JP3928276B2

JP3928276B2 - Hydraulic control device for automatic transmission and belt type continuously variable transmission

Info

Publication number: JP3928276B2
Application number: JP31126598A
Authority: JP
Inventors: 繁男都築; 教雄今井; 裕士田中
Original assignee: Aisin AW Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd
Priority date: 1998-10-30
Filing date: 1998-10-30
Publication date: 2007-06-13
Anticipated expiration: 2018-10-30
Also published as: JP2000130574A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動変速機の油圧制御装置に関し、詳しくは、信号圧に応じて異なる増幅率で出力圧を制御するようにした自動変速機の油圧制御装置及びベルト式無段変速装置に係る。
【０００２】
【従来の技術】
従来、自動変速機の油圧制御装置においては、一般的に、リニアソレノイドバルブにより信号圧を発生し、この信号圧をプライマリレギュレータバルブに入力することにより、ライン圧を適宜な出力圧に調圧し、この調圧された出力圧によって種々の制御を行っている。このときの、リニアソレノイドバルブが発生する信号圧の変化に対する、プライマリレギュレータバルブの出力圧の変化の比を増幅率（以下「ゲイン」という）とすると、このゲインは、リニアソレノイドバルブが発生する信号圧の範囲内で、ライン圧を必要なすべての出力圧に調圧できるように設定されている。つまり、出力圧の変動幅が、信号圧の変動幅内で実現できるように、ゲインが設定されている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、例えば、ベルトが掛け渡された２個のプーリのプーリ比を変更することで無段階の変速を行ういわゆる無段変速機においては、非常に高い出力圧が必要となる。すなわち、このような無段変速機にあっては、各プーリを構成する固定シーブと可動シーブとによるベルトの挟持圧を増減することでプーリ比を変更しているが、このベルトの挟持圧は広範囲で変更することが必要であり、したがって、このような広範囲の挟持圧を発生させるためのプライマリレギュレータバルブの出力圧を、その変動幅が大きくなるようにしなければならない。出力圧の変動幅を大きくとる方法として、リニアソレノイドバルブの信号圧の変動幅を大きくすることが考えられる。しかし、信号圧の変動幅を大きくするためには、リニアソレノイドバルブを大きくすることが必要となり、スペース面、コスト面で不利になる。
【０００４】
これらの不利を伴うことなく、出力圧の変動幅を大きくとる方法として、上述したゲインを大きくする方法が考えられる。しかし、ゲインを大きくするということは、信号圧の変動に対する出力圧の変動が大きくなることを意味し、これによると、信号圧のばらつきによる出力圧のばらつきが大きくなり、出力圧の精度の高い制御が難しくなるという問題がある。すなわち、信号圧の変動幅が一定の場合、ゲインを大きく設定すると、出力圧の変動幅が大きくなり高い出力圧が得られる反面、出力圧の精度の高い制御が困難となる。反対に、ゲインを小さく設定すると、出力圧の精度の高い制御が可能である反面、出力圧の変動幅が小さくなり高い出力圧が得られない。
【０００５】
実際、上述の無段変速機を搭載した自動車においては、無段変速機は、発進時等、プーリ比が大きくかつ高トルクの場合、大きな出力圧が必要とされる反面、定速走行時等、プーリ比が小さくかつ低トルクの場合、小さな出力圧の領域が使用され、しかも燃費低減の目的で精度の高い出力圧の制御が要求される。つまり、上述の無段変速機の例では、低出力側では低ゲインが、また高出力側では高ゲインが適しているということになる。
【０００６】
そこで、本発明は、信号圧の変化に対応して増幅率（ゲイン）を切り換えて、出力圧の高精度の制御と、高出力圧の出力とを両立させるようにした自動変速機の油圧制御装置を提供することを目的とするものである。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る発明は、信号圧（ＣＰ）を発生させる信号圧発生手段（ＳＬＴ）と、
前記信号圧（ＣＰ）が入力されると共に、前記信号圧に応じた出力圧（ＰＬ）を調圧する調圧手段（７２）と、
前記出力圧（ＰＬ）に対応したフィードバック圧を前記調圧手段（７２）に入力すると共に前記信号圧（ＣＰ）に対向作用させることで、フィードバックする第１フィードバック手段（油室ｎ）と、
前記出力圧（ＰＬ）を前記調圧手段（７２）にゲイン調整圧（ＰＧ）として入力すると共に前記信号圧（ＣＰ）に対向作用させることで、フィードバックする第２フィードバック手段（７６、油室Ｐ）と、を備え、
前記第２フィードバック手段は、前記出力圧（ＰＬ）が所定の圧力までは前記ゲイン調整圧（ＰＧ）を出力圧に対応した値とする一方、前記出力圧が所定の圧力を超えると前記ゲイン調整圧（ＰＧ）を一定の設定圧（ＶＰ）に固定するとともに、前記信号圧（ＣＰ）の変化に対する前記出力圧（ＰＬ）の変化の比をゲインとしたときに、前記信号圧の変動範囲内で前記ゲインを低ゲイン（Ｇ１）と高ゲイン（Ｇ２）とに変更する、ことを特徴とする自動変速機の油圧制御装置にある。
【０００８】
請求項２に係る発明は、請求項１の発明において、前記第２のフィードバック手段（７６、油室Ｐ）は、入力圧が前記調圧手段（７２）からの出力圧（ＰＬ）であり、出力圧が前記ゲイン調整圧（ＧＰ）であり、前記出力圧が所定の圧力までは前記ゲイン調整圧を前記出力圧に対応した値とし、前記出力圧が所定の圧力を超えると前記ゲイン調整圧を一定の設定圧（ＶＰ）に固定する、モジュレータバルブ（７６）を有することを特徴とする。
【０００９】
請求項３に係る発明は、請求項１又は２の発明において、前記調圧手段（７２）は前記信号圧（ＣＰ）を入力する複数の油室（ｌ１、ｌ２）を有し、
前記信号圧（ＣＰ）のそれら油室（ｌ１、ｌ２）に対する供給を切り替える切り替えバルブ（９５）を有することを特徴とする。
【００１０】
請求項４に係る発明は、請求項３の発明において、前記切り替えバルブ（９５）は、トルクコンバータ（６）のロックアップのオン状態に対応して前記信号圧（ＣＰ）の前記油室（ｌ２）に対する供給を遮断し、ロックアップのオフ状態に対応して前記信号圧（ＣＰ）の前記油室（ｌ２）に対する供給を行うように切り替える、ことを特徴とする。
【００１１】
請求項５に係るベルト式無段変速装置（２）は、固定シーブ（２３）と可動シーブ（２５）とを有する駆動側プーリ（２６）と、固定シーブ（２９）と可動シーブ（３０）とを有する従動側プーリ（３１）と、これら駆動側プーリ（２６）と従動側プーリ（３１）とに巻き掛けられたベルト（３２）と、前記可動シーブ（２５、３０）を移動させて前記ベルト（３２）の挟持圧を変更し前記駆動側プーリ（２６）と前記従動側プーリ（３１）とのプーリ比を変更する油圧制御装置と、を備え、該油圧制御装置が、請求項１、２、３、又は４記載の自動変速機の油圧制御装置である、ことを特徴とする。
【００１２】
［作用］
上記した構成により、本発明は、第１フィードバック手段（油室ｎ）からのフィードバック圧と第２フィードバック手段（７６、油室Ｐ）からのゲイン調整圧（ＰＧ）が、信号圧発生手段（ＳＬＴ）からの信号圧とバランスし、出力圧（ＰＬ）が所定の圧力まではゲイン調整圧（ＰＧ）を出力圧に対応した値として出力圧（ＰＬ）のゲインを低くし、出力圧（ＰＬ）が所定の圧力を超えるとゲイン調整圧（ＰＧ）を一定の設定圧（ＶＰ）に固定して出力圧のゲインを高くするように作用する。
【００１３】
なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照するためのものであるが、特許請求の範囲に何等影響を与えるものではない。
【００１４】
【発明の効果】
請求項１に係る発明によると、第２フィードバック手段（７９、７６）により、出力圧（ＰＬ）のゲインを低ゲインと高ゲインとに切り替えることができ、低ゲインの領域では高精度の出力圧の制御が、そして高ゲインの領域では高出力圧の出力が可能となる。
【００１５】
請求項２に係る発明によると、モジュレータバルブにより簡単な構成で上述したゲイン切り替えが可能となる。
【００１６】
請求項３に係る発明によると、切り替えバルブにより、出力圧のゲイン切り替えをよりキメ細かく行なうことが可能となる。
【００１７】
請求項４に係る発明によると、トルクコンバータのロックアップのオン／オフ状態に対応して出力圧のゲインを切り替えることが出来、トルクコンバータによるトルク増幅状態に応じたゲイン切り替えが可能となる。
【００１８】
請求項５に係る発明によると、ベルト式無段変速装置（２）において、例えば、プーリ比の大きい発進時等には高ゲインとして高出力を得ることができ、一方、プーリ比の小さい定速走行時等には低ゲインとして精度の高い出力圧の制御を行うことができる。
