of the linear solenoid valve SLS controlled by an electronic control device (not shown). In this case, the modulator valve 116 adjusts the first line pressure PL1 to a constant pressure using the first line pressure PL1 as the original pressure.

図３は、リニアソレノイドバルブＳＬＰの構成を説明する図である。リニアソレノイドバルブＳＬＰは、モジュレータバルブ１１６により一定に調圧されたモジュレータ圧Ｐmが供給される入力ポート１３０と、プライマリ信号圧Ｐslpを出力する出力ポート１３２と、入力ポート１３０と出力ポート１３２との間を開閉するスプール弁子１３４と、スプール弁子１３４を閉弁方向に付勢するスプリング１３６と、電子制御装置からのプライマリ圧指令信号Ｉslpにしたがって、スプール弁子１３４を開弁方向に付勢する電磁ソレノイド１３８と、細孔１４０を通してプライマリ信号圧Ｐslpを導入することによりスプール弁子１３４を閉弁方向に付勢するフィードバック室１４２と、を備えている。リニアソレノイドバルブＳＬＰは、モジュレータ圧Ｐmを元圧としてプライマリ圧指令信号Islpにしたがって調圧したプライマリ信号圧Ｐslpをプライマリ圧コントロールバルブ１１０へパイロット圧として出力するとともに、シャトルバルブ１１８へも出力する。 FIG. 3 is a diagram illustrating the configuration of the linear solenoid valve SLP. The linear solenoid valve SLP includes an input port 130 to which a modulator pressure Pm regulated by the modulator valve 116 is supplied, an output port 132 that outputs a primary signal pressure Pslp, and an input port 130 and an output port 132. In accordance with a primary pressure command signal Islp from the electronic control unit, the spool valve element 134 is biased in the valve opening direction according to the spool valve element 134 that opens and closes the valve, the spring 136 that biases the spool valve element 134 in the valve closing direction. An electromagnetic solenoid 138 and a feedback chamber 142 for energizing the spool valve element 134 in the valve closing direction by introducing the primary signal pressure Pslp through the pore 140 are provided. The linear solenoid valve SLP outputs the primary signal pressure Pslp adjusted in accordance with the primary pressure command signal Islp using the modulator pressure Pm as an original pressure as a pilot pressure to the primary pressure control valve 110 and also to the shuttle valve 118.

リニアソレノイドバルブＳＬＳは、図３に示されるリニアソレノイドバルブＳＬＰと同様の構成を備えている。すなわち、リニアソレノイドバルブＳＬＳは、モジュレータバルブ１１６により一定に調圧されたモジュレータ圧Ｐmが供給される入力ポート１３０と、セカンダリ信号圧Ｐslsを出力する出力ポート１３２と、入力ポート１３０と出力ポート１３２との間を開閉するスプール弁子１３４と、スプール弁子１３４を閉弁方向に付勢するスプリング１３６と、電子制御装置からのセカンダリ圧指令信号Ｉslsにしたがって、スプール弁子１３４を開弁方向に付勢する電磁ソレノイド１３８と、細孔１４０を通してセカンダリ信号圧Ｐslsを導入することによりスプール弁子１３４を閉弁方向に付勢するフィードバック室１４２と、を備えている。リニアソレノイドバルブＳＬＳは、モジュレータ圧Ｐmを元圧としてセカンダリ圧指令信号Islsにしたがって調圧したセカンダリ信号圧Ｐslsをセカンダリ圧コントロールバルブ１１２へパイロット圧として出力するとともに、シャトルバルブ１１８へも出力する。 The linear solenoid valve SLS has the same configuration as the linear solenoid valve SLP shown in FIG. That is, the linear solenoid valve SLS includes an input port 130 to which the modulator pressure Pm regulated by the modulator valve 116 is supplied, an output port 132 that outputs the secondary signal pressure Psls, an input port 130, and an output port 132. In accordance with the secondary pressure command signal Isls from the electronic control unit, the spool valve element 134 is attached in the valve opening direction according to the spool valve element 134 that opens and closes the valve, the spring 136 that urges the spool valve element 134 in the valve closing direction, and the secondary pressure command signal Isls. An electromagnetic solenoid 138 for energizing and a feedback chamber 142 for energizing the spool valve element 134 in the valve closing direction by introducing the secondary signal pressure Psls through the pore 140 are provided. The linear solenoid valve SLS outputs the secondary signal pressure Psls adjusted in accordance with the secondary pressure command signal Isls using the modulator pressure Pm as an original pressure to the secondary pressure control valve 112 as a pilot pressure and also to the shuttle valve 118.

