JP4637318B2

JP4637318B2 - Hydraulic circuit structure of belt type continuously variable transmission

Info

Publication number: JP4637318B2
Application number: JP2000059731A
Authority: JP
Inventors: 一柏瀬
Original assignee: Fuji Jukogyo KK
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 2000-03-06
Filing date: 2000-03-06
Publication date: 2011-02-23
Anticipated expiration: 2020-03-06
Also published as: JP2001248699A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、無段変速機に関し、特に溝幅が可変制御される入力側のプライマリプーリ及び出力側のセカンダリプーリの間に駆動ベルトを巻掛けたベルト式無段変速機の油圧回路構造に関する。
【０００２】
【従来の技術】
例えば、車両に使用されるベルト式無段変速機は、図８に要部を示すように、互いに平行配置されたプライマリ軸５２とセカンダリ軸５３に各々設けられたプライマリプーリ５５及びセカンダリプーリ５７と、これら両プーリ５５、５７間に巻掛けられた駆動ベルト５９とを有し、各プーリ５５、５７の溝幅を変えることによって各プーリ５５、５７に対する駆動ベルト５９の有効巻付け径の比率を変えて無段階に変速するように構成されている。
【０００３】
プライマリプーリ５５は、トルクコンバータ、前後進切替機構等を介して回転駆動される固定プーリ５５ａと、可動プーリ５５ｂとを有し、プーリ溝幅を可変制御するために固定プーリ５５ａの軸部に可動プーリ５５ｂがボールスプライン５５ｃを介して軸方向に摺動自在でかつ相対回転不能に支持され、可動プーリ５５ｂの背面に固定されたシリンダ部材５６ａと固定プーリ５５ａの軸部に固定されたプランジャ５６ｂとによって変速用油圧シリンダ５６が形成されている。
【０００４】
同様に、セカンダリプリ５７は、減速機構等を介して駆動輪に連結された固定プーリ５７ａを有し、固定プーリ５７ａの軸部に可動プーリ５７ｂがボールスプライン５７ｃを介して軸方向に摺動自在でかつ相対回転不能に支持され、可動プーリ５７ｂの背面に固定されたシリンダ部材５８ａと固定プーリ５７ａの軸部に固定されたプランジャ５８ｂとによって変速用油圧シリンダ５８が形成されている。
【０００５】
これら、プライマリプーリ５５及びセカンダリプーリ５７に設けられた油圧シリンダ５６及び５８にオイルポンプからの吐出油圧を制御して作用させることで駆動ベルト５９とプライマリプーリプ５５及びセカンダリプーリ５７との動力伝達と変速制御を行っている。
【０００６】
このように形成された無段変速機５０が作用しているときは、プライマリプーリ５５とセカンダリプーリ５７はある回転比で回転しており、この回転により各油圧シリンダ５６及び５８には遠心油圧が発生している。
【０００７】
プライマリプーリ５５に設けられた油圧シリンダ５６に発生する遠心油圧は、プーリ溝幅を狭くするアップシフト方向、即ち変速比がＯＤ方向側となるように作用させる一方、セカンダリプーリ５７の油圧シリンダ５８に発生する遠心油圧はプーリ溝幅を狭くするダウンシフト方向、即ち変速比がＬＯＷ方向側になるように作用する。
【０００８】
そこで、プライマリプーリ５５の油圧シリンダ５６を形成するプランジャ５６ｂの背面にバランス油室６１を形成し、バランス油室６１にオイルを充填することでバランス油室６１に遠心油圧を発生させ、油圧シリンダ５６に発生する遠心油圧による上記ＯＤ方向に作用する付勢をキャンセルするように構成されている。
【０００９】
一方、セカンダリプーリ５７には、油圧シリンダ５８を形成するシリンダ部材５８ａの先端に一端が結合され他端が固定プーリ５７ａの軸部に摺動可能に形成されたバランス油室シリンダ５８ｄによってプランジャ５８ｂの背面にバランス油室６２を形成し、このバランス油室６２にオイルを充填することでバランス油室６２に遠心油圧を発生させ、油圧シリンダ５８に発生する遠心油圧による上記ＬＯＷ方向に作用する付勢をキャンセルしている。
【００１０】
セカンダリプーリ５７に形成されたバランス油室６２は、常にオイルポンプから潤滑油が供給されると共に、無段変速機５０の変速比がＯＤ側からＬＯＷ側に変化するダウンシフト時、セカンダリプーリ５７の油圧シリンダ５８に作用する油圧で可動プーリ５７ｂは図８において左方向（固定プーリ５７ａに接近する方向）に移動する。その結果、バランス油室６２の容積が縮小してバランス油室６２内の潤滑油が固定プーリ５７ａの軸部とバランス油室シリンダ５８ｄの端部との間に形成された隙間６３から押し出されるように形成されている。
【００１１】
ここで、無段変速機５０の制御及び潤滑に使用される油圧は、エンジンによって駆動されるオイルポンプによって得られ、特にプライマリプーリ５５及びセカンダリプーリ５７のプーリ幅を変えて変速するとき、駆動ベルト５９のクランプ力低下による駆動ベルト５９の滑りを防止するために、各油圧シリンダ５６及び５８の容積変化に対し十分な供給油量を確保した上で、更に前後進切換や各部の潤滑に必要な潤滑油流量を確保するためのオイルポンプ容量を設定している。
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】
上記無段変速機５０によると、プライマリプーリ５５の油圧シリンダ５６を形成するプランジャ５６ｂの背面にバランス油室６１を形成し、かつセカンダリプーリ５７の油圧シリンダ５８を形成するプランジャ５８ｂの背面にバランス油室６２を形成することによって、油圧シリンダ５６及び５８内に供給された潤滑油により発生する遠心油圧に起因する不要の作用が抑制されて円滑な変速制御が行われる。
【００１３】
しかし、セカンダリプーリ５７に形成されたバランス油室６２には、常にオイルポンプから潤滑油が供給されることから、無段変速機の作動時における必要な潤滑油供給量が増大してオイルポンプの大型化の要因となり、機械的損失が増大すると共に、燃費の増大が懸念される。
【００１４】
従って、かかる点に鑑みなされた本発明の目的は、無段変速機に必要な潤滑油供給量を削減することによって、オイルポンプの小型化を可能にし、機械的損失の低減及び燃費の向上がもたらされるベルト式無段変速機の油圧回路構造を提供することにある。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成する請求項１に記載のベルト式無段変速機の油圧回路構造の発明は、プライマリ軸に設けられた溝幅が可変のプライマリプーリとセカンダリ軸に設けられた溝幅が可変のセカンダリプーリとに駆動ベルトを巻き掛け、各プーリの溝幅を変えることによって各プーリに対する駆動ベルトの有効巻付け径の比率を変えて無段階に変速するベルト式無段変速機において、上記プライマリプーリの変速用油圧シリンダに供給するプライマリ圧を制御するプライマリバルブを備え、上記セカンダリプーリは、セカンダリ軸に固定された固定プーリと、該固定プーリの軸部に軸方向に摺動自在でかつ相対回転不能に支持された可動プーリとを有し、該可動プーリの背面に固定されたシリンダ部材と固定プーリの軸部に固定されたプランジャとによって形成された変速用油圧シリンダと、上記シリンダ部材と上記シリンダ部材の先端に一端が結合され他端が上記固定プーリの軸部に間隙を有して摺動可能に形成されたバランス油室シリンダと上記プランジャとによって形成されて回転により上記変速用油圧シリンダに発生する遠心油圧をキャンセルするバランス油室と、潤滑油供給側からの潤滑油を該バランス油室に制御して供給するバランス油圧コントロールバルブとを備え、上記バランス油室の潤滑油がリーク及び不足のときにバランス油圧コントロールバルブを開いてバランス油室に潤滑油を供給すると共に、ダウンシフト時におけるバランス油室内潤滑油の排出時には上記プライマリバルブからのドレン油圧によって上記バランス油圧コントロールバルブが閉作動することを特徴とする。
【００１６】
この請求項１の発明によると、従来潤滑油の消費流量が増大するダウンシフト時に、バランス油圧コントロールバルブからセカンダリプーリのバランス油室への潤滑油供給が停止せしめられ、これによりオイルポンプの要求吐出量の低減がもたらされてオイルポンプの小型化が可能になり、かつオイルポンプの機械的損失が低減して燃費の向上が得られる。
【００１７】
また、セカンダリプーリのバランス油室からの潤滑油のドレン流量が減少してセカンダリプーリによって攪拌される潤滑油量が減量され、潤滑油による攪拌抵抗の軽減が得られると共に、油温の上昇が抑制される。