【００１９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施例を図面に基づき説明する。
【００２０】
以下、図面に沿って、本発明に係る実施の形態について説明する。
【００２１】
同図に示す無段変速機１は、ＣＶＴ（ベルト式無段変速装置）２、前後進切換え装置３、ロックアップクラッチ５を内蔵したトルクコンバータ６、カウンタシャフト７、及びディファレンシャル装置９を備えており、これらの装置や部材が分割ケース（不図示）に収納されている。
【００２２】
トルクコンバータ６は、エンジン出力軸１０にフロントカバー１７を介して連結されているポンプインペラ１１、入力軸１２に連結されているタービンランナ１３、及びワンウェイクラッチ１５を介して支持されているステータ１６を有する。そして、ロックアップクラッチ５は、入力軸１２とフロントカバー１７との間に介装されている。なお、図中２０は、ロックアップクラッチプレートと入力軸１２との間に介装されたダンパスプリングであり、また、２１は、ポンプインペラ１１に連結されて駆動されるオイルポンプである。
【００２３】
ＣＶＴ２は、プライマリシャフト２２に固定された固定シーブ２３、及びこのプライマリシャフト２２に軸方向の摺動のみ自在に支持されている可動シーブ２５からなるプライマリプーリ（駆動側プーリ）２６と、セカンダリシャフト２７に固定されている固定シーブ２９、及びこのセカンダリシャフト２７に軸方向の摺動のみ自在に支持されている可動シーブ３０からなるセカンダリプーリ（従動側プーリ）３１と、これらプライマリプーリ２６とセカングリプーリ３１とに巻き掛けられた金属製のベルト３２とを備えている。
【００２４】
さらに、プライマリ側可動シーブ２５の背面にはダブルピストンからなる油圧アクチュエータ３３が配置されており、またセカンダリ側可動シーブ３０の背面にはシングルピストンからなる油圧アクチュエータ３５が配置されている。上記プライマリ側油圧アクチュエータ３３は、プライマリシャフト２２に固定されたシリンダ部材３６及び反力支持部材３７と、可動シーブ２５に固定された筒状部材３９及びピストン部材４０を有しており、筒状部材３９、反力支持部材３７及び可動シーブ２５の背面にて第１の油圧室４１を構成するとともに、シリンダ部材３６及びピストン部材４０にて第２の油圧室４２を構成する。そして、これら第１の油圧室４１と第２の油圧室４２とは、連通孔３７ａにて互いに連通されているため、全体として、同一油圧によりセカンダリ側油圧アクチュエータ３５に発生する軸力に比してほば２倍の軸力を発生する。一方、セカンダリ側油圧アクチュエータ３５は、セカンダリシャフト２７に固定されている反力支持部材４３及び可動シーブ３０の背面に固定されている筒状部材４５を有しており、これら反力支持郡材４３と筒状部材４５とにより１個の油圧室４６を構成するとともに、可動シーブ３０と反力支持部材４３との問にプリロード用のスプリング４７が縮設されている。
【００２５】
前後進切換え装置３は、ダブルピニオンプラネタリギヤ５０、リバースブレーキＢｌ、及びダイレクトクラッチＣｌを有している。上述のダブルピニオンプラネタリギヤ５０は、そのサンギヤＳが入力軸１２に連結されており、第１のピニオンＰｌ及び第２のピニオンＰ２を支持するキャリヤＣＲがプライマリ側固定シーブ２３に連結されており、そしてリングギヤＲが上述のリバースブレーキＢｌに連結されており、またキャリヤＣＲとリングギヤＲとの問に上述のダイレクトクラッチＣｌが介装されている。
【００２６】
カウンタシャフト７には、大ギヤ５１及び小ギヤ５２が固定されており、大ギヤ５１はセカンダリシャフト２７に固定されたギヤ５３に噛合し、かつ小ギヤ５２はディファレンシャル装置９のギヤ５５に噛合している。ディファレンシャル装置９においては、このギヤ５５を有するデフケース６６に支持されたデフギヤ５６の回転が左右サイドギヤ５７、５９を介して左右車軸６０、６１に伝達される。
【００２７】
また、プライマリ側固定シーブ２３の外周部には多数個の凹凸部２３ａが歯切りにより等間隔に形成されており、またこれら凹凸部２３ａに臨むようにケース（不図示）に固定されて電磁ピックアップ６２が配置されている。同様に、セカンダリ側固定シーブ２９の外周郡にも多数個の凹凸部２９ａが歯切りにより等間隔に形成されており、またこれら凹凸部２９ａに臨むようにケースに固定されて電磁ピックアップ６３が配置されている。これら電磁ピックアップ６２、６３は、それぞれその検知面が上述の凹凸部２３ａ、２９ａに近接して配置され、凹凸部２３ａ、２９ａを検出するそれぞれプライマリ（入力）回転数センサ、セカンダリ（出力）回転数センサ（車速センサ）を構成している。また、フロントカバー１７に近接して電磁ピックアップ６５が配置されており、電磁ピックアップ６５はエンジン回転数センサを構成している。そして、入力トルクは、マップによりスロットル開度とエンジン回転数に基づきエンジントルクを求め、さらにトルクコンバータ６の入出力回転数から速度比を計算し、この速度比によりマップにてトルク比を求め、エンジントルクにこのトルク比を乗じて求められる。
【００２８】
つづいて、図２を参照して、本発明の無段変速機１の油圧回路についてその概略を説明する。図２において、２１は上述のオイルポンプ、７２はプライマリレギュレータバルブ、７３はセカンダリレギュレータバルブ、７６はゲイン切り替え用を兼ねたソレノイド用モジュレータバルブ、ＳＬＴはライン圧制御用リニアソレノイドバルブ、ＳＬＵはロックアップ制御用リニアソレノイドバルブである。７７はマニュアルバルブであって、マニュアル操作により、クラッチモジュレータバルブ７９によって調圧されるモジュレート圧（ポート１の油圧）が図中左右の複数のポートに切り換えられる。８０はＣｌコントロールバルブ、８１はニュートラルリレーバルブ、８２はリバースインヒビットバルブ、Ｓｌは前後進制御用ソレノイドバルブである。また、Ｃｌは前述のダイレクトクラッチＣｌ用の油圧サーボ、Ｂｌは前述のリバースブレーキＢｌ用油圧サーボ、９０、９１はそれぞれＢｌ用アキュムレータ、Ｃｌ用アキュムレータである。
【００２９】
９２はレシオコントロールバルブ、３３及び３５は前述のプライマリ側油圧アクチュエータ及びセカングリ側油圧アクチュエータである。９５はロックアップリレーバルブ、９６はロックアップコントロールバルブ、Ｓ３はロックアップ切換え用ソレノイドバルブである。なお、図中、ＥＸはドレーンポート、１００はクーラーである。
【００３０】
つづいて、上述構成の無段変速機１及び油圧回路の動作について説明する。エンジン回転に基づくオイルポンプ２１の起動により、所定油圧が発生し、この油圧は、プーリ比及び入力トルクに基づき演算される制御部からの信号により制御されるリニアソレノイドバルブＳＬＴに基づきプライマリレギュレータバルブ７２により、ライン圧ＰＬに調圧され、さらに後述するセカングリレギュレータバルブ７３により、セカンダリ圧Ｐｓが調圧される。
【００３１】
マニュアルバルブ７７のＤ（ドライブ）レンジ及びＬ（エル）レンジにあっては、ポート１からの油圧が図２右方のポートＤを介してダイレクトクラッチ用油圧サーボＣｌに供給され、ダイレクトクラッチＣｌが接続する。この状態では、エンジン出力軸１０の回転は、トルクコンバータ６、入力軸１２及びダイレクトクラッチＣｌにより直結状態となっているプラネタリギヤ５０を介してプライマリプーリ２６に伝達され、さらに適宜変速されるＣＶＴ２を介してセカンダリシャフト２７に伝達され、そしてカウンタシャフト７、ディファレンシャル装置９を介して左右車軸６０、６１に伝達される。
【００３２】
また、マニュアルバルブ７７をＲ（リバース）レンジに操作すると、ポート１からの油圧は図２左方のポートＲを介してブレーキ用油圧サーボＢｌに供給される。この状態では、プラネタリギヤ５０のリングギヤＲが係止され、入力軸１２からのサンギヤＳの回転は、キャリヤＣＲに逆回転として取り出され、この逆回転がプライマリプーリ２６に伝達される。
【００３３】
前述のＣＶＴ２は、セカングリプーリ３１の油圧アクチュエータ３５にプライマリレギュレータバルブ７２からのライン圧ＰＬが供給されており、入力トルク及び変速比に応じたベルト挟持力を作用する。一方、制御部からの変速信号に基づきレシオコントロール用デューティソレノイドバルブＳＬＲが制御され、このレシオコントロール用デューティソレノイドバルブＳＬＲからの（信号圧）によりレシオコントロールバルブ９２が制御されて、その出力ポートからの油圧がプライマリプーリ２６のダブルピストンからなる油圧アクチュエータ３３に供給され、これによりＣＶＴ２の変速比が適宜制御される。
【００３４】
そして、エンジン出力軸１０のトルクは、トルクコンバータ６を介して入力軸１２に伝達され、特に発進時にあっては、このトルクコンバータ６によりトルク比が高くなるように変速されて入力軸１２に伝達され、滑らかに発進する。また、トルクコンバータ６は、ロックアップクラッチ５を有しており、高速安定走行時にあっては、このロックアップクラッチ５が係合して、エンジン出力軸１０と入力軸１２とが直結状態となって、トルクコンバータ６の油流による動力損失を減少させている。
【００３５】