図２において、プライマリ圧コントロールバルブ１１０は、第１ライン圧ＰＬ１が供給される入力ポート１１０ｉと、その第１ライン圧ＰＬ１を調圧したプライマリ圧Ｐinをプライマリ油圧シリンダ４２ｃに出力する出力ポート１１０ｔとを、備えた圧力制御弁である。プライマリ圧コントロールバルブ１１０は、図示しない電子制御装置から供給されるプライマリ圧指令信号Ｉslpに応じてリニアソレノイドバルブＳＬＰのプライマリ信号圧Ｐslpが制御されることにより、そのプライマリ信号圧Ｐslpに応じたプライマリ圧Ｐinを調圧し、プライマリ油圧シリンダ４２ｃに出力する。つまり、プライマリ圧コントロールバルブ１１０は、無段変速機１８のプライマリプーリ４２へのプライマリ圧Ｐinを制御する。 In FIG. 2, a primary pressure control valve 110 includes an input port 110i to which a first line pressure PL1 is supplied, and an output port 110t that outputs a primary pressure Pin obtained by adjusting the first line pressure PL1 to a primary hydraulic cylinder 42c. Is a pressure control valve provided. The primary pressure control valve 110 controls the primary signal pressure Pslp of the linear solenoid valve SLP according to a primary pressure command signal Islp supplied from an electronic control device (not shown), so that the primary pressure according to the primary signal pressure Pslp is controlled. Pin is regulated and output to the primary hydraulic cylinder 42c. That is, the primary pressure control valve 110 controls the primary pressure Pin to the primary pulley 42 of the continuously variable transmission 18.

セカンダリ圧コントロールバルブ１１２は、第１ライン圧ＰＬ１が供給される入力ポート１１２ｉと、その第１ライン圧ＰＬ１を調圧したセカンダリ圧Ｐoutをセカンダリ油圧シリンダ４６ｃに出力する出力ポート１１２ｔとを、備えた圧力制御弁である。セカンダリ圧コントロールバルブ１１２は、図示しない電子制御装置から供給されるセカンダリ圧指令信号Ｉslsに応じてリニアソレノイドバルブＳＬＳのセカンダリ信号圧Ｐslsが制御されることにより、そのセカンダリ信号圧Ｐslsに応じたセカンダリ圧Ｐoutを調圧し、セカンダリ油圧シリンダ４６ｃに供給する。つまり、セカンダリ圧コントロールバルブ１１２は、無段変速機１８のセカンダリプーリ４６へのセカンダリ圧Ｐoutを制御する。 The secondary pressure control valve 112 includes an input port 112i to which the first line pressure PL1 is supplied, and an output port 112t that outputs the secondary pressure Pout obtained by adjusting the first line pressure PL1 to the secondary hydraulic cylinder 46c. It is a pressure control valve. The secondary pressure control valve 112 controls the secondary signal pressure Psls of the linear solenoid valve SLS according to a secondary pressure command signal Isls supplied from an electronic control device (not shown), so that the secondary pressure according to the secondary signal pressure Psls is controlled. Pout is regulated and supplied to the secondary hydraulic cylinder 46c. That is, the secondary pressure control valve 112 controls the secondary pressure Pout to the secondary pulley 46 of the continuously variable transmission 18.

シャトルバルブ１１８は、リニアソレノイドバルブＳＬＰから出力されるプライマリ信号圧ＰslpおよびリニアソレノイドバルブＳＬＳから出力されるセカンダリ信号圧Ｐslsを受けて、それらプライマリ信号圧Ｐslpおよびセカンダリ信号圧Ｐslsのうちの高い方の信号圧を選択して出力する信号圧選択弁である。シャトルバルブ１１８は、その選択した信号圧をプライマリレギュレータバルブ１１４の油室１１４ｄへ出力する。 The shuttle valve 118 receives the primary signal pressure Pslp output from the linear solenoid valve SLP and the secondary signal pressure Psls output from the linear solenoid valve SLS, and the higher one of the primary signal pressure Pslp and the secondary signal pressure Psls. A signal pressure selection valve that selects and outputs a signal pressure. Shuttle valve 118 outputs the selected signal pressure to oil chamber 114d of primary regulator valve 114.