【００１９】
また、ダウンシフト時に増大するプライマリバルブからのドレン油圧によりバランス油圧コントロールバルブを閉作動せしめることによって、バランス油圧コントロールバルブの作動制御が容易にできる。
【００２０】
請求項２に記載の発明は、請求項１のベルト式無段変速機の油圧回路構造において、プライマリプーリに設けられた変速用油圧シリンダの回転によって発生する遠心油圧をキャンセルするバランス油室にプライマリバルブからのドレン油圧を導く潤滑圧回路を備え、ダウンシフト時におけるプライマリバルブからのドレン油圧を潤滑圧回路を介してバランス油室に供給することを特徴とする。
【００２１】
請求項２の発明によると、ダウンシフト時にプライマリバルブからドレン油圧をプライマリプーリに設けられたバランス油室に供給することから、従来ライン圧からプライマリプーリのバランス油室に常に供給されていた潤滑油が、ダウンシフト時にのみ主に供給するように制御されて、オイルポンプの要求吐出量の低減がもたらされ、オイルポンプの小型化が可能になると共に、オイルポンプの機械的損失が低減して燃費の向上がもたらされる。
【００２２】
請求項３に記載のベルト式無段変速機の油圧回路構造の発明は、プライマリ軸に設けられた溝幅が可変のプライマリプーリとセカンダリ軸に設けられた溝幅が可変のセカンダリプーリとに駆動ベルトを巻き掛け、各プーリの溝幅を変えることによって各プーリに対する駆動ベルトの有効巻付け径の比率を変えて無段階に変速するベルト式無段変速機において、セカンダリプーリに設けられた変速用油圧シリンダに回転によって発生する遠心油圧をキャンセルする液密的に形成されたバランス油室に、潤滑油供給側の潤滑油を潤滑圧回路を介して供給するバランス油圧コントロールバルブとを備え、潤滑圧回路内の回路油圧が所定油圧以上のとき潤滑圧回路から潤滑圧回路から潤滑油をドレンすると共に、バランス油圧コントロールバルブを閉じてバランス油圧コントロールバルブからバランス油室への潤滑油供給を停止することを特徴とする。
【００２３】
請求項３の発明によると、バランス油室が液密的に形成されてバランス油室内のオイルを保持することで潤滑油を充填しておくことが可能になり、また、アップシフト時には、バランス油室内の油圧が低下してバランス油圧コントロールバルブを介してバランス油室に供給され、バランス油室内に潤滑油が充填されて変速用油圧シリンダの遠心油圧がキャンセルされる。一方、ダウンシフト時に潤滑圧回路内の回路油圧が所定圧以上になるとバランス油圧コントロールバルブによって潤滑圧回路への潤滑油供給を停止すると共に、減少したシリンダ容積分の潤滑油がドレンされる。従って、セカンダリプーリが変速しない状態及びアップシフト時は、潤滑油がドレンされることなく潤滑油の必要流量の減少がもたらされると共に、ダウンシフト時にはバランス油室の液密化による油圧上昇が抑制されてベルトクランプ力の低下が回避され、バランス油室を密閉構造にすることで、バランス油室及び潤滑圧回路の制御油圧を極めて低圧に設定することが可能になり、オイルポンプ等の機械的損失の低減がもたらされる。
【００２４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明によるベルト式無段変速機の油圧回路構造の実施の形態を説明する。
【００２５】
（第１実施の形態）
図１は、本実施の形態におけるベルト式無段変速機の油圧回路説明図であり、図２は図１のＡ部拡大図である。なお、説明の便宜上ベルト式無段変速機には、上記図８と対応する部分に同一符号を付することで該部の説明を省略する。
【００２６】
図中符号１は、オイルパンであり、オイルパン１に貯留される潤滑油がエンジンによって駆動されるオイルポンプ２により吐出された油圧の回路をライン圧Ｐｓとし、ベルト式無段変速機５０のセカンダリプーリ５７の作動油として使用され、このライン圧Ｐｓは、駆動ベルト５９のクランプ力が適切になるようにセカンダリバルブ３によって制御される。
【００２７】
一方、プライマリプーリ５５は、ライン圧Ｐｓを元圧にしてプライマリバルブ４によって制御されたプライマリ圧Ｐｐにより制御されてベルトクランプ力を維持しながら主として無段変速機５０の変速比を制御している。
【００２８】
前後進切替えは、ライン圧Ｐｓを元圧としてクラッチプレッシャーバルブ５によって一定圧に調圧したクラッチ圧を、マニュアルバルブ６によって切り換えて前後進切替機構７に供給することによって切り換えられる。なお、各々の油圧は切替え時の切替ショックの低減及びセイフティロック機能を得るためにディーティーソレノイド８及びＯＮ−ＯＦＦソレノイドバルブ９によって切り替え制御されるスリップコントロールバルブ１０により制御される。
【００２９】
トルクコンバータ１１内に組み込まれたロックアップクラッチは、スイッチバルブ１２及びスリップコントロールバルブ１０によってクラッチ圧と、セカンダリバルブ３のドレン回路がルブリケーションバルブ１３により制御された潤滑圧とによりロックアップアプライ圧回路とロックアップリリース圧回路を切替制御することでロックアップのＯＮ．ＯＦＦの切替えがなされる。
【００３０】
更に、この潤滑圧は、ロックアップ制御の他、前後進切替機構潤滑及びベルト潤滑等各部の潤滑と、プライマリプーリ５５のバランス油室６１への潤滑油供給、セカンダリプーリ５７のバランス油室６２への潤滑油供給、潤滑油のコンタミの除去と無段変速機５０の温度上昇を防止するためのＡＴＦフィルター及びオイルクーラーへの供給がなされる。
【００３１】
セカンダリプーリ５７のバランス油室６２へ供給される油圧を制御するバランス油室コントロールバルブ２０が設けられ、バランス油室コントロールバルブ２０はプライマリプーリ圧Ｐｐを制御するプライマリバルブ４のドレン回路１８に発生する油圧によって制御される。このドレン回路１８にはプライマリバルブ４のドレン流量により制御回路圧を変化させるオリフィス１８ａと、ドレン回路１８の圧力を所定設定油圧に保つためのチェックバルブ１８ｂが設けられている。
【００３２】
プライマリバルブ４は、オイルポンプ２からのライン圧Ｐｓを元圧とし、プライマリプーリ５５の変速用油圧シリンダ５６の油圧、即ちプライマリ圧Ｐｐをライン圧Ｐｓより低い圧力に制御している。この時のプライマリバルブ４のバルブ構造を図３に示す。
【００３３】
プライマリ圧Ｐｐはライン圧Ｐｓからの供給圧とドレン回路１８へのドレンのバランスによって制御される。
【００３４】
プライマリプーリ５のプーリ制御時におけるプライマリ圧Ｐｐは、ライン圧Ｐｓより低いことからプライマリ圧回路における潤滑油は必ずドレン回路１８にドレンされることになる。この時、プライマリ圧Ｐｐを制御するプライマルバルブ４のスプール４ａはプライマリ圧Ｐｐから供給されるフィードバック圧ｃとライン圧Ｐｓより供給され、リニアルソレノイド４ｂによって制御されるパイロット圧ｄの圧力バランスによって制御される。なお、パイロット圧ｄはライン圧Ｐｓからの供給油圧とリニアルソレノイド４ｂによるパイロットドレン量の制御により制御されている。従ってプライマリ圧回路１９の潤滑油の供給はライン圧Ｐｓにより、プライマリ回路１９からの潤滑油のドレンはドレン回路１８へ行われることになる。
【００３５】
ドレン回路１８のドレン量によって制御されるバランス油室コントロールバルブ２０は、スプール２０ａ及びスプリング２０ｂを有し、ドレン回路１８から供給される潤滑油圧によってスプール２０ａがスプリング２０ｂの付勢力に抗して押動せしめられ、所定以上のドレン回路１８からのドレン油圧、即ち潤滑油圧によってセカンダリプーリ５７のバランス室６２に連通する潤滑圧回路２１を閉じる一方、ドレン回路１８からの油圧と低減することによってスプリング２０ｂによりスプール２０ａが押し戻されて潤滑圧回路２１を連通する。
【００３６】
ここで、セカンダリプーリ５７のバランス油室６２への潤滑油の必要供給油量を求めると、アップシフト時、即ちプライマリプーリ５５がＬＯＷ側からＯＤ側へ変速する際、プライマリプーリ５５の油圧シリンダ５６へ潤滑油が供給されてシリンダ容積が増大し、バランス油室６１の容積が減少する。この時ライン圧Ｐｓからプライマリバルブ４を介してプライマリ圧回路１９から油圧シリンダ５６にプライマリ圧Ｐｐが供給されかつ、プライマリ圧Ｐｐを保持するためにプライマリ圧回路１９への供給油量を確保する必要から、プライマリバルブ４からドレン回路１８へのドレン油量は減少する。
【００３７】
一方、セカンダリプーリ５７の変速用油圧シリンダ５８内の潤滑油は、ドレンされシリンダ容積が減少し、バランス油室６２の容積が増大する。この時セカンダリプーリ５７の油圧シリンダ５８はライン圧Ｐｓの回路と直結されているから、油圧シリンダ５８のシリンダ容積の減少に伴って油圧シリンダ５８内のオイルはライン圧Ｐｓに還流される。従って、無段変速機５０が変速する際に必要とする油量は、プライマリプーリ５５の油圧シリンダ５６のシリンダ容積の増加量に対し、セカンダリプーリ５７の油圧シリンダ５８の減少量を差し引いた量を供給すればよい。
