JP4978185B2 - Hydraulic control device for continuously variable transmission - Google Patents

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    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16HGEARING
    • F16H61/00Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/66Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
    • F16H2061/6604Special control features generally applicable to continuously variable gearings
    • F16H2061/6608Control of clutches, or brakes for forward-reverse shift

Description

この発明は、無段変速機でトルク伝達をおこなう場合にオイルが必要となるオイル必要部にオイルを供給するとともに、オイル必要部に供給するオイルを冷却することの可能な無段変速機用の油圧制御装置に関するものである。   The present invention relates to a continuously variable transmission capable of supplying oil to an oil required portion where oil is required when torque transmission is performed by the continuously variable transmission and cooling the oil supplied to the oil required portion. The present invention relates to a hydraulic control device.
一般に、車両、運搬機械、工作機械などにおいて、動力源から被駆動部材に至る動力経路に無段変速機が設けられている場合、その無段変速機を構成する部品同士の発熱・焼き付きを抑制するために、その無段変速機に潤滑油を供給して潤滑・冷却をおこなっている。このように、潤滑・冷却装置を有する無段変速機の一例が、特許文献1に記載されている。   Generally, when a continuously variable transmission is provided in a power path from a power source to a driven member in a vehicle, a transport machine, a machine tool, etc., heat generation and seizure between components constituting the continuously variable transmission is suppressed. In order to achieve this, lubricating oil is supplied to the continuously variable transmission for lubrication and cooling. An example of a continuously variable transmission having a lubrication / cooling device is described in Patent Document 1.
この特許文献1に記載された車両用無段変速機の潤滑・冷却装置は、エンジンにより駆動される第1のポンプおよび第2のポンプを有しており、第1のオイルポンプから吐出された作動油が第1の油路に供給され、その一部がプライマリレギュレータバルブにより第2の油路にドレンされる。この第2の油路の作動油はトルクコンバータに供給される。また、第2の油路の作動油の一部は、セカンダリレギュレータバルブにより第1潤滑油路にドレンされ、その第1潤滑油路に供給された作動油が、ベルト式無段変速機のプーリとベルトとの接触部に供給されるように構成されている。一方、前記第2のポンプから無負荷循環油路に吐出された作動油は、第1チェック弁を経由して前記第1の油路に供給されるように構成されている。また、第2のポンプから無負荷循環油路に吐出された作動油の一部は、開閉弁を経由して第2循環油路に供給されるように構成されている。この第2循環油路の作動油の一部は、第2チェック弁を経由して、第2のポンプの吸入側に戻る。また、第2循環油路の作動油の一部は、オイルクーラーを経由して前記第1潤滑油路に供給される。なお、前記クーラーの出口と第1潤滑油路との間には、第3のチェック弁が設けられており、第1潤滑油路の作動油はオイルクーラー側には供給されない。   The lubrication / cooling device for a continuously variable transmission for a vehicle described in Patent Document 1 has a first pump and a second pump driven by an engine, and is discharged from a first oil pump. The hydraulic oil is supplied to the first oil passage, and a part thereof is drained to the second oil passage by the primary regulator valve. The hydraulic oil in the second oil passage is supplied to the torque converter. Further, a part of the hydraulic oil in the second oil passage is drained to the first lubricating oil passage by the secondary regulator valve, and the hydraulic oil supplied to the first lubricating oil passage becomes the pulley of the belt-type continuously variable transmission. And the belt are configured to be supplied to the contact portion. On the other hand, the hydraulic oil discharged from the second pump to the no-load circulation oil passage is configured to be supplied to the first oil passage via the first check valve. Further, a part of the hydraulic oil discharged from the second pump to the no-load circulation oil path is configured to be supplied to the second circulation oil path via the on-off valve. Part of the hydraulic oil in the second circulation oil passage returns to the suction side of the second pump via the second check valve. Further, part of the hydraulic oil in the second circulation oil passage is supplied to the first lubricating oil passage via an oil cooler. Note that a third check valve is provided between the outlet of the cooler and the first lubricating oil passage, and hydraulic oil in the first lubricating oil passage is not supplied to the oil cooler side.