図４は、リリーフ型調圧弁であるプライマリレギュレータバルブ１１４を拡大した図である。図４に示すように、プライマリレギュレータバルブ１１４は、オイルポンプ２８から吐出された油圧が入力される入力ポート１１４ｉと、リリーフポートＥＸと、バルブボデー内において軸方向への移動可能に設けられて、入力ポート１１４ｉとリリーフポートＥＸとを適宜連通および遮断するスプール弁子１１４ａを備えている。スプール弁子１１４ａは、ランド１１４ｂおよびランド１１４ｇを備えている。また、プライマリレギュレータバルブ１１４は、スプール弁子１１４ａに開弁方向の推力を付与するために第１ライン圧ＰＬ１を受け入れるフィードバック油室１１４ｃと、油室１１４ｄと、油室１１４ｈとを備えている。油室１１４ｄは、ランド１１４ｂとランド１１４ｇとの間に形成されて、スプール弁子１１４ａに閉弁方向の推力を付与するためにシャトルバルブ１１８により選択されたプライマリ信号圧Ｐslpおよびセカンダリ信号圧Ｐslsのうちの何れかの信号圧を受け入れる。油室１１４ｈは、ランド１１４ｇを介してスプール弁子１１４ａに閉弁方向の推力を付与するために制御油圧Ｐsltを受け入れる。この制御油圧Ｐsltは、図示しないリニアソレノイドバルブにより、スロットル開度θthあるいはエンジン負荷に応じて出力される。 FIG. 4 is an enlarged view of the primary regulator valve 114 which is a relief type pressure regulating valve. As shown in FIG. 4, the primary regulator valve 114 is provided so as to be movable in the axial direction within the input port 114 i to which the hydraulic pressure discharged from the oil pump 28 is input, the relief port EX, and the valve body, A spool valve element 114a for appropriately connecting and disconnecting the input port 114i and the relief port EX is provided. The spool valve element 114a includes a land 114b and a land 114g. Further, the primary regulator valve 114 includes a feedback oil chamber 114c that receives the first line pressure PL1 to give a thrust in the valve opening direction to the spool valve element 114a, an oil chamber 114d, and an oil chamber 114h. The oil chamber 114d is formed between the land 114b and the land 114g, and has a primary signal pressure Pslp and a secondary signal pressure Psls selected by the shuttle valve 118 in order to give a thrust in the valve closing direction to the spool valve element 114a. Accept any of the signal pressures. The oil chamber 114h receives the control hydraulic pressure Pslt to apply a thrust force in the valve closing direction to the spool valve element 114a via the land 114g. The control oil pressure Pslt is output according to the throttle opening θth or the engine load by a linear solenoid valve (not shown).

このように構成されたプライマリレギュレータバルブ１１４において、スプール弁子１１４ａのランド１１４ｂは、油室１１４ｄに供給されるプライマリ信号圧Ｐslpあるいはセカンダリ信号圧Ｐslsの大きさに応じて、下式（１）あるいは下式（１）’で算出される閉弁方向の付勢力Ｆ１を受ける。また、スプール弁子１１４ａのランド１１４ｇは、下式（２）で算出される閉弁方向の付勢力Ｆ２を受ける。ここで、Ａ３は、図４に示すランド１１４ｇの断面積である。また、Ａ１は、スプール弁子１１４ａのランド１１４ｂの受圧面積である。
Ｆ１＝Ａ１×Ｐslp ・・・（１）
Ｆ１＝Ａ１×Ｐsls ・・・（１）’
Ｆ２＝Ａ３×Ｐslt ・・・（２） In the primary regulator valve 114 configured as described above, the land 114b of the spool valve element 114a has the following equation (1) or The biasing force F1 in the valve closing direction calculated by the following equation (1) ′ is received. The land 114g of the spool valve element 114a receives a biasing force F2 in the valve closing direction calculated by the following expression (2). Here, A3 is a cross-sectional area of the land 114g shown in FIG. A1 is the pressure receiving area of the land 114b of the spool valve element 114a.
F1 = A1 × Pslp (1)
F1 = A1 × Psls (1) ′
F2 = A3 × Pslt (2)