【００３８】
また、バランス油室６２が発生する遠心油圧を確保するために、バランス油室６２の容積増加に対して潤滑圧回路２１より供給する時の必要流量はバランス油室６２の容量変化の最大値にあわせる必要があり、バランス油室コントロールバルブ２０及び潤滑圧回路２１からセカンダリプーリ５７の変速速度に関係なく一定量供給される。
【００３９】
また、セカンダリプーリ５７の停止時は、バランス油室６２内の潤滑油は、バランス油室６２の開口部、即ち固定プーリ５７ａの軸部とバランス油室シリンダ５８ｄの端部との間に形成された隙間６３からリークし、バランス油室６２の下方に隙間６３まで潤滑油が貯留されている。この時潤滑油はバランス油室６２内を充填させるだけの油量を保持していないので十分な遠心油圧を得るために、ＯＤ側に変速する際に潤滑圧回路２１から常に潤滑油を供給する。
【００４０】
一方、ダウンシフト時、即ちプライマリプーリ５５がＯＤ側からＬＯＷ側へ所定速度以上で変速する際、プライマリプーリ５５の油圧シリンダ５６から潤滑油がドレンされる。この時セカンダリプーリ５７の油圧シリンダ５８のシリンダ容積が増大し、バランス油室６２の容積が減少することから、潤滑圧回路２１からバランス油室６２への潤滑油供給は必要がなくなる。この時プライマリ圧Ｐｐが不要であることから、プライマリバルブ４からプライマリ圧回路１９への供給が減少しドレン回路１８へのドレン油量が増大してバランス油室コントロールバルブ２０に所定設定油圧が供給される。ここで、ドレン油圧はドレン回路１８に設けられたオリフィス１８ａによって上昇せしめられ、所定設定油圧に保つためのチェックバルブ１８ｂによって所定設定油圧に保たれる。
【００４１】
バランス油室コントロールバルブ２０にドレン回路１８から所定設定油圧が供給されると、その油圧によりバランス油室コントロールバルブ２０のスプール２０ａをスプリング２０ｂの付勢力に抗して押動し、潤滑圧回路２１を閉じてバランス油室６２への潤滑油供給を停止する。
【００４２】
従って、このように構成された本実施の形態によるベルト式無段変速機の油圧回路構造によると、ＯＤ側からＬＯＷ側に変速する変速速度が所定以上になると、潤滑圧回路２１からセカンダリプーリ５７のバランス油室６２への潤滑油供給を停止することによって潤滑圧回路２１への潤滑油供給量が低減し、これによりオイルポンプ２の要求吐出量が低減し、オイルポンプの小型化が可能になり、かつオイルポンプ２の機械的損失が低減して燃費の向上がもたらされる。
【００４３】
また、セカンダリプーリ５７のバランス油室６２からの潤滑油のドレン流量が少なくなり、セカンダリプーリ５７によって攪拌される潤滑油量が減量されて潤滑油による攪拌抵抗の軽減が得られると共に、油温の上昇が抑制される。
【００４４】
（第２実施の形態）
図４は、本実施の形態におけるベルト式無段変速機の油圧回路説明図であり、図５は図４のＢ部拡大図である。なお、説明の便宜上上記図１乃至図３と対応する部分に同一符号を付することで、該部の説明を省略し、異なる部分を主に説明する。
【００４５】
プライマリバルブ４からバランス油室コントロールバルブ２０に制御油圧を供給するドレン回路１８を分岐すると共に、バランス油室コントロールバルブ２０に供給する制御油圧の確保すると共に所定設定油圧に保持するオリフィス１８ａ及びチェックバルブ１８ｂを介して潤滑圧回路２３がプライマリプーリ５５のバランス油室６１に連接されている。
【００４６】
プライマリプーリ５５がＯＤ側からＬＯＷ側に変速する際、プライマリプーリ５５の油圧シリンダ５６のシリンダ容積が減少し、バランス油室６１のシリンダ容積が増大する。
【００４７】
この時、プライマリバルブ４の特性からライン圧Ｐｓからの油は、油圧シリンダ５６における減少分がドレン回路１８に供給され、ドレン回路１８から制御油圧としてバランス室コントロールバルブ２０に供給されると共に、ドレン回路１８からオリフィス１８ａ及びチェックバルブ１８ｂを介して潤滑圧回路２３によって油圧シリンダ５６の遠心油圧をキャンセルするバランス油室６１に供給される。
【００４８】
一方、プライマリプリー５５が変速しない場合、或いはＬＯＷ側からＯＤ側に変速する場合には、バランス油室６１のシリンダ容積は変化しないか、或いは減少しており潤滑油の供給が不要であり、この時、プライマリバルブ４の特性からドレン回路１８に供給される油量が減少制御されると共に、その油量はドレン回路１８から制御油圧としてバランス室コントロールバルブ２０に供給され、かつ油量の一部がドレン回路１８からオリフィス１８ａ及びチェックバルブ１８ｂを介して潤滑圧回路２３からバランス油室６１に供給される。
【００４９】
従って、本実施の形態によると、上記第１実施の形態に加え、従来ライン圧Ｐｓからプライマリプーリ５５のバランス油室６１に常に供給されていた潤滑油が、主にＯＤ側からＬＯＷ側への変速時のみ供給するように制御され、更にオイルポンプ２の要求吐出量の低減が得られ、オイルポンプの小型化が可能になり、かつオイルポンプ２の機械的損失が低減して燃費の向上がもたらされる。
【００５０】
（第３実施の形態）
図６は、本実施の形態におけるベルト式無段変速機の油圧回路説明図であり、図７は図６のＣ部拡大図である。なお、説明の便宜上上記図１乃至図３と対応する部分に同一符号を付することで、該部の説明を省略し、異なる部分を主に説明する。
【００５１】
本実施の形態におけるセカンダリプーリ５７に設けられるバランス油室６２は、そのバランス油室シリンダ５８ｄの端部に固定プーリ５７ａの軸部に液密的に摺接するシール部材６４が設けられている。
【００５２】
バランス油室６２に供給される潤滑油は、ルブリケーションバルブ１３により制御された潤滑圧ｆを元圧としてバランス油圧コントロールバルブ２０によって制御されて、潤滑圧回路２５によってバランス油室６２に供給される。
【００５３】
潤滑圧回路２５は、固定プーリ５６ａの軸内の回路を介してバランス油室６２に連通する一方、回路内油圧が所定油圧になると潤滑圧回路２５内の潤滑油をドレンさせるチェックバルブ２６が設けられ、かつ潤滑圧回路２５内の油圧はオリフィス２７を介してバランス油圧コントロールバルブ２０の制御油圧として用いられる。なお、このチェックバルブ２６のドレン圧は、バランス油圧コントロールバルブ２０の制御圧より僅かに高く設定されている。
【００５４】
潤滑圧回路２５の回路圧はバランス油圧コントロールバルブ２０によって一定圧に保持される。この時、潤滑圧回路２５の回路圧、即ちバランス油室６２内の油圧はセカンダリプーリ５７における駆動ベルト５９のクランプ力を低下させる作用があり、かつバランス油室６２内に潤滑油を充填しておくだけで良く、潤滑圧回路２５の回路圧は低圧、例えば０．１ＭＰａ以下程度に設定することによって、ライン圧Ｐｓによるベルトクランプ力に影響することなくバランス油室６２に潤滑油を充填しておくことができる。
【００５５】
次に、このように構成されたセカンダリプーリ５７のバランス油室６２の潤滑油供給量について説明する。
【００５６】
セカンダリプーリ５７の停止時或いは変速していない時は、バランス油圧コントロールバルブ２０を介して潤滑圧回路２５より潤滑油が供給されるが、バランス油室６２のシリンダ容積が変化しないため、バランス油室６２内の圧力を保持することで潤滑油を充填しておくことが可能になる。
【００５７】
また、セカンダリプーリ５７がＬＯＷ側からＯＤ側へ変速する際、油圧シリンダ５８内の潤滑油がドレンされてシリンダ容積が減少し、バランス油室６２のシリンダ容積が増加してバランス油室６２内の油圧が低下するが、バランス油室６２の油圧を保持するため、ルブリケーションバルブ１３により制御された潤滑圧ｆがバランス油圧コントロールバルブ２０を介して潤滑圧回路２５からバランス油室６２に供給され、バランス油室６２内に潤滑油が充填されて油圧シリンダ５８の遠心油圧がキャンセルされる。
【００５８】
一方、セカンダリプーリ５７がＯＤ側からＬＯＷ側へ変速する際、油圧シリンダ５８に潤滑油が供給されてシリンダ容積が増大し、バランス油室６２のシリンダ容積が減少する。この時、バランス油室６２を含む潤滑圧回路２５は閉回路に形成され、かつバランス油圧コントロールバルブ２０が潤滑圧ｆを元圧として減圧制御して潤滑圧回路２５に供給されることから、潤滑圧回路２５内が所定圧以上になるとオリフィス２７からの制御圧によってバランス油圧コントロールバルブ２０のスプール２０ａがスプリング２０ｂに抗して押動せしめられて潤滑圧回路２５への潤滑油供給を停止すると共に、減少したシリンダ容積分の潤滑油がチェックバルブ２６を介してドレンされる。
【００５９】
従って、チェックバルブ２６のドレン圧がバランス油圧コントロールバルブ２０の制御圧より僅かに高く設定することによって、セカンダリプーリ５７が変速しない状態及びＬＯＷ側からＯＤ側に変速している時は、潤滑回路２５に設けられたチェックバルブ２６からドレンされることなく潤滑油の必要流量の減少がもたらされると共に、ＯＤ側からＬＯＷ側に変速時にはバランス油室６２内の油圧上昇が抑制されてベルトクランプ力の低下が回避される。