次に、上述の図２の一部拡大図である図３を参照して、ライン圧ＰＬの調圧について述べる。
【００３６】
プライマリレギュレータバルブ７２の一端室ｌにスプリング７２ｂが縮設されているとともにリニアソレノイドバルブＳＬＴの出力ポートｍからの制御圧ＣＰがオリフイス１０１を介して作用し、また該バルブ７２の他端室ｎにはオリフイス１０２を介してライン圧ＰＬが作用し、更に、油室ｐにはゲイン切り替え用を兼ねたモジュレータバルブ７６からのゲイン調整圧ＰＧが作用する。したがって、スプール７２ａは一端室１に作用する制御圧ＣＰと他端室ｎに作用するフイードバック圧及び油室ｐに作用するゲイン調整圧ＰＧとによりバランスして、オイルポンプ２１からプライマリレギュレータバルブ７２のポート０に供給される圧は、該ポート０がドレーンポートＥＸ及びセカンダリポートｑに所定割合にて連通することにより調圧され、これにより入力トルク及びＣＶＴ２の変速比に基づき算出されるライン圧ＰＬが油路ｈに導かれる。
【００３７】
したがって、ライン圧制御用リニアソレノイドバルブＳＬＴは、制御部からの入力トルク及びＣＶＴ２の変速比に基づく制御信号によりソレノイド用モジュレータバルブ７９からのモジュレータ圧ＰＭを出力ポートｍに所定制御圧として出力し、該制御圧ＣＰが制御油室ｌに作用することに基づき、プライマリレギュレータバルブ７２は、ＣＶＴ２のＵ／Ｄ（アンダードライブ）及び０／Ｄ（オーバドライブ）の間で入力トルクに比例するライン圧ＰＬを出力する。
【００３８】
ところで、プライマリレギュレータバルブ７２の油室ｐに作用するゲイン調整圧ＰＧは、プライマリレギュレータバルブ７２の出力圧Ｖ１、即ち、ライン圧ＰＬがモジュレータバルブ７９、７６を介して入力されるが、ライン圧ＰＬが低い状態で、モジュレータバルブ７９で調圧後のモジュレータ圧ＰＭがモジュレータバルブ７６の設定圧ＶＰに達しない場合には、モジュレータバルブ７９のスプール７９ａはスプリング７９ｂの作用により、図３上方に押し上げられ、ポートｓから入力されるモジュレータ圧ＰＭはそのままポートｒに出力され、ゲイン調整圧ＰＧとして、プライマリレギュレータバルブ７２の油室ｐに供給される。
【００３９】
すると、制御油室ｌに作用するライン圧制御用リニアソレノイドバルブＳＬＴからの制御圧ＣＰは、他端室ｎに作用するライン圧ＰＬのフイードバック圧及び油室ｐに作用するゲイン調整圧ＰＧの両方の圧力とバランスする必要があることから、制御油室ｌに入力される制御圧ＣＰによるスプール７２の図中上下方向の移動量はゲイン調整圧ＰＧに相当する分だけ抑制されたものとなり、プライマリレギュレータバルブ７２の出力圧Ｖ１（ライン圧ＰＬ）の変動も小さくなり、制御圧ＣＰの変化に対するプライマリレギュレータバルブ７２の出力圧（ライン圧ＰＬ）の変化の比であるゲインＧ（図４の線図の傾き）は、小さくなり、低ゲインの出力となる。
【００４０】
この状態は、プライマリレギュレータバルブ７２の出力圧Ｖ１が、リニアソレノイドバルブＳＬＴによる制御圧ＣＰの上昇制御により上昇し、対応するモジュレータバルブ７９からのモジュレータ圧ＰＭが上昇し、モジュレータバルブ７６の設定圧力ＶＰに達するまで継続する。それまでの間は、モジュレータバルブ７６のポートｓに作用するモジュレータ圧ＰＭは、徐々にスプール７９ｂを図中下方に移動させる形で作用し、それに対応する形でポートｒから出力されるゲイン調整圧ＰＧも上昇し（図３グラフ参照）、プライマリレギュレータバルブ７２の油室ｐにライン圧ＰＬのフィードバック圧の形で作用し、出力圧Ｖ１は図４の実線Ｇ１に示すような関係を示す。
【００４１】
こうして、プライマリレギュレータバルブ７２の出力圧Ｖ１が、リニアソレノイドバルブＳＬＴによる制御油圧ＣＰの上昇制御により上昇し、対応するモジュレータバルブ７９からのモジュレータ圧ＰＭが上昇し、モジュレータバルブ７６の設定圧力ＶＰに達すると、モジュレータバルブ７６のスプール７９ｂは、図中右半位置になり、以後、ポートｒから出力されるゲイン調整圧ＰＧは、ライン圧ＰＬの値にかかわらず、設定圧力ＶＰに固定され、プライマリレギュレータバルブ７２の油室ｐにライン圧ＰＬのフィードバック圧の形で作用するゲイン調整圧ＰＧは設定圧力ＶＰに固定される。
【００４２】
すると、制御油室ｌに作用するライン圧制御用リニアソレノイドバルブＳＬＴからの制御圧ＣＰは、他端室ｎに作用するライン圧ＰＬのフイードバック圧及び油室ｐに作用する設定圧力ＶＰに固定されたゲイン調整圧ＰＧとバランスすることから、それまで、ライン圧ＰＬの大きさに対応して油室ｐに入力されたゲイン調整圧ＰＧは一定のバイアス圧力としてのみ作用し、以後、制御室ｌに入力される制御圧ＣＰが更に増大しても、対応して増大することはなくなる。従って、スプール７２の図中上下方向の移動量はゲイン調整圧ＰＧによるフィードバックから解放され、プライマリレギュレータバルブ７２の出力圧Ｖ１（ライン圧ＰＬ）の変動も、それまでのゲイン調整圧ＰＧの影響から解放され、制御圧ＣＰの変化に対するプライマリレギュレータバルブ７２の出力圧（ライン圧ＰＬ）の変化の比であるゲインＧ（図４の線図の傾き）は、モジュレータバルブ７６の設定圧ＶＰよりも高い範囲で、大きくなり、高ゲインの出力となる。
【００４３】
この際の、ゲイン調整圧ＰＧがモジュレータバルブ７６の設定圧力ＶＰに達し、プライマリレギュレータバルブ７２の出力状態がそれまでの低ゲイン状態Ｇ１から高ゲイン状態Ｇ２に変化する点を図４に示すように、ゲイン切り替え点ＴＰとする。このゲイン切り替え点ＴＰは、モジュレータバルブ７６の設定圧ＶＰを調整することにより調整が可能である。なお、低ゲイン、高ゲインにおける「低」、「高」とは、ゲインＧの絶対値の高低をいうのではなく、他方に対する相対的な「高低」をいうものである。なお、図４のグラフにおいては、グラフの傾きがゲインＧを示し、傾きが小さいときが低ゲインＧｌ、傾きが大きいときが高ゲインＧ２となる。
【００４４】
上述のように、本発明における本実施の形態においては、リニアソレノイドバルブＳＬＴが出力する制御圧ＣＰの変動幅内で、必要なライン圧ＰＬの変動幅を実現しようとするものである。
【００４５】
ところが、前述したように、例えば、無段変速機１（図１参照）においては、制御圧ＣＰに基づく、ライン圧ＰＬの高精度の制御と高いライン圧ＰＬとを実現することが要求されるが、前者の高精度の制御には低ゲインＧｌが必要となり、後者の高いライン圧ＰＬには高ゲインＧ２が必要となるため、従来のように、ゲインＧを一種に固定した場合には、高精度の制御と高いライン圧ＰＬとの双方を両立させることが困難であった。
【００４６】
すなわち、制御圧ＣＰの変動幅を一定とすると、ライン圧ＰＬの高精度の制御を実現すべく、低ゲインＧｌに設定した場合、制御圧ＣＰを最大にしても、必要なライン圧ＰＬの最大値を得ることができない。一方、これとは逆に、高いライン圧ＰＬを実現すべく、高ゲインに設定した場合、ライン圧ＰＬの高精度の制御が困難となる。
【００４７】
そこで、本発明においては、制御圧ＣＰの変動幅内の切換点ＴＰを境として、ライン圧ＰＬの高精度の制御が必要な、制御圧ＣＰの低い領域では、低ゲインＧｌとする一方、高いライン圧ＰＬが必要な、制御圧ＣＰの高い領域では、高ゲインＧ２とすることにより、ライン圧ＰＬの高精度の制御と、高いライン圧ＰＬとを両立させるようにしている。
【００４８】
また、図５に示すように、リニアソレノイドバルブＳＬＴが出力する制御圧ＣＰをプライマリレギュレータバルブ７２の油室ｌ１の他に、ロックアップリレーバルブ９５を介して油室ｌ２に接続させ、トルク増幅が行われないトルクコンバータ６のロックアップオン時には、ロックアップリレーバルブ９５のスプール９５ａを左半位置にして、ポートｔとｕの間を遮断し、制御圧ＣＰを油室ｌ１のみに作用させる、図３と同様な制御を行い、トルク増幅が行われて高いライン圧ＰＬが必要とされるトルクコンバータ６のロックアップオフ時には、ロックアップリレーバルブ９５のスプール９５ａを右半位置にして、ポートｔとｕの間を連通させて、制御圧ＣＰを油室ｌ１とｌ２に共に作用させ、制御圧ＣＰのスプール７２ａへの受圧面積を増大させ、プライマリレギュレータバルブ７２の出力圧を早期に増加させゲイン切り替え点ＴＰをロックアップオン状態よりも図６左方、即ち低制御圧ＣＰ側に移行させてより高いライン圧ＰＬを得られるようにすることも出来る。この場合、ゲインは、低ゲイン側で２段階、高ゲイン側で２段階の合計４段階に切り替えることができ、必要な出力圧に応じたよりキメの細かい制御が可能となる。
【００４９】
なお、図７に、図１に示す無段変速機１におけるプーリ比とライン圧ＰＬとの関係を参考までに示す。これらの関係は、同図に示すように、下方に凸の曲線状となるため、発進時等においてプーリ比を大きくしようとする（Ｕ／Ｄ側に移動させる）と、大きなライン圧ＰＬが必要となる。
【００５０】
上述の実施の形態で説明した本発明によると、プーリ比のＵ／Ｄ側での大きなライン圧ＰＬの発生と、プーリ比の０／Ｄ側での、精度の高いライン圧ＰＬの制御とが可能となるものである。
【図面の簡単な説明】
【図１】ベルト式無段変速機の一例を示す概略図。
【図２】本発明が適用される油圧回路を示す図。
【図３】図２の要部を示す油圧回路図。
【図４】図２の油圧回路の制御圧とバルブ出力圧との関係を示す図。
【図５】本発明の別の実施の形態を示す図。