したがって、シャトルバルブ１１８によりプライマリ信号圧Ｐslpが出力される場合には、下式（３）に基づいて第１ライン圧ＰＬ１が算出される。あるいは、シャトルバルブ１１８によりセカンダリ信号圧Ｐslsが出力される場合には、下式（３）’に基づいて第１ライン圧ＰＬ１が算出される。なお、Ａ４は、フィードバック油室１１４ｃの受圧面積を示している。
ＰＬ１＝（Ｐslp×Ａ１＋Ｐslt×Ａ３）／Ａ４・・・（３）
ＰＬ１＝（Ｐsls×Ａ１＋Ｐslt×Ａ３）／Ａ４・・・（３）’ Therefore, when the primary signal pressure Pslp is output by the shuttle valve 118, the first line pressure PL1 is calculated based on the following equation (3). Alternatively, when the secondary signal pressure Psls is output by the shuttle valve 118, the first line pressure PL1 is calculated based on the following equation (3) ′. A4 indicates the pressure receiving area of the feedback oil chamber 114c.
PL1 = (Pslp × A1 + Pslt × A3) / A4 (3)
PL1 = (Psls × A1 + Pslt × A3) / A4 (3) ′

このように、プライマリレギュレータバルブ１１４では、シャトルバルブ１１８により出力されるリニアソレノイドバルブＳＬＰから出力されるプライマリ信号圧ＰslpおよびリニアソレノイドバルブＳＬＳから出力されるセカンダリ信号圧Ｐslsのうちのシャトルバルブ１１８により選択される高い方の信号圧に基づいて、プライマリ圧コントロールバルブ１１０およびセカンダリ圧コントロールバルブ１１２の元圧である第１ライン圧ＰＬ１が調圧される。 Thus, in the primary regulator valve 114, the primary valve pressure Pslp output from the linear solenoid valve SLP output from the shuttle valve 118 and the secondary signal pressure Psls output from the linear solenoid valve SLS are selected by the shuttle valve 118. Based on the higher signal pressure, the first line pressure PL1, which is the original pressure of the primary pressure control valve 110 and the secondary pressure control valve 112, is regulated.

図５は、無段変速機１８の変速比γとプライマリ圧Ｐinおよびセカンダリ圧Ｐoutとの関係を示す関係マップである。この関係マップは、電子制御装置に予め記憶されている。図５において、横軸が無段変速機１８の変速比γを示し、縦軸がプライマリ圧Ｐin（ＭＰａ）およびセカンダリ圧Ｐout（ＭＰａ）を示している。なお、プライマリ圧Ｐinはプライマリ信号圧Ｐslpの関数であり、セカンダリ圧Ｐoutはセカンダリ信号圧Ｐslsの関数であるため、図５の縦軸をプライマリ信号圧Ｐslpおよびセカンダリ信号圧Ｐslsとしても構わない。また、上記各油圧は、それぞれ指令値を示している。 FIG. 5 is a relationship map showing the relationship between the speed ratio γ of the continuously variable transmission 18 and the primary pressure Pin and the secondary pressure Pout. This relationship map is stored in advance in the electronic control unit. In FIG. 5, the horizontal axis indicates the gear ratio γ of the continuously variable transmission 18, and the vertical axis indicates the primary pressure Pin (MPa) and the secondary pressure Pout (MPa). Since the primary pressure Pin is a function of the primary signal pressure Pslp and the secondary pressure Pout is a function of the secondary signal pressure Psls, the vertical axis in FIG. 5 may be used as the primary signal pressure Pslp and the secondary signal pressure Psls. Moreover, each said hydraulic pressure has each shown command value.