【００６０】
本実施の形態によると、上記第１実施の形態に加え、バランス油室６２を密閉構造にすることで、バランス油室６２及び潤滑圧回路２５の制御油圧を極めて低圧に設定することが可能になり、ライン圧Ｐｓの上昇を抑制し、オイルポンプ２等の機械損失の低減がもたらされる。
【００６１】
【発明の効果】
以上説明した本発明によるベルト式無段変速機の油圧回路構造によると、セカンダリプーリに設けらた変速用油圧シリンダによって発生する遠心油圧をキャンセルするバランス油室に、バランス油室の潤滑油がリーク及び不足のときにバランス油室に潤滑油を供給し、かつダウンシフト時におけるバランス油室内潤滑油の排出時にセカンダリプーリのバランス油室への潤滑油供給が停止せしめられ、これによりオイルポンプの吐出量の低減がもたらされてオイルポンプの小型化が可能になると共に、オイルポンプの機械的損失が低減して燃費の向上が得られる。
【００６２】
また、ダウンシフト時に増大するプライマリバルブからのドレン油圧によりバランス油圧コントロールバルブを閉作動せしめることによって、バランス油圧コントロールバルブの作動制御が容易にできる。
【００６３】
更に、ダウンシフト時にプライマリバルブからドレン油圧をプライマリプーリに設けられたバランス油室に潤滑油を供給するように構成することによって、従来ライン圧からプライマリプーリのバランス油室に常に供給されていた潤滑油が、ダウンシフト時にのみ主に供給するように制御され、更にオイルポンプの要求吐出量の低減が可能になり、オイルポンプの小型化がもたらされる。
【００６４】
他の発明によると、セカンダリプーリに設けられた変速用油圧シリンダに回転によって発生する遠心油圧をキャンセルするバランス油室を液密的に形成し、潤滑圧回路内が所定油圧以上のとき潤滑圧回路から潤滑油をドレンすると共に、バランス油圧コントロールバルブからバランス油室への潤滑油供給を停止するように構成することによって、バランス油室内のオイルを保持することで潤滑油を充填しておくことが可能になり、かつセカンダリプーリが変速しない状態及びアップシフト時は、潤滑油がドレンされることなく潤滑油の必要流量の減少がもたらされると共に、バランス油室を密閉構造にすることで、バランス油室及び潤滑圧回路の制御油圧を極めて低圧に設定することが可能になり、オイルポンプ等の機械損失の低減がもたらされる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明によるベルト式無段変速機の油圧回路構造の第１実施の形態の概要を示す油圧説明図である。
【図２】図１のＡ部拡大図である。
【図３】プライマリバルブのバルブ構造を示す断面図である。
【図４】本発明の第２実施の形態の概要を示す油圧説明図である。
【図５】図４のＢ部拡大図である。
【図６】本発明の第３実施の形態の概要を示す油圧説明図である。
【図７】図６のＣ部拡大図である。
【図８】ベルト式無段変速機の概要を示す説明図である。
【符号の説明】
２オイルポンプ
４プライマリバルブ
１８ドレン回路
１９プライマリ回路
２０バランス油室コントロールバルブ
２１潤滑圧回路
２３潤滑圧回路
２５潤滑圧回路
２６チェックバルブ
２７オリフィス
５０無段変速機
５５プライマリプーリ
５６油圧シリンダ
５７セカンダリプーリ
５８油圧シリンダ
５９駆動ベルト
６１バランス油室
６２バランス油室
６３間隙
６４シール材[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a continuously variable transmission, and more particularly to a hydraulic circuit structure of a belt-type continuously variable transmission in which a drive belt is wound between an input-side primary pulley and an output-side secondary pulley whose groove width is variably controlled.
[0002]
[Prior art]
For example, a belt-type continuously variable transmission used in a vehicle includes a primary pulley 55 and a secondary pulley 57 respectively provided on a primary shaft 52 and a secondary shaft 53 arranged in parallel with each other, as shown in FIG. The drive belt 59 is wound between the pulleys 55 and 57, and the ratio of the effective winding diameter of the drive belt 59 to the pulleys 55 and 57 is changed by changing the groove width of the pulleys 55 and 57. It is configured to change steplessly.
[0003]
The primary pulley 55 has a fixed pulley 55a that is rotationally driven via a torque converter, a forward / reverse switching mechanism, and the like, and a movable pulley 55b, and is movable on the shaft portion of the fixed pulley 55a to variably control the pulley groove width. A pulley 55b is supported by a ball spline 55c so as to be slidable in the axial direction and not relatively rotatable, and a cylinder member 56a fixed to the back surface of the movable pulley 55b and a plunger 56b fixed to the shaft portion of the fixed pulley 55a. Thus, a transmission hydraulic cylinder 56 is formed.
[0004]
Similarly, the secondary pre 57 has a fixed pulley 57a connected to a drive wheel via a speed reduction mechanism or the like, and a movable pulley 57b is slidable in an axial direction via a ball spline 57c on a shaft portion of the fixed pulley 57a. In addition, a shift hydraulic cylinder 58 is formed by a cylinder member 58a that is supported so as not to be relatively rotatable and is fixed to the back surface of the movable pulley 57b, and a plunger 58b that is fixed to a shaft portion of the fixed pulley 57a.
[0005]
These hydraulic cylinders 56 and 58 provided in the primary pulley 55 and the secondary pulley 57 are operated by controlling the hydraulic pressure discharged from the oil pump, thereby transmitting power between the drive belt 59 and the primary pulley 55 and the secondary pulley 57. Shift control is performed.