【図６】図５の油圧回路の制御圧とバルブ出力圧との関係を示す図。
【図７】無段変速機におけるプーリ比とライン圧との関係を示す図。
【符号の説明】
２ベルト式無段変速装置（ＣＶＴ）
６トルクコンバータ
２３、２９固定シーブ
２５、３０可動シーブ
２６駆動側プーリ（プライマリプーリ）
３１従動側プーリ（セカンダリプーリ）
３２ベルト
７２調圧手段（プライマリレギュレータバルブ）
７６、７９第２フィードバック手段（モジュレータバルブ）
９５切り換えバルブ（ロックアップリレーバルブ）
１０２第１フィードバック手段（オリフィス）
ｌ、ｌ１、ｌ２油室
ｎ第２フィードバック手段（油室）
ＣＰ信号圧（制御圧）
Ｇ１低ゲイン
Ｇ２高ゲイン
ＰＧゲイン調整圧
ＰＬ出力圧（ライン圧）
ＳＬＴ信号圧発生手段（リニアソレノイドバルブ）
ＶＰ設定圧[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device for an automatic transmission, and more particularly to a hydraulic control device and a belt-type continuously variable transmission for an automatic transmission that control an output pressure with a different amplification factor according to a signal pressure.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, in a hydraulic control device for an automatic transmission, generally, a signal pressure is generated by a linear solenoid valve, and by inputting this signal pressure to a primary regulator valve, the line pressure is adjusted to an appropriate output pressure, Various controls are performed by the regulated output pressure. If the ratio of the change in the output pressure of the primary regulator valve to the change in the signal pressure generated by the linear solenoid valve at this time is defined as an amplification factor (hereinafter referred to as “gain”), this gain is the signal generated by the linear solenoid valve. It is set so that the line pressure can be regulated to all necessary output pressures within the range of pressure. That is, the gain is set so that the fluctuation range of the output pressure can be realized within the fluctuation range of the signal pressure.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, for example, a so-called continuously variable transmission that performs a stepless transmission by changing the pulley ratio of two pulleys around which a belt is stretched requires a very high output pressure. That is, in such a continuously variable transmission, the pulley ratio is changed by increasing or decreasing the clamping pressure of the belt by the fixed sheave and the movable sheave constituting each pulley. Therefore, it is necessary to change the output pressure of the primary regulator valve for generating such a wide range of clamping pressure so that the fluctuation range becomes large. As a method for increasing the fluctuation range of the output pressure, it is conceivable to increase the fluctuation range of the signal pressure of the linear solenoid valve. However, in order to increase the fluctuation range of the signal pressure, it is necessary to increase the linear solenoid valve, which is disadvantageous in terms of space and cost.
[0004]
As a method for increasing the fluctuation range of the output pressure without causing these disadvantages, the above-described method for increasing the gain can be considered. However, increasing the gain means that the fluctuation of the output pressure with respect to the fluctuation of the signal pressure becomes large. According to this, the fluctuation of the output pressure due to the fluctuation of the signal pressure becomes large, and the accuracy of the output pressure is high. There is a problem that control becomes difficult. That is, when the fluctuation range of the signal pressure is constant, if the gain is set large, the fluctuation range of the output pressure becomes large and a high output pressure can be obtained, but it is difficult to control the output pressure with high accuracy. On the other hand, if the gain is set to be small, the output pressure can be controlled with high accuracy, but the fluctuation range of the output pressure becomes small and a high output pressure cannot be obtained.
[0005]
In fact, in a car equipped with the above-mentioned continuously variable transmission, the continuously variable transmission requires a large output pressure when the pulley ratio is large and the torque is high, such as when starting, while at the constant speed, etc. When the pulley ratio is small and the torque is low, a small output pressure region is used, and high-precision output pressure control is required for the purpose of reducing fuel consumption. That is, in the example of the continuously variable transmission described above, a low gain is suitable for the low output side, and a high gain is suitable for the high output side.