図５に示すように、プライマリレギュレータバルブ１１４により、第１ライン圧ＰＬ１は、プライマリ圧Ｐinおよびセカンダリ圧Ｐoutの何れか高い側の油圧に対して予め設定されている所定のマージンを加算した油圧となるように制御される。また、第１ライン圧ＰＬ１はたとえばスロットル開度θthに基づいた油圧に制御される。 As shown in FIG. 5, the primary regulator valve 114 causes the first line pressure PL1 to be a hydraulic pressure obtained by adding a predetermined margin set in advance to the higher hydraulic pressure of the primary pressure Pin and the secondary pressure Pout. It is controlled to become. The first line pressure PL1 is controlled to a hydraulic pressure based on the throttle opening θth, for example.

図２において、セカンダリレギュレータバルブ１０８は、プライマリレギュレータバルブ１１４のリリーフポートＥＸからリリーフされた作動油の作動油圧を元圧として、制御油圧Ｐsltに応じて第２ライン圧ＰＬ２を調圧する。セカンダリレギュレータバルブ１０８のリリーフポートから排出された作動油は、無段変速機１８および前後進切換装置１６の潤滑が必要とされる部位たとえば駆動プーリであるプライマリプーリ４２などに供給される。 In FIG. 2, the secondary regulator valve 108 adjusts the second line pressure PL2 in accordance with the control hydraulic pressure Pslt using the hydraulic pressure of the hydraulic oil relief from the relief port EX of the primary regulator valve 114 as a source pressure. The hydraulic oil discharged from the relief port of the secondary regulator valve 108 is supplied to a portion of the continuously variable transmission 18 and the forward / reverse switching device 16 where lubrication is required, such as the primary pulley 42 that is a drive pulley.

ロックアップリレーバルブ１２４は、図示しない制御圧発生弁として機能するオンオフ弁により供給される制御油圧Ｐsに応じて、そのスプール弁子が係合（ＯＮ）側位置と解放（ＯＦＦ）側位置とに切り替えられて、ロックアップクラッチ２６を解放側状態(ロックアップオフ)と係合側状態（スリップ状態乃至完全係合状態)とに切り換える。 The lock-up relay valve 124 has its spool valve element in an engagement (ON) side position and a release (OFF) side position according to a control hydraulic pressure Ps supplied by an on / off valve that functions as a control pressure generating valve (not shown). As a result, the lockup clutch 26 is switched between a disengagement state (lockup off) and an engagement state (slip state or complete engagement state).

図２において、ロックアップリレーバルブ１２４は、制御圧発生弁として機能するオンオフ弁より制御油圧Ｐsが供給されない場合には、解放(ＯＦＦ)側位置に切り替えられて、第２ライン圧ＰＬ２をトルクコンバータ１４の第１油路１４４を通じて解放側油室１５２へ供給する。また、ロックアップリレーバルブ１２４は、解放（ＯＦＦ）側位置にある場合には、第３油路１４８からのトルクコンバータ１４の係合側油室１５０内の作動油を受け入れて排出ポートを通じて冷却油路へ排出する。これにより、解放側油室１５２の油圧が係合側油室１５０の油圧より高くなるので、ロックアップクラッチ２６が解放状態(ロックアップオフ)になる。また、ロックアップリレーバルブ１２４は、制御油圧Ｐsが供給されて係合（ＯＮ）側位置へ切り替えられると、トルクコンバータ１４の第２油路１４６を通じて第２ライン圧ＰＬ２を係合側油室１５０へ供給する。 In FIG. 2, when the control oil pressure Ps is not supplied from the on / off valve that functions as a control pressure generating valve, the lockup relay valve 124 is switched to the release (OFF) side position to convert the second line pressure PL2 to the torque converter. The first oil passage 144 is supplied to the release-side oil chamber 152. Further, when the lockup relay valve 124 is in the release (OFF) side position, the hydraulic oil in the engagement side oil chamber 150 of the torque converter 14 from the third oil passage 148 is received and the cooling oil is passed through the discharge port. Discharge to the road. As a result, the hydraulic pressure in the release-side oil chamber 152 becomes higher than the hydraulic pressure in the engagement-side oil chamber 150, so that the lockup clutch 26 is released (lockup off). Further, when the control hydraulic pressure Ps is supplied and the lockup relay valve 124 is switched to the engagement (ON) position, the lockup relay valve 124 applies the second line pressure PL2 through the second oil passage 146 of the torque converter 14 to the engagement side oil chamber 150. To supply.