[0006]
When the continuously variable transmission 50 formed in this way is operating, the primary pulley 55 and the secondary pulley 57 rotate at a certain rotation ratio, and centrifugal oil pressure is applied to the hydraulic cylinders 56 and 58 by this rotation. It has occurred.
[0007]
The centrifugal hydraulic pressure generated in the hydraulic cylinder 56 provided in the primary pulley 55 is applied to the hydraulic cylinder 58 of the secondary pulley 57 while acting in the upshift direction in which the pulley groove width is narrowed, that is, the gear ratio is on the OD direction side. The generated centrifugal hydraulic pressure acts in the downshift direction in which the pulley groove width is narrowed, that is, the gear ratio is on the LOW direction side.
[0008]
Therefore, a balance oil chamber 61 is formed on the back surface of the plunger 56 b forming the hydraulic cylinder 56 of the primary pulley 55, and the balance oil chamber 61 is filled with oil to generate centrifugal oil pressure in the balance oil chamber 61. The urging force acting in the OD direction due to the centrifugal hydraulic pressure generated in the cylinder is canceled.
[0009]
On the other hand, the secondary pulley 57 is connected to the tip of a cylinder member 58a that forms a hydraulic cylinder 58, and the other end of the plunger 58b is slidably formed on the shaft portion of the fixed pulley 57a. A balance oil chamber 62 is formed on the back surface, and the balance oil chamber 62 is filled with oil to generate centrifugal oil pressure in the balance oil chamber 62, and the urging force acting in the LOW direction by the centrifugal oil pressure generated in the hydraulic cylinder 58 is generated. Has been cancelled.
[0010]
The balance oil chamber 62 formed in the secondary pulley 57 is always supplied with lubricating oil from the oil pump, and at the time of downshift in which the transmission ratio of the continuously variable transmission 50 changes from the OD side to the LOW side, The movable pulley 57b moves leftward in FIG. 8 (the direction approaching the fixed pulley 57a) by the hydraulic pressure acting on the hydraulic cylinder 58. As a result, the volume of the balance oil chamber 62 is reduced so that the lubricating oil in the balance oil chamber 62 is pushed out from the gap 63 formed between the shaft portion of the fixed pulley 57a and the end portion of the balance oil chamber cylinder 58d. Is formed.
[0011]
Here, the hydraulic pressure used for control and lubrication of the continuously variable transmission 50 is obtained by an oil pump driven by the engine, and particularly when changing the pulley widths of the primary pulley 55 and the secondary pulley 57 to change the drive belt, In order to prevent the drive belt 59 from slipping due to a decrease in the clamping force of 59, it is necessary to switch back and forth and to lubricate each part after securing a sufficient amount of oil for the volume change of the hydraulic cylinders 56 and 58. The oil pump capacity for securing the lubricating oil flow rate is set.
[0012]
[Problems to be solved by the invention]
According to the continuously variable transmission 50, the balance oil chamber is provided on the back surface of the plunger 56b forming the hydraulic cylinder 56 of the primary pulley 55. 61 And the balance oil chamber 62 is formed on the back surface of the plunger 58b forming the hydraulic cylinder 58 of the secondary pulley 57, resulting in centrifugal hydraulic pressure generated by the lubricating oil supplied into the hydraulic cylinders 56 and 58. Unnecessary action is suppressed and smooth shift control is performed.
[0013]
However, since the lubricating oil is always supplied from the oil pump to the balance oil chamber 62 formed in the secondary pulley 57, the required amount of lubricating oil supplied during the operation of the continuously variable transmission increases, As a result of the increase in size, mechanical loss increases and there is a concern about an increase in fuel consumption.
[0014]
Accordingly, an object of the present invention made in view of such a point is to reduce the amount of lubricating oil supplied to the continuously variable transmission, thereby making it possible to reduce the size of the oil pump, thereby reducing mechanical loss and improving fuel consumption. It is to provide a hydraulic circuit structure of the resulting belt type continuously variable transmission.
[0015]
[Means for Solving the Problems]
The invention of the hydraulic circuit structure of the belt type continuously variable transmission according to claim 1, which achieves the above object, includes a primary pulley having a variable groove width provided on the primary shaft and a variable groove width provided on the secondary shaft. In a belt-type continuously variable transmission that wraps a drive belt around a secondary pulley and changes the ratio of the effective winding diameter of the drive belt with respect to each pulley by changing the groove width of each pulley to change continuously. A primary valve for controlling the primary pressure supplied to the hydraulic cylinder for shifting the primary pulley, The secondary pulley has a fixed pulley fixed to the secondary shaft, and a movable pulley supported on the shaft portion of the fixed pulley so as to be slidable in the axial direction and not relatively rotatable. A transmission hydraulic cylinder formed by a fixed cylinder member and a plunger fixed to the shaft portion of the fixed pulley, one end coupled to the tip of the cylinder member and the cylinder member, and the other end to the shaft portion of the fixed pulley A balance oil chamber formed by a balance oil chamber cylinder formed to be slidable with a gap therebetween and the plunger, and canceling centrifugal hydraulic pressure generated in the transmission hydraulic cylinder by rotation; and from the lubricating oil supply side A balance hydraulic pressure control valve for controlling and supplying the lubricant oil to the balance oil chamber. Supplies lubricant to open the balancing hydraulic control valve balancing oil chamber comes, when the discharge of the balancing hydraulic chamber lubricant during downshifting The drain hydraulic pressure from the primary valve Balance hydraulic control valve But Close Operate It is characterized by that.
[0016]
According to the first aspect of the present invention, the supply of lubricant from the balance hydraulic control valve to the balance oil chamber of the secondary pulley is stopped at the time of a downshift in which the consumption flow rate of the conventional lubricant is increased. As a result, the oil pump can be reduced in size, and the mechanical loss of the oil pump can be reduced to improve the fuel consumption.
[0017]
In addition, the drain flow rate of the lubricating oil from the balance oil chamber of the secondary pulley is reduced, the amount of lubricating oil stirred by the secondary pulley is reduced, the stirring resistance by the lubricating oil is reduced, and the rise in oil temperature is suppressed. Is done.
[0019]
Also, The balance hydraulic control valve can be easily controlled by closing the balance hydraulic control valve with the drain hydraulic pressure from the primary valve that increases during the downshift.
[0020]
Claim 2 The invention described in claim 1 In the hydraulic circuit structure of the belt type continuously variable transmission of This The balance oil chamber that cancels the centrifugal oil pressure generated by the rotation of the hydraulic cylinder for shifting is equipped with a lubrication pressure circuit that guides the drain oil pressure from the primary valve, and the drain oil pressure from the primary valve during downshift is passed through the lubrication pressure circuit. It supplies to a balance oil chamber.
[0021]
Claim 2 According to the invention, since the drain hydraulic pressure is supplied from the primary valve to the balance oil chamber provided in the primary pulley at the time of downshift, the lubricating oil that has always been supplied from the conventional line pressure to the balance oil chamber of the primary pulley is reduced. It is controlled so that it is mainly supplied only at the time of shift, reducing the required discharge amount of the oil pump, enabling a reduction in the size of the oil pump and reducing the mechanical loss of the oil pump and improving fuel efficiency. Is brought about.
[0022]
Claim 3 In the invention of the hydraulic circuit structure of the belt-type continuously variable transmission described in 1, the drive belt is wound around the primary pulley with a variable groove width provided on the primary shaft and the secondary pulley with a variable groove width provided on the secondary shaft. In a belt type continuously variable transmission that changes the ratio of the effective winding diameter of the drive belt to each pulley by changing the groove width of each pulley, the belt-type continuously variable transmission is a variable speed hydraulic cylinder provided in the secondary pulley. A balance oil pressure control valve that supplies lubricating oil on the lubricating oil supply side via a lubricating pressure circuit to a liquid-tightly formed balance oil chamber that cancels centrifugal hydraulic pressure generated by rotation is provided in the lubricating pressure circuit. When the circuit oil pressure is equal to or higher than the predetermined oil pressure, drain the lubricating oil from the lubricating pressure circuit and close the balance hydraulic pressure control valve. Characterized by stopping the supply of lubricating oil to the balance oil chamber from the scan hydraulic control valve.