[0006]
Therefore, the present invention switches the amplification factor (gain) in response to a change in signal pressure, and achieves both high-precision output pressure control and high-output pressure output at the same time. The object is to provide an apparatus.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
The invention according to claim 1 is a signal pressure generating means (SLT) for generating a signal pressure (CP),
Pressure adjusting means (72) for adjusting the output pressure (PL) according to the signal pressure, while receiving the signal pressure (CP);
A feedback pressure corresponding to the output pressure (PL) is supplied to the pressure adjusting means (72). By inputting and causing the signal pressure (CP) to act oppositely, First feedback means (oil chamber n) for feeding back;
The output pressure (PL) is applied to the pressure adjusting means (72) as a gain adjustment pressure (PG). By inputting and causing the signal pressure (CP) to act oppositely, Second feedback means (76, oil chamber P) for feeding back,
The second feedback means sets the gain adjustment pressure (PG) to a value corresponding to the output pressure until the output pressure (PL) reaches a predetermined pressure. On the other hand When the output pressure exceeds a predetermined pressure, the gain adjustment pressure (PG) is fixed to a constant set pressure (VP), and the ratio of the change in the output pressure (PL) to the change in the signal pressure (CP) The gain is changed to a low gain (G1) and a high gain (G2) within the fluctuation range of the signal pressure when the gain is defined as a gain.
[0008]
The invention according to claim 2 is the invention according to claim 1, wherein the second feedback means (76, oil chamber P) has an input pressure that is an output pressure (PL) from the pressure regulating means (72), The output pressure is the gain adjustment pressure (GP), the gain adjustment pressure is set to a value corresponding to the output pressure until the output pressure reaches a predetermined pressure, and the gain adjustment pressure is exceeded when the output pressure exceeds the predetermined pressure. Is characterized by having a modulator valve (76) that fixes the pressure at a constant set pressure (VP).
[0009]
The invention according to claim 3 is the invention according to claim 1 or 2, wherein the pressure adjusting means (72) has a plurality of oil chambers (l1, l2) for inputting the signal pressure (CP),
A switching valve (95) for switching supply of the signal pressure (CP) to the oil chambers (l1, l2) is provided.
[0010]
According to a fourth aspect of the present invention, in the third aspect of the invention, the switching valve (95) is configured to turn on a lockup of the torque converter (6). The supply of the signal pressure (CP) to the oil chamber (l2) is cut off in accordance with the state, and the lockup The oil chamber of the signal pressure (CP) corresponding to the off state (L2) Supply against To do It is characterized by switching.
[0011]
The belt type continuously variable transmission (2) according to claim 5 includes a drive pulley (26) having a fixed sheave (23) and a movable sheave (25), a fixed sheave (29), and a movable sheave (30). A driven pulley (31) having a belt, a belt (32) wound around the driving pulley (26) and the driven pulley (31), and the movable sheave (25, 30) to move the belt. A hydraulic control device that changes the clamping pressure of (32) and changes the pulley ratio between the driving pulley (26) and the driven pulley (31), wherein the hydraulic control device is claimed in claims 1 and 2. 3. The hydraulic control device for an automatic transmission according to 3 or 4 above.