ロックアップコントロールバルブ１２２は、ロックアップリレーバルブ１２４によりロックアップクラッチ２６が係合側状態とされている時に、リニアソレノイドバルブＳＯＬにより供給される制御油圧Ｐsolに応じて係合側油室１５０の油圧と解放側油室１５２の油圧との差圧ΔＰを調整して、ロックアップクラッチ２６の作動状態をスリップ状態乃至完全係合状態の範囲で切り換える。 The lockup control valve 122 has a hydraulic pressure of the engagement side oil chamber 150 according to the control hydraulic pressure Psol supplied by the linear solenoid valve SOL when the lockup clutch 26 is in the engagement side state by the lockup relay valve 124. And the differential pressure ΔP between the hydraulic pressure of the release side oil chamber 152 and the operating state of the lockup clutch 26 is switched between the slip state and the complete engagement state.

ところで、リニアソレノイドバルブＳＬＰおよびリニアソレノイドバルブＳＬＳの駆動によりそのそれぞれから出力されるプライマリ信号圧Ｐslpおよびセカンダリ信号圧Ｐslsには、油圧の脈動が発生する場合がある。油圧ダンパ１２０は、シャトルバルブ１１８とプライマリレギュレータバルブ１１４との間に設けられ、シャトルバルブ１１８により選択されたプライマリ信号圧Ｐslpおよびセカンダリ信号圧Ｐslsのうちの高い方の信号圧の油圧脈動を抑制する。このため、プライマリ信号圧Ｐslpあるいはセカンダリ信号圧Ｐslsの油圧脈動がプライマリレギュレータバルブ１１４へ伝達されることが抑制される。これにより、単一の油圧ダンパ１２０により第１ライン圧ＰＬ１の油圧振動の発生が抑制される。 Incidentally, hydraulic pulsation may occur in the primary signal pressure Pslp and the secondary signal pressure Psls output from the linear solenoid valve SLP and the linear solenoid valve SLS, respectively. The hydraulic damper 120 is provided between the shuttle valve 118 and the primary regulator valve 114, and suppresses the hydraulic pulsation of the higher signal pressure of the primary signal pressure Pslp and the secondary signal pressure Psls selected by the shuttle valve 118. . For this reason, the hydraulic pulsation of the primary signal pressure Pslp or the secondary signal pressure Psls is suppressed from being transmitted to the primary regulator valve 114. Accordingly, the occurrence of hydraulic vibration of the first line pressure PL1 is suppressed by the single hydraulic damper 120.

因みに、比較例である油圧制御回路２００を図６を用いて説明する。図６は、油圧制御回路２００のうちの無段変速機１８の変速およびロックアップクラッチ２６の制御に関する要部を示す図であり、図２に相当する図である。油圧制御回路２００は、油圧ダンパの個数および油圧ダンパの配置が、本実施例の油圧制御回路１００と異なっている。油圧制御回路２００の上記以外の構成は、油圧制御回路１００の構成と実質的に共通する。以下、油圧制御回路２００の油圧制御回路１００と異なる点について説明する。 Incidentally, a hydraulic control circuit 200 as a comparative example will be described with reference to FIG. FIG. 6 is a diagram showing a main part of the hydraulic control circuit 200 related to the shift of the continuously variable transmission 18 and the control of the lockup clutch 26, and corresponds to FIG. The hydraulic control circuit 200 is different from the hydraulic control circuit 100 of the present embodiment in the number of hydraulic dampers and the arrangement of the hydraulic dampers. Other configurations of the hydraulic control circuit 200 are substantially the same as the configuration of the hydraulic control circuit 100. Hereinafter, the difference of the hydraulic control circuit 200 from the hydraulic control circuit 100 will be described.