[0023]
Claim 3 According to the present invention, the balance oil chamber is formed in a liquid-tight manner, and the oil in the balance oil chamber can be held to be filled with the lubricating oil. Is reduced and supplied to the balance oil chamber via the balance oil pressure control valve, and the balance oil chamber is filled with lubricating oil to cancel the centrifugal oil pressure of the transmission hydraulic cylinder. On the other hand, when the circuit hydraulic pressure in the lubricating pressure circuit becomes equal to or higher than a predetermined pressure during the downshift, the balance hydraulic pressure control valve stops the supply of the lubricating oil to the lubricating pressure circuit and the lubricating oil corresponding to the reduced cylinder volume is drained. Therefore, when the secondary pulley is not shifting and when the upshift is performed, the required flow rate of the lubricant is reduced without draining the lubricant, and when the downshift is performed, an increase in hydraulic pressure due to the liquid tightness of the balance oil chamber is suppressed. By reducing the belt clamping force and making the balance oil chamber hermetically sealed, it becomes possible to set the control oil pressure of the balance oil chamber and the lubricating pressure circuit to a very low pressure, resulting in mechanical loss of the oil pump, etc. Reduction.
[0024]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of a hydraulic circuit structure of a belt type continuously variable transmission according to the present invention will be described.
[0025]
(First embodiment)
FIG. 1 is an explanatory diagram of a hydraulic circuit of a belt type continuously variable transmission according to the present embodiment, and FIG. 2 is an enlarged view of a portion A in FIG. For convenience of explanation, the belt-type continuously variable transmission is given the same reference numeral to the portion corresponding to FIG.
[0026]
Reference numeral 1 in the figure denotes an oil pan. A hydraulic circuit in which the lubricating oil stored in the oil pan 1 is discharged by an oil pump 2 driven by the engine is defined as a line pressure Ps, and the belt type continuously variable transmission 50 Used as hydraulic oil for the secondary pulley 57, the line pressure Ps is controlled by the secondary valve 3 so that the clamping force of the drive belt 59 is appropriate.
[0027]
On the other hand, the primary pulley 55 is controlled by the primary pressure Pp controlled by the primary valve 4 with the line pressure Ps as the original pressure, and mainly controls the gear ratio of the continuously variable transmission 50 while maintaining the belt clamping force. .
[0028]
The forward / reverse switching is switched by supplying the clutch pressure adjusted to a constant pressure by the clutch pressure valve 5 using the line pressure Ps as the original pressure to the forward / reverse switching mechanism 7 by switching with the manual valve 6. Each hydraulic pressure is controlled by a slip control valve 10 that is controlled by a duty solenoid 8 and an ON-OFF solenoid valve 9 in order to reduce a switching shock at the time of switching and to obtain a safety lock function.
[0029]
The lock-up clutch incorporated in the torque converter 11 is a lock-up apply pressure circuit based on the clutch pressure by the switch valve 12 and the slip control valve 10 and the lubricating pressure in which the drain circuit of the secondary valve 3 is controlled by the lubrication valve 13. And lock-up release pressure circuit by switching control. OFF is switched.
[0030]
In addition to the lockup control, this lubricating pressure is applied to each part such as forward / reverse switching mechanism lubrication and belt lubrication, supply of lubricating oil to the balance oil chamber 61 of the primary pulley 55, and to the balance oil chamber 62 of the secondary pulley 57. Is supplied to the ATF filter and the oil cooler for preventing the contamination of the lubricating oil and preventing the temperature of the continuously variable transmission 50 from rising.
[0031]
A balance oil chamber control valve 20 that controls the hydraulic pressure supplied to the balance oil chamber 62 of the secondary pulley 57 is provided, and the balance oil chamber control valve 20 is generated in the drain circuit 18 of the primary valve 4 that controls the primary pulley pressure Pp. Controlled by hydraulic pressure. The drain circuit 18 is provided with an orifice 18a for changing the control circuit pressure according to the drain flow rate of the primary valve 4, and a check valve 18b for keeping the pressure of the drain circuit 18 at a predetermined set oil pressure.
[0032]
The primary valve 4 uses the line pressure Ps from the oil pump 2 as a source pressure, and controls the oil pressure of the shifting hydraulic cylinder 56 of the primary pulley 55, that is, the primary pressure Pp, to be lower than the line pressure Ps. The valve structure of the primary valve 4 at this time is shown in FIG.
[0033]
The primary pressure Pp is controlled by the balance between the supply pressure from the line pressure Ps and the drain to the drain circuit 18.
[0034]
Since the primary pressure Pp during the pulley control of the primary pulley 5 is lower than the line pressure Ps, the lubricating oil in the primary pressure circuit is always drained to the drain circuit 18. At this time, the spool 4a of the primal valve 4 that controls the primary pressure Pp is supplied from the feedback pressure c and the line pressure Ps supplied from the primary pressure Pp, and is controlled by the pressure balance of the pilot pressure d controlled by the linear solenoid 4b. The The pilot pressure d is controlled by controlling the supply hydraulic pressure from the line pressure Ps and the pilot drain amount by the linear solenoid 4b. Accordingly, the supply of the lubricating oil from the primary pressure circuit 19 is performed by the line pressure Ps, and the drainage of the lubricating oil from the primary circuit 19 is performed to the drain circuit 18.
[0035]
The balance oil chamber control valve 20 controlled by the drain amount of the drain circuit 18 includes a spool 20a and a spring 20b, and the spool 20a is pushed against the urging force of the spring 20b by the lubricating oil pressure supplied from the drain circuit 18. The lubrication pressure circuit 21 communicated with the balance chamber 62 of the secondary pulley 57 is closed by the drain hydraulic pressure from the drain circuit 18, that is, the lubrication hydraulic pressure, exceeding the predetermined value, while the hydraulic pressure from the drain circuit 18 is reduced to reduce the spring 20b. As a result, the spool 20a is pushed back and the lubricating pressure circuit 21 is communicated.
[0036]
Here, when the required amount of lubricating oil supplied to the balance oil chamber 62 of the secondary pulley 57 is obtained, the hydraulic cylinder 56 of the primary pulley 55 is upshifted, that is, when the primary pulley 55 is shifted from the LOW side to the OD side. Lubricating oil is supplied to increase the cylinder volume, and the volume of the balance oil chamber 61 decreases. At this time, the primary pressure Pp is supplied from the primary pressure circuit 19 to the hydraulic cylinder 56 via the primary valve 4 from the line pressure Ps, and it is necessary to secure the amount of oil supplied to the primary pressure circuit 19 in order to maintain the primary pressure Pp. Thus, the amount of drain oil from the primary valve 4 to the drain circuit 18 decreases.
[0037]
On the other hand, the lubricating oil in the transmission hydraulic cylinder 58 of the secondary pulley 57 is drained, the cylinder volume decreases, and the volume of the balance oil chamber 62 increases. At this time, since the hydraulic cylinder 58 of the secondary pulley 57 is directly connected to the line pressure Ps circuit, the oil in the hydraulic cylinder 58 is returned to the line pressure Ps as the cylinder volume of the hydraulic cylinder 58 decreases. Therefore, the amount of oil required when the continuously variable transmission 50 shifts is the amount obtained by subtracting the decrease amount of the hydraulic cylinder 58 of the secondary pulley 57 from the increase amount of the hydraulic cylinder 56 of the primary pulley 55. What is necessary is just to supply.
[0038]
In addition, in order to ensure the centrifugal oil pressure generated by the balance oil chamber 62, the required flow rate when supplying from the lubricating pressure circuit 21 with respect to the increase in the volume of the balance oil chamber 62 becomes the maximum value of the capacity change of the balance oil chamber 62. A constant amount is supplied from the balance oil chamber control valve 20 and the lubricating pressure circuit 21 regardless of the speed of the secondary pulley 57.
[0039]
When the secondary pulley 57 is stopped, the lubricating oil in the balance oil chamber 62 is formed between the opening of the balance oil chamber 62, that is, between the shaft portion of the fixed pulley 57a and the end portion of the balance oil chamber cylinder 58d. The lubricating oil is stored up to the gap 63 below the balance oil chamber 62. At this time, since the lubricating oil does not hold the amount of oil sufficient to fill the balance oil chamber 62, the lubricating oil is always supplied from the lubricating pressure circuit 21 when shifting to the OD side in order to obtain sufficient centrifugal oil pressure. .