[0012]
[Action]
With the configuration described above, the present invention is configured such that the feedback pressure from the first feedback means (oil chamber n) and the gain adjustment pressure (PG) from the second feedback means (76, oil chamber P) are the signal pressure generating means (SLT). ) And the output pressure (PL) until the output pressure (PL) reaches a predetermined pressure, the gain adjustment pressure (PG) is set to a value corresponding to the output pressure, and the gain of the output pressure (PL) is lowered. When the pressure exceeds a predetermined pressure, the gain adjustment pressure (PG) is fixed to a constant set pressure (VP), and the gain of the output pressure is increased.
[0013]
In addition, although the code | symbol in the said parenthesis is for contrast with drawing, it has no influence on a claim.
[0014]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, the gain of the output pressure (PL) can be switched between the low gain and the high gain by the second feedback means (79, 76), and the output pressure with high accuracy can be obtained in the low gain region. In this way, high output pressure can be output in the high gain region.
[0015]
According to the second aspect of the present invention, the gain switching described above can be performed with a simple configuration by the modulator valve.
[0016]
According to the third aspect of the invention, the switching of the output pressure gain can be performed more precisely by the switching valve.
[0017]
According to the invention which concerns on Claim 4, the gain of an output pressure can be switched corresponding to the ON / OFF state of the lockup of a torque converter, and the gain switching according to the torque amplification state by a torque converter is attained.
[0018]
According to the invention of claim 5, in the belt-type continuously variable transmission (2), for example, when starting with a large pulley ratio, a high output can be obtained as a high gain, while a constant speed with a small pulley ratio is obtained. When traveling or the like, it is possible to control the output pressure with high accuracy with a low gain.
[0019]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
[0020]
Hereinafter, embodiments according to the present invention will be described with reference to the drawings.
[0021]
A continuously variable transmission 1 shown in FIG. 1 includes a CVT (belt-type continuously variable transmission) 2, a forward / reverse switching device 3, a torque converter 6 having a lock-up clutch 5 incorporated therein, a counter shaft 7, and a differential device 9. These devices and members are housed in a split case (not shown).
[0022]
The torque converter 6 includes a pump impeller 11 connected to the engine output shaft 10 via a front cover 17, a turbine runner 13 connected to the input shaft 12, and a stator 16 supported via a one-way clutch 15. Have. The lockup clutch 5 is interposed between the input shaft 12 and the front cover 17. In the figure, 20 is a damper spring interposed between the lock-up clutch plate and the input shaft 12, and 21 is an oil pump connected to the pump impeller 11 and driven.
[0023]
The CVT 2 includes a primary sheave (drive pulley) 26 including a fixed sheave 23 that is fixed to the primary shaft 22, and a movable sheave 25 that is supported by the primary shaft 22 so as to be slidable only in the axial direction, and a secondary shaft 27. A secondary sheave (driven pulley) 31 composed of a fixed sheave 29 fixed to the shaft and a movable sheave 30 supported only freely in the axial direction on the secondary shaft 27, and the primary pulley 26 and the second pulley 31. And a metal belt 32 wound around.
[0024]
Further, a hydraulic actuator 33 composed of a double piston is disposed on the back surface of the primary side movable sheave 25, and a hydraulic actuator 35 composed of a single piston is disposed on the back surface of the secondary side movable sheave 30. The primary hydraulic actuator 33 includes a cylinder member 36 and a reaction force support member 37 fixed to the primary shaft 22, a cylindrical member 39 and a piston member 40 fixed to the movable sheave 25, and the cylindrical member 39, the first hydraulic chamber 41 is configured by the reaction force support member 37 and the back surface of the movable sheave 25, and the second hydraulic chamber 42 is configured by the cylinder member 36 and the piston member 40. Since the first hydraulic chamber 41 and the second hydraulic chamber 42 communicate with each other through the communication hole 37a, as a whole, the first hydraulic chamber 41 and the second hydraulic chamber 42 are compared with the axial force generated in the secondary hydraulic actuator 35 by the same hydraulic pressure. Generates twice the axial force. On the other hand, the secondary hydraulic actuator 35 includes a reaction force support member 43 fixed to the secondary shaft 27 and a cylindrical member 45 fixed to the back surface of the movable sheave 30. And the cylindrical member 45 constitute one hydraulic chamber 46, and a preload spring 47 is contracted between the movable sheave 30 and the reaction force support member 43.
[0025]
The forward / reverse switching device 3 includes a double pinion planetary gear 50, a reverse brake Bl, and a direct clutch Cl. In the double pinion planetary gear 50 described above, the sun gear S is connected to the input shaft 12, the carrier CR supporting the first pinion Pl and the second pinion P2 is connected to the primary side fixed sheave 23, and The ring gear R is connected to the reverse brake Bl, and the direct clutch Cl is interposed between the carrier CR and the ring gear R.
[0026]
A large gear 51 and a small gear 52 are fixed to the counter shaft 7, the large gear 51 meshes with a gear 53 fixed to the secondary shaft 27, and the small gear 52 meshes with a gear 55 of the differential device 9. ing. In the differential device 9, the rotation of the differential gear 56 supported by the differential case 66 having the gear 55 is transmitted to the left and right axles 60 and 61 via the left and right side gears 57 and 59.
[0027]
In addition, a large number of uneven portions 23a are formed at equal intervals on the outer peripheral portion of the primary side fixed sheave 23 by gear cutting, and are fixed to a case (not shown) so as to face these uneven portions 23a. 62 is arranged. Similarly, a large number of uneven portions 29a are formed at equal intervals in the outer peripheral group of the secondary side fixed sheave 29 by gear cutting, and the electromagnetic pickup 63 is fixed to the case so as to face the uneven portions 29a. Has been. These electromagnetic pickups 62 and 63 have their detection surfaces arranged in proximity to the above-described uneven portions 23a and 29a, respectively, and detect primary (input) rotational speed sensors and secondary (output) rotational speeds that detect the uneven portions 23a and 29a, respectively. It constitutes a sensor (vehicle speed sensor). Further, an electromagnetic pickup 65 is disposed in the vicinity of the front cover 17, and the electromagnetic pickup 65 constitutes an engine speed sensor. The input torque is obtained from the map based on the throttle opening and the engine speed, and the speed ratio is calculated from the input / output speed of the torque converter 6, and the torque ratio is obtained from the map based on the speed ratio. It is obtained by multiplying the engine torque by this torque ratio.
[0028]
Next, the outline of the hydraulic circuit of the continuously variable transmission 1 of the present invention will be described with reference to FIG. In FIG. 2, 21 is the oil pump described above, 72 is a primary regulator valve, 73 is a secondary regulator valve, 76 is a solenoid modulator valve that also serves as a gain switch, SLT is a linear solenoid valve for line pressure control, and SLU is locked up. This is a linear solenoid valve for control. Reference numeral 77 denotes a manual valve. By manual operation, the modulation pressure (the hydraulic pressure of the port 1) regulated by the clutch modulator valve 79 is switched to a plurality of ports on the left and right in the figure. 80 is a Cl control valve, 81 is a neutral relay valve, 82 is a reverse inhibit valve, and S1 is a solenoid valve for forward / reverse control. Further, Cl is a hydraulic servo for the direct clutch Cl, B1 is a hydraulic servo for the reverse brake Bl, and 90 and 91 are an accumulator for Bl and an accumulator for Cl, respectively.
[0029]
92 is a ratio control valve, and 33 and 35 are the primary hydraulic actuator and the second hydraulic actuator described above. Reference numeral 95 is a lockup relay valve, 96 is a lockup control valve, and S3 is a lockup switching solenoid valve. In the figure, EX is a drain port and 100 is a cooler.