油圧制御回路２００は、リニアソレノイドバルブＳＬＰとシャトルバルブ１１８との間、およびリニアソレノイドバルブＳＬＳとシャトルバルブ１１８との間のそれぞれに油圧ダンパ２０２を備えている。油圧ダンパ２０２は、リニアソレノイドバルブＳＬＰの駆動により発生するプライマリ信号圧Ｐslpの油圧脈動およびリニアソレノイドバルブＳＬＳの駆動により発生するセカンダリ信号圧Ｐslsの油圧脈動を抑制する。プライマリ信号圧Ｐslpおよびセカンダリ信号圧Ｐslsは、油圧ダンパ２０２によりそのそれぞれの油圧脈動が抑制された後に、シャトルバルブ１１８によりどちらか高い方の信号圧が選択されてプライマリレギュレータバルブ１１４に供給される。このため、プライマリ信号圧Ｐslpあるいはセカンダリ信号圧Ｐslsの油圧脈動がプライマリレギュレータバルブ１１４へ伝達されることが抑制される。これにより、第１ライン圧ＰＬ１の油圧振動の発生が抑制される。しかしながら、比較例の油圧制御回路２００は、油圧ダンパ２０２がリニアソレノイドバルブＳＬＰおよびリニアソレノイドバルブＳＬＳのそれぞれに設けられることから、油圧ダンパ２０２の設置により部品点数が多くなり、バルブボデーが大型化し、それに伴ってコストが増加する恐れがあった。 The hydraulic control circuit 200 includes hydraulic dampers 202 between the linear solenoid valve SLP and the shuttle valve 118 and between the linear solenoid valve SLS and the shuttle valve 118, respectively. The hydraulic damper 202 suppresses the hydraulic pulsation of the primary signal pressure Pslp generated by driving the linear solenoid valve SLP and the hydraulic pulsation of the secondary signal pressure Psls generated by driving the linear solenoid valve SLS. The primary signal pressure Pslp and the secondary signal pressure Psls are supplied to the primary regulator valve 114 after the hydraulic pulsation is suppressed by the hydraulic damper 202 and the higher one is selected by the shuttle valve 118. For this reason, the hydraulic pulsation of the primary signal pressure Pslp or the secondary signal pressure Psls is suppressed from being transmitted to the primary regulator valve 114. Thereby, generation | occurrence | production of the hydraulic vibration of 1st line pressure PL1 is suppressed. However, in the hydraulic control circuit 200 of the comparative example, since the hydraulic damper 202 is provided in each of the linear solenoid valve SLP and the linear solenoid valve SLS, the installation of the hydraulic damper 202 increases the number of parts, and the valve body is enlarged. As a result, the cost may increase.

上述のように、本実施例の油圧制御回路１００によれば、リニアソレノイドバルブＳＬＰから出力されるプライマリ信号圧ＰslpおよびリニアソレノイドバルブＳＬＳから出力されるセカンダリ信号圧Ｐslsを受けてそれ等のうちの高い方の信号圧を出力するシャトルバルブ１１８と、シャトルバルブ１１８とプライマリレギュレータバルブ１１４との間に設けられ、シャトルバルブ１１８により出力される信号圧の脈動を抑制する油圧ダンパ１２０とを、含む。このため、プライマリ信号圧Ｐslpおよびセカンダリ信号圧Ｐslsのうちのシャトルバルブ１１８により選択された信号圧の油圧脈動が、油圧ダンパ１２０により抑制される。これにより、リニアソレノイドバルブＳＬＰの弁体変位時のプライマリ信号圧Ｐslpの油圧脈動およびリニアソレノイドバルブＳＬＳの弁体変位時のセカンダリ信号圧Ｐslsの油圧脈動が、プライマリレギュレータバルブ１１４に伝達されることが抑制され、油圧制御の精度低下が抑制される。また、リニアソレノイドバルブＳＬＰとシャトルバルブ１１８との間、リニアソレノイドバルブＳＬＳとシャトルバルブ１１８との間に油圧ダンパ２０２がそれぞれ設けられる比較例の油圧制御回路２００と比較して、油圧ダンパ１２０の個数を１個に抑制することができ、バルブボデーの大型化、およびそれに伴うコストの増加を抑制することができる。 As described above, according to the hydraulic control circuit 100 of the present embodiment, the primary signal pressure Pslp output from the linear solenoid valve SLP and the secondary signal pressure Psls output from the linear solenoid valve SLS are received. A shuttle valve 118 that outputs the higher signal pressure, and a hydraulic damper 120 that is provided between the shuttle valve 118 and the primary regulator valve 114 and suppresses the pulsation of the signal pressure output by the shuttle valve 118 are included. For this reason, the hydraulic pulsation of the signal pressure selected by the shuttle valve 118 of the primary signal pressure Pslp and the secondary signal pressure Psls is suppressed by the hydraulic damper 120. Thereby, the hydraulic pulsation of the primary signal pressure Pslp when the linear solenoid valve SLP is displaced and the hydraulic pulsation of the secondary signal pressure Psls when the linear solenoid valve SLS is displaced are transmitted to the primary regulator valve 114. This suppresses the decrease in accuracy of hydraulic control. Further, the number of hydraulic dampers 120 is larger than that of the hydraulic control circuit 200 of the comparative example in which the hydraulic damper 202 is provided between the linear solenoid valve SLP and the shuttle valve 118 and between the linear solenoid valve SLS and the shuttle valve 118, respectively. Can be suppressed to one, and an increase in the size of the valve body and the accompanying increase in cost can be suppressed.