[0040]
On the other hand, when downshifting, that is, when the primary pulley 55 shifts from the OD side to the LOW side at a predetermined speed or higher, the lubricating oil is drained from the hydraulic cylinder 56 of the primary pulley 55. At this time, the cylinder volume of the hydraulic cylinder 58 of the secondary pulley 57 increases and the volume of the balance oil chamber 62 decreases, so that it is not necessary to supply the lubricant from the lubrication pressure circuit 21 to the balance oil chamber 62. At this time, since the primary pressure Pp is unnecessary, the supply from the primary valve 4 to the primary pressure circuit 19 decreases, the amount of drain oil to the drain circuit 18 increases, and the predetermined set oil pressure is supplied to the balance oil chamber control valve 20. Is done. Here, the drain hydraulic pressure is increased by the orifice 18 a provided in the drain circuit 18. This The predetermined hydraulic pressure is maintained by the check valve 18b for maintaining the predetermined hydraulic pressure.
[0041]
When a predetermined set oil pressure is supplied from the drain circuit 18 to the balance oil chamber control valve 20, the spool 20a of the balance oil chamber control valve 20 is pushed against the urging force of the spring 20b by the oil pressure, and the lubricating pressure circuit 21 Is closed and the supply of lubricating oil to the balance oil chamber 62 is stopped.
[0042]
Therefore, according to the hydraulic circuit structure of the belt-type continuously variable transmission according to the present embodiment configured as described above, when the speed of shifting from the OD side to the LOW side becomes equal to or higher than a predetermined speed, the lubrication pressure circuit 21 and the secondary pulley 57 By stopping the supply of lubricating oil to the balance oil chamber 62, the amount of lubricating oil supplied to the lubricating pressure circuit 21 is reduced, thereby reducing the required discharge amount of the oil pump 2 and making it possible to reduce the size of the oil pump. In addition, the mechanical loss of the oil pump 2 is reduced, and fuel efficiency is improved.
[0043]
In addition, the drain flow rate of the lubricating oil from the balance oil chamber 62 of the secondary pulley 57 is reduced, the amount of lubricating oil stirred by the secondary pulley 57 is reduced, and the stirring resistance by the lubricating oil is reduced, and the oil temperature is reduced. The rise is suppressed.
[0044]
(Second Embodiment)
FIG. 4 is an explanatory diagram of a hydraulic circuit of the belt type continuously variable transmission according to the present embodiment, and FIG. 5 is an enlarged view of a portion B in FIG. For convenience of explanation, portions corresponding to those in FIGS. 1 to 3 are denoted by the same reference numerals, description of the portions is omitted, and different portions are mainly described.
[0045]
A drain circuit 18 for supplying control oil pressure from the primary valve 4 to the balance oil chamber control valve 20 is branched, and an orifice 18a and a check valve for securing the control oil pressure to be supplied to the balance oil chamber control valve 20 and maintaining a predetermined set oil pressure. The lubricating pressure circuit 23 is connected to the balance oil chamber 61 of the primary pulley 55 through 18b.
[0046]
When the primary pulley 55 shifts from the OD side to the LOW side, the cylinder volume of the hydraulic cylinder 56 of the primary pulley 55 decreases and the cylinder volume of the balance oil chamber 61 increases.
[0047]
At this time, the oil from the line pressure Ps due to the characteristics of the primary valve 4 is supplied to the drain circuit 18 by a decrease in the hydraulic cylinder 56, and is supplied from the drain circuit 18 to the balance chamber control valve 20 as control oil pressure. The oil is supplied from the circuit 18 to the balance oil chamber 61 that cancels the centrifugal hydraulic pressure of the hydraulic cylinder 56 by the lubricating pressure circuit 23 through the orifice 18a and the check valve 18b.
[0048]
On the other hand, when the primary pulley 55 does not shift, or when shifting from the LOW side to the OD side, the cylinder volume of the balance oil chamber 61 does not change or decreases, and it is not necessary to supply lubricating oil. At this time, the amount of oil supplied to the drain circuit 18 is controlled to decrease from the characteristics of the primary valve 4, and the amount of oil is supplied from the drain circuit 18 to the balance chamber control valve 20 as a control oil pressure, and a part of the oil amount is controlled. Is supplied from the drain pressure circuit 23 to the balance oil chamber 61 through the orifice 18a and the check valve 18b.
[0049]
Therefore, according to the present embodiment, in addition to the first embodiment, the lubricating oil that has always been supplied from the conventional line pressure Ps to the balance oil chamber 61 of the primary pulley 55 mainly flows from the OD side to the LOW side. It is controlled so that it is supplied only at the time of shifting, and the required discharge amount of the oil pump 2 can be reduced, the oil pump can be reduced in size, and the mechanical loss of the oil pump 2 can be reduced to improve fuel efficiency Brought about.
[0050]
(Third embodiment)
FIG. 6 is an explanatory diagram of the hydraulic circuit of the belt type continuously variable transmission according to the present embodiment, and FIG. For convenience of explanation, portions corresponding to those in FIGS. 1 to 3 are denoted by the same reference numerals, description of the portions is omitted, and different portions are mainly described.
[0051]
The balance oil chamber 62 provided in the secondary pulley 57 in the present embodiment is provided with a seal member 64 in fluid-tight sliding contact with the shaft portion of the fixed pulley 57a at the end of the balance oil chamber cylinder 58d.
[0052]
The lubricating oil supplied to the balance oil chamber 62 is controlled by the balance oil pressure control valve 20 using the lubricating pressure f controlled by the lubrication valve 13 as a base pressure, and is supplied to the balance oil chamber 62 by the lubricating pressure circuit 25. .
[0053]
The lubrication pressure circuit 25 communicates with the balance oil chamber 62 via a circuit in the shaft of the fixed pulley 56a. On the other hand, a check valve 26 is provided for draining the lubrication oil in the lubrication pressure circuit 25 when the circuit oil pressure reaches a predetermined oil pressure. The hydraulic pressure in the lubricating pressure circuit 25 is used as the control hydraulic pressure of the balance hydraulic control valve 20 through the orifice 27. The drain pressure of the check valve 26 is set slightly higher than the control pressure of the balance hydraulic pressure control valve 20.
[0054]
The circuit pressure of the lubricating pressure circuit 25 is held at a constant pressure by the balance hydraulic pressure control valve 20. At this time, the circuit pressure of the lubricating pressure circuit 25, that is, the hydraulic pressure in the balance oil chamber 62 has an action of reducing the clamping force of the drive belt 59 in the secondary pulley 57, and the balance oil chamber 62 is filled with lubricating oil. It is only necessary to set the circuit pressure of the lubricating pressure circuit 25 to a low pressure, for example, about 0.1 MPa or less, so that the balance oil chamber 62 is filled with lubricating oil without affecting the belt clamping force due to the line pressure Ps. I can leave.
[0055]
Next, the lubricating oil supply amount of the balance oil chamber 62 of the secondary pulley 57 configured as described above will be described.
[0056]
When the secondary pulley 57 is stopped or not shifting, the lubricating oil is supplied from the lubricating pressure circuit 25 via the balance hydraulic control valve 20, but since the cylinder volume of the balance oil chamber 62 does not change, the balance oil chamber By holding the pressure in 62, it becomes possible to fill the lubricating oil.
[0057]
Further, when the secondary pulley 57 shifts from the LOW side to the OD side, the lubricating oil in the hydraulic cylinder 58 is drained to reduce the cylinder volume, the cylinder volume of the balance oil chamber 62 is increased, and the balance oil chamber 62 has an increased volume. Although the hydraulic pressure decreases, the lubricating pressure f controlled by the lubrication valve 13 is supplied from the lubricating pressure circuit 25 to the balancing oil chamber 62 via the balancing hydraulic pressure control valve 20 in order to maintain the hydraulic pressure of the balancing oil chamber 62. The balance oil chamber 62 is filled with lubricating oil, and the centrifugal hydraulic pressure of the hydraulic cylinder 58 is cancelled.
[0058]
On the other hand, when the secondary pulley 57 shifts from the OD side to the LOW side, lubricating oil is supplied to the hydraulic cylinder 58 to increase the cylinder volume, and the cylinder volume of the balance oil chamber 62 decreases. At this time, the lubrication pressure circuit 25 including the balance oil chamber 62 is formed in a closed circuit, and the balance oil pressure control valve 20 is supplied to the lubrication pressure circuit 25 under reduced pressure control using the lubrication pressure f as an original pressure. When the pressure in the pressure circuit 25 exceeds a predetermined pressure, the spool 20a of the balance hydraulic control valve 20 is pushed against the spring 20b by the control pressure from the orifice 27, and the supply of the lubricating oil to the lubricating pressure circuit 25 is stopped. The lubricating oil corresponding to the reduced cylinder volume is drained through the check valve 26.