[0030]
Next, operations of the continuously variable transmission 1 and the hydraulic circuit having the above-described configuration will be described. When the oil pump 21 is activated based on engine rotation, a predetermined hydraulic pressure is generated. This hydraulic pressure is based on a linear solenoid valve SLT controlled by a signal from a control unit calculated based on a pulley ratio and an input torque. Thus, the pressure is adjusted to the line pressure PL, and the secondary pressure Ps is further adjusted by a second regulator valve 73 described later.
[0031]
In the D (drive) range and L (el) range of the manual valve 77, the hydraulic pressure from the port 1 is supplied to the direct clutch hydraulic servo Cl via the port D on the right side of FIG. Connecting. In this state, the rotation of the engine output shaft 10 is transmitted to the primary pulley 26 via the planetary gear 50 that is directly connected by the torque converter 6, the input shaft 12, and the direct clutch Cl, and is further appropriately transmitted through the CVT 2. Is transmitted to the secondary shaft 27, and is transmitted to the left and right axles 60 and 61 via the counter shaft 7 and the differential device 9.
[0032]
When the manual valve 77 is operated to the R (reverse) range, the hydraulic pressure from the port 1 is supplied to the brake hydraulic servo Bl via the port R on the left side of FIG. In this state, the ring gear R of the planetary gear 50 is locked, and the rotation of the sun gear S from the input shaft 12 is extracted as reverse rotation to the carrier CR, and this reverse rotation is transmitted to the primary pulley 26.
[0033]
In the CVT 2 described above, the line pressure PL from the primary regulator valve 72 is supplied to the hydraulic actuator 35 of the second pulley 31, and the belt clamping force according to the input torque and the gear ratio is applied. On the other hand, the ratio control duty solenoid valve SLR is controlled based on the shift signal from the control unit, and the ratio control valve 92 is controlled by (signal pressure) from the ratio control duty solenoid valve SLR, and the output from the output port is controlled. The hydraulic pressure is supplied to a hydraulic actuator 33 including a double piston of the primary pulley 26, whereby the gear ratio of the CVT 2 is appropriately controlled.
[0034]
The torque of the engine output shaft 10 is transmitted to the input shaft 12 via the torque converter 6, and particularly at the time of starting, the torque is shifted by the torque converter 6 so that the torque ratio becomes high and transmitted to the input shaft 12. And start smoothly. Further, the torque converter 6 has a lock-up clutch 5, and at the time of high-speed stable running, the lock-up clutch 5 is engaged and the engine output shaft 10 and the input shaft 12 are directly connected. Thus, the power loss due to the oil flow of the torque converter 6 is reduced.
[0035]
Next, the regulation of the line pressure PL will be described with reference to FIG. 3 which is a partially enlarged view of FIG.
[0036]
A spring 72b is contracted in one end chamber l of the primary regulator valve 72, and a control pressure CP from the output port m of the linear solenoid valve SLT acts through the orifice 101, and also in the other end chamber n of the valve 72. The line pressure PL acts via the orifice 102, and the gain adjusting pressure PG from the modulator valve 76 that also serves as a gain switching acts on the oil chamber p. Accordingly, the spool 72a is balanced by the control pressure CP acting on the one end chamber 1, the feedback pressure acting on the other end chamber n, and the gain adjusting pressure PG acting on the oil chamber p, and the oil pump 21 to the primary regulator valve 72 The pressure supplied to the port 0 is regulated by the port 0 communicating with the drain port EX and the secondary port q at a predetermined ratio, thereby calculating the line pressure PL calculated based on the input torque and the transmission ratio of the CVT 2. Is led to the oil passage h.
[0037]
Therefore, the line pressure control linear solenoid valve SLT outputs the modulator pressure PM from the solenoid modulator valve 79 to the output port m as a predetermined control pressure by a control signal based on the input torque from the control unit and the gear ratio of CVT2. Based on the control pressure CP acting on the control oil chamber l, the primary regulator valve 72 has a line pressure PL proportional to the input torque between U / D (underdrive) and 0 / D (overdrive) of the CVT2. Is output.
[0038]
By the way, the gain adjustment pressure PG acting on the oil chamber p of the primary regulator valve 72 is the output pressure V1 of the primary regulator valve 72, that is, the line pressure PL is input via the modulator valves 79 and 76, but the line pressure PL When the modulator pressure PM after the pressure regulation by the modulator valve 79 does not reach the set pressure VP of the modulator valve 76, the spool 79a of the modulator valve 79 is pushed upward by the action of the spring 79b. The modulator pressure PM input from the port s is output as it is to the port r and supplied to the oil chamber p of the primary regulator valve 72 as the gain adjustment pressure PG.
[0039]
Then, the control pressure CP from the line pressure control linear solenoid valve SLT acting on the control oil chamber l is both the feedback pressure of the line pressure PL acting on the other end chamber n and the gain adjusting pressure PG acting on the oil chamber p. With the pressure of To balance Therefore, the amount of movement of the spool 72 in the vertical direction in the figure due to the control pressure CP input to the control oil chamber l is suppressed by an amount corresponding to the gain adjustment pressure PG, and the output of the primary regulator valve 72 The fluctuation of the pressure V1 (line pressure PL) is also reduced, and the gain G (the slope of the diagram in FIG. 4), which is the ratio of the change in the output pressure (line pressure PL) of the primary regulator valve 72 to the change in the control pressure CP, is The output is reduced and the gain is low.
[0040]
In this state, the output pressure V1 of the primary regulator valve 72 rises due to the increase control of the control pressure CP by the linear solenoid valve SLT, the modulator pressure PM from the corresponding modulator valve 79 rises, and the set pressure VP of the modulator valve 76 Continue until you reach. Until then, the modulator pressure PM acting on the port s of the modulator valve 76 acts so as to gradually move the spool 79b downward in the figure, and the gain adjustment pressure output from the port r in a corresponding manner. PG also rises (see the graph in FIG. 3), acts on the oil chamber p of the primary regulator valve 72 in the form of a feedback pressure of the line pressure PL, and the output pressure V1 shows a relationship as shown by a solid line G1 in FIG.
[0041]
Thus, the output pressure V1 of the primary regulator valve 72 increases due to the increase control of the control hydraulic pressure CP by the linear solenoid valve SLT, the modulator pressure PM from the corresponding modulator valve 79 increases, and reaches the set pressure VP of the modulator valve 76. Then, the spool 79b of the modulator valve 76 is in the right half position in the figure, and thereafter, the gain adjustment pressure PG output from the port r is fixed to the set pressure VP regardless of the value of the line pressure PL. The gain adjustment pressure PG acting on the oil chamber p of the valve 72 in the form of a feedback pressure of the line pressure PL is fixed to the set pressure VP.
[0042]
Then, the control pressure CP from the line pressure control linear solenoid valve SLT acting on the control oil chamber l is fixed to the feedback pressure of the line pressure PL acting on the other end chamber n and the set pressure VP acting on the oil chamber p. Therefore, the gain adjustment pressure PG input to the oil chamber p corresponding to the magnitude of the line pressure PL acts only as a constant bias pressure until then, and thereafter the control chamber l Even if the control pressure CP input to is further increased, it does not increase correspondingly. Therefore, the movement amount of the spool 72 in the vertical direction in the drawing is released from the feedback by the gain adjustment pressure PG, and the fluctuation of the output pressure V1 (line pressure PL) of the primary regulator valve 72 is also affected by the gain adjustment pressure PG so far. The gain G (slope of the diagram in FIG. 4), which is a released ratio of the change in the output pressure (line pressure PL) of the primary regulator valve 72 to the change in the control pressure CP, is higher than the set pressure VP of the modulator valve 76. It becomes large in the range, and it becomes a high gain output.