以上、本発明を表及び図面を参照して詳細に説明したが、本発明は更に別の態様でも実施でき、その主旨を逸脱しない範囲で種々変更を加え得るものである。 As mentioned above, although this invention was demonstrated in detail with reference to the table | surface and drawing, this invention can be implemented in another aspect, and can be variously changed in the range which does not deviate from the main point.

１８：無段変速機
４２：プライマリプーリ（プリイマリ側プーリ）
４６：セカンダリプーリ（セカンダリ側プーリ）
１００：油圧制御回路（車両用無段変速機の油圧制御装置）
１１０：プライマリ圧コントロールバルブ（プライマリシーブコントロールバルブ）
１１２：セカンダリ圧コントロールバルブ（セカンダリシーブコントロールバルブ）
１１４：プライマリレギュレータバルブ
１１８：シャトルバルブ（信号圧選択弁）
１２０：油圧ダンパ
ＳＬＰ：リニアソレノイドバルブ（プライマリ圧制御用リニアソレノイドバルブ）
ＳＬＳ：リニアソレノイドバルブ（セカンダリ圧制御用リニアソレノイドバルブ）
Islp：プライマリ圧指令信号
Ｐslp：プライマリ信号圧
Isls：セカンダリ圧指令信号
Ｐsls：セカンダリ信号圧
18: continuously variable transmission 42: primary pulley (primary pulley)
46: Secondary pulley (secondary pulley)
100: Hydraulic control circuit (hydraulic control device for continuously variable transmission for vehicle)
110: Primary pressure control valve (primary sheave control valve)
112: Secondary pressure control valve (secondary sheave control valve)
114: Primary regulator valve 118: Shuttle valve (signal pressure selection valve)
120: Hydraulic damper SLP: Linear solenoid valve (linear solenoid valve for primary pressure control)
SLS: Linear solenoid valve (Linear solenoid valve for secondary pressure control)
Islp: Primary pressure command signal Pslp: Primary signal pressure
Isls: Secondary pressure command signal Psls: Secondary signal pressure

Claims

A primary sheave control valve that controls the primary pressure to the primary pulley of the continuously variable transmission,
A secondary sheave control valve that controls the secondary pressure to the secondary pulley of the continuously variable transmission;
A linear solenoid valve for primary pressure control that outputs a primary signal pressure regulated according to a primary pressure command signal to the primary sheave control valve;
A secondary pressure control linear solenoid valve that outputs a secondary signal pressure regulated according to a secondary pressure command signal to the secondary sheave control valve;
Based on the primary signal pressure and the secondary signal pressure output from the primary pressure control linear solenoid valve and the secondary pressure control linear solenoid valve, the original pressures of the primary sheave control valve and the secondary sheave control valve are adjusted. A primary regulator valve that presses,
A hydraulic control device for a continuously variable transmission for a vehicle comprising:
The higher one of the primary signal pressure and the secondary signal pressure in response to the primary signal pressure and the secondary signal pressure output from the primary pressure control linear solenoid valve and the secondary pressure control linear solenoid valve And a hydraulic damper provided between the signal pressure selection valve and the primary regulator valve for suppressing hydraulic pulsation. Hydraulic control device.