[0059]
Accordingly, when the drain pressure of the check valve 26 is set slightly higher than the control pressure of the balance hydraulic control valve 20, the lubrication circuit 25 is used when the secondary pulley 57 is not shifting and when shifting from the LOW side to the OD side. The required flow rate of the lubricating oil is reduced without draining from the check valve 26 provided in the control valve 26, and the increase in the hydraulic pressure in the balance oil chamber 62 is suppressed at the time of shifting from the OD side to the LOW side, thereby reducing the belt clamping force. Is avoided.
[0060]
According to the present embodiment, in addition to the first embodiment described above, the control oil pressure of the balance oil chamber 62 and the lubricating pressure circuit 25 can be set to a very low pressure by making the balance oil chamber 62 a sealed structure. Thus, the increase in the line pressure Ps is suppressed, and the mechanical loss of the oil pump 2 and the like is reduced.
[0061]
【The invention's effect】
According to the hydraulic circuit structure of the belt type continuously variable transmission according to the present invention described above, the lubricating oil in the balance oil chamber leaks into the balance oil chamber that cancels the centrifugal hydraulic pressure generated by the shift hydraulic cylinder provided in the secondary pulley. When the engine oil is insufficient, the lubricant oil is supplied to the balance oil chamber, and the supply of the lubricant oil to the balance oil chamber of the secondary pulley is stopped when the balance oil chamber lubricant oil is discharged during the downshift. As a result, the oil pump can be reduced in size, and the mechanical loss of the oil pump can be reduced to improve the fuel consumption.
[0062]
Further, the balance hydraulic control valve can be easily controlled by closing the balance hydraulic control valve with the drain hydraulic pressure from the primary valve that increases during the downshift.
[0063]
In addition, when the downshift is performed, the drain oil pressure is supplied from the primary valve to the balance oil chamber provided in the primary pulley, so that the lubrication that has always been supplied from the conventional line pressure to the balance oil chamber of the primary pulley. The oil is controlled so as to be mainly supplied only during the downshift, and the required discharge amount of the oil pump can be further reduced, resulting in a reduction in the size of the oil pump.
[0064]
According to another invention, provided in the secondary pulley This The balance hydraulic chamber that cancels the centrifugal hydraulic pressure generated by rotation in the shifting hydraulic cylinder is formed in a liquid-tight manner, and when the lubricating pressure circuit is above the specified hydraulic pressure, the lubricating oil is drained from the lubricating pressure circuit and the balance hydraulic pressure control is performed. By configuring so that the supply of lubricating oil from the valve to the balance oil chamber is stopped, it becomes possible to fill the lubricant oil by holding the oil in the balance oil chamber, and the secondary pulley does not shift During upshifting, the required flow rate of the lubricating oil is reduced without draining the lubricating oil, and the control oil pressure of the balance oil chamber and the lubricating pressure circuit is extremely low by making the balance oil chamber a sealed structure. Therefore, the mechanical loss of the oil pump or the like is reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a hydraulic pressure explanatory diagram showing an outline of a first embodiment of a hydraulic circuit structure of a belt type continuously variable transmission according to the present invention.
FIG. 2 is an enlarged view of a portion A in FIG.
FIG. 3 is a cross-sectional view showing a valve structure of a primary valve.
FIG. 4 is a hydraulic pressure explanatory diagram showing an outline of a second embodiment of the present invention.
FIG. 5 is an enlarged view of part B in FIG. 4;
FIG. 6 is a hydraulic pressure explanatory diagram showing an outline of a third embodiment of the present invention.
7 is an enlarged view of a portion C in FIG. 6;
FIG. 8 is an explanatory diagram showing an outline of a belt-type continuously variable transmission.
[Explanation of symbols]
2 Oil pump
4 Primary valve
18 Drain circuit
19 Primary circuit
20 Balance oil chamber control valve
21 Lubricating pressure circuit
23 Lubrication pressure circuit
25 Lubrication pressure circuit
26 Check valve
27 Orifice
50 continuously variable transmission
55 Primary pulley
56 Hydraulic cylinder
57 Secondary pulley
58 Hydraulic cylinder
59 Drive belt
61 Balance oil chamber
62 Balance oil chamber
63 gap
64 Sealing material

Claims

A drive belt is wound around a primary pulley with a variable groove width provided on the primary shaft and a secondary pulley with a variable groove width provided on the secondary shaft, and the groove width of each pulley is changed to change the drive belt of each pulley. In the belt type continuously variable transmission that changes the ratio of the effective winding diameter steplessly,
A primary valve for controlling the primary pressure supplied to the hydraulic cylinder for shifting the primary pulley,
The secondary pulley has a fixed pulley fixed to the secondary shaft, and a movable pulley supported on the shaft portion of the fixed pulley so as to be slidable in the axial direction and not relatively rotatable.
A transmission hydraulic cylinder formed by a cylinder member fixed to the back surface of the movable pulley and a plunger fixed to the shaft portion of the fixed pulley;
One end is coupled to the cylinder member and the tip of the cylinder member, and the other end is formed by a balance oil chamber cylinder formed to be slidable with a gap in the shaft portion of the fixed pulley, and the plunger. A balance oil chamber for canceling the centrifugal hydraulic pressure generated in the shift hydraulic cylinder;
A balance hydraulic pressure control valve for controlling and supplying lubricating oil from the lubricating oil supply side to the balance oil chamber;
When the oil in the balance oil chamber is leaking or shortage, the balance oil pressure control valve is opened to supply the oil to the balance oil chamber, and when the balance oil chamber lubricant is discharged during a downshift , the drain from the primary valve is discharged. hydraulic circuit structure of the belt type continuously variable transmission, characterized in that the balancing hydraulic control valve is closed hydraulically actuated.

The primary pulley has a fixed pulley fixed to the primary shaft, and a movable pulley supported on the shaft portion of the fixed pulley so as to be slidable in the axial direction and not relatively rotatable,
A transmission hydraulic cylinder formed by a cylinder member fixed to the back surface of the movable pulley and a plunger fixed to the shaft portion of the fixed pulley;
A balance oil chamber formed by the cylinder member, a balance oil chamber cylinder having one end coupled to the tip of the cylinder member, and the plunger, and canceling centrifugal hydraulic pressure generated in the hydraulic cylinder for shifting by rotation;
A lubricating pressure circuit for guiding drain oil pressure from the primary valve to the balance oil chamber,
2. The hydraulic circuit structure for a belt-type continuously variable transmission according to claim 1 , wherein drain hydraulic pressure from the primary valve at the time of downshift is supplied to the balance oil chamber through a lubricating pressure circuit.

A drive belt is wound around a primary pulley with a variable groove width provided on the primary shaft and a secondary pulley with a variable groove width provided on the secondary shaft, and the groove width of each pulley is changed to change the drive belt of each pulley. In the belt type continuously variable transmission that changes the ratio of the effective winding diameter steplessly,
The secondary pulley has a fixed pulley fixed to the secondary shaft, and a movable pulley supported on the shaft portion of the fixed pulley so as to be slidable in the axial direction and not relatively rotatable.
A transmission hydraulic cylinder formed by a cylinder member fixed to the back surface of the movable pulley and a plunger fixed to the shaft portion of the fixed pulley;
One end is coupled to the cylinder member and the tip of the cylinder member, and the other end is formed by a balance oil chamber cylinder formed on the shaft portion of the fixed pulley so as to be slidable via a seal member, and the plunger. A balance oil chamber for canceling the centrifugal hydraulic pressure generated in the shift hydraulic cylinder;
A balance hydraulic control valve that supplies lubricating oil on the lubricating oil supply side via a lubricating pressure circuit,
When the circuit hydraulic pressure in the lubricating pressure circuit is equal to or higher than the predetermined hydraulic pressure, the lubricating oil is drained from the lubricating pressure circuit, and the balance hydraulic control valve is closed to stop the supply of the lubricating oil from the balance hydraulic control valve to the balance oil chamber. A hydraulic circuit structure of a belt type continuously variable transmission.