[0043]
As shown in FIG. 4, the gain adjustment pressure PG at this time reaches the set pressure VP of the modulator valve 76, and the output state of the primary regulator valve 72 changes from the low gain state G1 to the high gain state G2. The gain switching point TP. This gain switching point TP can be adjusted by adjusting the set pressure VP of the modulator valve 76. Note that “low” and “high” in the low gain and the high gain do not mean the high or low of the absolute value of the gain G but the relative “high or low” with respect to the other. In the graph of FIG. 4, the slope of the graph indicates the gain G, the low gain Gl when the slope is small, and the high gain G2 when the slope is large.
[0044]
As described above, in the present embodiment of the present invention, the required fluctuation range of the line pressure PL is to be realized within the fluctuation range of the control pressure CP output from the linear solenoid valve SLT.
[0045]
However, as described above, for example, in the continuously variable transmission 1 (see FIG. 1), it is required to realize high-precision control of the line pressure PL and high line pressure PL based on the control pressure CP. However, since the former high-precision control requires a low gain Gl and the latter high line pressure PL requires a high gain G2, when the gain G is fixed to one type as in the prior art, It was difficult to achieve both high precision control and high line pressure PL.
[0046]
That is, assuming that the fluctuation range of the control pressure CP is constant, when the control pressure CP is maximized when the low gain G1 is set in order to realize highly accurate control of the line pressure PL, the maximum required line pressure PL is obtained. Can't get value. On the other hand, when a high gain is set to realize a high line pressure PL, it is difficult to control the line pressure PL with high accuracy.
[0047]
Therefore, in the present invention, at the switching point TP within the fluctuation range of the control pressure CP, the low gain Gl is set in the region where the control pressure CP is low and the high control of the line pressure PL is required. In the region where the line pressure PL is required and the control pressure CP is high, the high gain G2 is used to achieve both high-precision control of the line pressure PL and high line pressure PL.
[0048]
Further, as shown in FIG. 5, the control pressure CP output from the linear solenoid valve SLT is connected to the oil chamber l2 via the lockup relay valve 95 in addition to the oil chamber l1 of the primary regulator valve 72, and torque amplification is performed. When the torque converter 6 is not locked up, the spool 95a of the lockup relay valve 95 is set to the left half position, the port t and u are shut off, and the control pressure CP is applied only to the oil chamber l1. When the torque converter 6 that performs torque amplification and requires a high line pressure PL is locked up and off, the spool 95a of the lockup relay valve 95 is set to the right half position and the port t and u to communicate with each other, the control pressure CP acts on both the oil chambers l1 and l2, and the pressure receiving area of the control pressure CP on the spool 72a is increased. As a result, the output pressure of the primary regulator valve 72 is increased early, and the gain switching point TP is shifted to the left in FIG. 6 from the lock-up on state, that is, to the low control pressure CP side so that a higher line pressure PL can be obtained. You can also do it. In this case, the gain can be switched to a total of four stages, two stages on the low gain side and two stages on the high gain side, and finer control according to the required output pressure becomes possible.
[0049]
FIG. 7 shows the relationship between the pulley ratio and the line pressure PL in the continuously variable transmission 1 shown in FIG. 1 for reference. As shown in the figure, these relations have a downwardly convex curve. Therefore, when the pulley ratio is increased (moved to the U / D side) at the time of starting or the like, a large line pressure PL is required. It becomes.
[0050]
According to the present invention described in the above embodiment, the generation of a large line pressure PL on the U / D side of the pulley ratio and the control of the line pressure PL with high accuracy on the 0 / D side of the pulley ratio are achieved. It is possible.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic view showing an example of a belt-type continuously variable transmission.
FIG. 2 is a diagram showing a hydraulic circuit to which the present invention is applied.
FIG. 3 is a hydraulic circuit diagram showing the main part of FIG. 2;
4 is a diagram showing a relationship between a control pressure and a valve output pressure of the hydraulic circuit in FIG. 2;
FIG. 5 is a diagram showing another embodiment of the present invention.
6 is a diagram showing a relationship between a control pressure and a valve output pressure of the hydraulic circuit in FIG.
FIG. 7 is a diagram showing a relationship between a pulley ratio and a line pressure in a continuously variable transmission.
[Explanation of symbols]
2 Belt type continuously variable transmission (CVT)
6 Torque converter
23, 29 Fixed sheave
25, 30 Movable sheave
26 Drive side pulley (primary pulley)
31 Driven pulley (secondary pulley)
32 belts
72 Pressure regulator (primary regulator valve)
76, 79 Second feedback means (modulator valve)
95 Switching valve (lock-up relay valve)
102 First feedback means (orifice)
l, l1, l2 Oil chamber
n Second feedback means (oil chamber)
CP signal pressure (control pressure)
G1 Low gain
G2 high gain
PG gain adjustment pressure
PL output pressure (line pressure)
SLT Signal pressure generator (Linear solenoid valve)
VP set pressure

Claims

A signal pressure generating means for generating a signal pressure;
Pressure adjusting means for adjusting the output pressure according to the signal pressure, while the signal pressure is input;
A first feedback means that feeds back feedback by inputting a feedback pressure corresponding to the output pressure to the pressure adjusting means and opposing the signal pressure ;
A second feedback means for feeding back the output pressure by inputting the output pressure to the pressure adjusting means as a gain adjusting pressure and opposing the signal pressure ;
The second feedback means sets the gain adjustment pressure to a value corresponding to the output pressure until the output pressure reaches a predetermined pressure, and sets the gain adjustment pressure to a constant set pressure when the output pressure exceeds a predetermined pressure. And changing the gain to a low gain and a high gain within the fluctuation range of the signal pressure when the ratio of the change in the output pressure to the change in the signal pressure is a gain.
A hydraulic control device for an automatic transmission.

In the second feedback means, the input pressure is the output pressure from the pressure adjusting means, the output pressure is the gain adjustment pressure, and the gain adjustment pressure is used as the output pressure until the output pressure reaches a predetermined pressure. A modulator valve that sets a corresponding value and fixes the gain adjustment pressure to a constant set pressure when the output pressure exceeds a predetermined pressure;
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1.

The pressure adjusting means has a plurality of oil chambers for inputting the signal pressure,
A switching valve for switching the supply of the signal pressure to the oil chambers;
The hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1 or 2,

The switching valve, in response to the ON state of the lock-up torque converter to interrupt the supply to the oil chamber of the signal pressure, to supply to said oil chamber of said signal pressure in response to the lock-up off state To switch,
The hydraulic control apparatus for an automatic transmission according to claim 3.

A driving pulley having a fixed sheave and a movable sheave;
A driven pulley having a fixed sheave and a movable sheave;
A belt wound around the driving pulley and the driven pulley;
A hydraulic control device that moves the movable sheave to change the clamping pressure of the belt to change a pulley ratio between the driving pulley and the driven pulley; and
The hydraulic control device is a hydraulic control device for an automatic transmission according to claim 1, 2, 3, or 4.
A belt-type continuously variable transmission.