上記の特許文献1に記載された発明では、エンジン回転数が低い場合は開閉弁が閉じられ、第2のポンプから吐出された作動油は前記第1の油路に供給される。これに対して、エンジン回転数が高くなった場合は、前記開閉弁が開放されて、第2のポンプから吐出された作動油は第2潤滑油路に供給される。そして、第2潤滑油路の作動油の一部は、オイルクーラーにより冷却されて、前記ベルト式無段変速機を潤滑および冷却する。なお、第2循環油路の作動油の油圧が高まると、第2チェック弁が開放されて、その作動油が第2のポンプの吸入側に戻される。   In the invention described in Patent Document 1, when the engine speed is low, the on-off valve is closed, and the hydraulic oil discharged from the second pump is supplied to the first oil passage. In contrast, when the engine speed increases, the on-off valve is opened, and the hydraulic oil discharged from the second pump is supplied to the second lubricating oil passage. A part of the hydraulic oil in the second lubricating oil passage is cooled by an oil cooler to lubricate and cool the belt type continuously variable transmission. When the hydraulic pressure of the hydraulic oil in the second circulation oil passage increases, the second check valve is opened and the hydraulic oil is returned to the suction side of the second pump.
特開2005−180620号公報JP 2005-180620 A
しかしながら、特許文献1に記載されている潤滑・冷却装置においては、第2のポンプから吐出された作動油が第2潤滑油路に供給された場合に、前記第2チェック弁が開放されると、第2潤滑油路の一部はオイルクーラーには供給されずに、前記第2チェック弁を経由して前記第2のポンプの吸入側に戻される。このため、オイルクーラーによって冷却された作動油を、前記無段変速機へ十分に供給できない虞があった。   However, in the lubrication / cooling device described in Patent Document 1, when the hydraulic oil discharged from the second pump is supplied to the second lubricating oil passage, the second check valve is opened. A part of the second lubricating oil passage is not supplied to the oil cooler but is returned to the suction side of the second pump via the second check valve. For this reason, there is a possibility that the hydraulic oil cooled by the oil cooler cannot be sufficiently supplied to the continuously variable transmission.
この発明は上記事情を背景としてなされたものであり、冷却されたオイルを、オイル必要部に十分に供給することの可能な無段変速機用の油圧制御装置を提供することを目的としている。   The present invention has been made against the background of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a hydraulic control device for a continuously variable transmission that can sufficiently supply cooled oil to a necessary oil portion.
上記の目的を達成するために、請求項1の発明は、動力源からのトルクが入力され、かつ、入力要素と出力要素との間における変速比を無段階に変更可能な無段変速機と、前記無段変速機でトルク伝達をおこなう場合にオイルが必要となるオイル必要部に供給されるオイルを吐出する複数の吐出口を備えるオイルポンプと、前記無段変速機における前記オイル必要部に供給されるオイルを冷却する冷却装置と、前記トルクが伝達される経路において前記無段変速機と直列に配設されかつ作動油の運動エネルギにより動力伝達をおこなう流体伝動装置と、前記オイルポンプのいずれかの吐出口から吐出されたオイルが供給される第1の油路と、この第1の油路のオイルを第2の油路に排出することにより前記第1の油路の油圧を制御する圧力制御弁と、オイルが流通する経路において前記第1の油路と並列に設けられ、かつ前記いずれかの吐出口とは異なる吐出口から吐出されたオイルが供給される第3の油路と、前記冷却装置により冷却されたオイルを前記オイル必要部に供給する第4の油路とを備え、前記オイルが流通する経路において前記流体伝動装置と前記冷却装置とが並列に配設された無段変速機用の油圧制御装置において、前記第2の油路のオイルを前記第3の油路に合流させる第5の油路と、前記第2の油路のオイルの一部を、前記作動油として前記流体伝動装置に供給する第6の油路と、前記流体伝動装置から排出された作動油が供給される第7の油路と、前記第7の油路に設けられ、かつ前記流体伝動装置から排出された作動油を温める熱交換器とを備え、前記第3の油路は前記冷却装置のオイル流入口に接続されていることを特徴とするものである。 To achieve the above object, the invention of claim 1 is inputted the power source or Ranoto torque and changeable continuously variable transmission the speed ratio continuously between the input and output elements a machine, an oil pump comprising a plurality of discharge ports for discharging the oil supplied to the oil necessary part of the oil is required to perform the torque transmission in the continuously variable transmission, the oil needs in the continuously variable transmission A cooling device that cools oil supplied to a section, a fluid transmission device that is arranged in series with the continuously variable transmission in a path through which the torque is transmitted, and that transmits power by the kinetic energy of hydraulic oil, and the oil the first oil passage and, the first oil passage oil by Ri before Symbol first oil to be discharged to the second oil passage of the oil discharged from one of the discharge port of the pump is supplied Pressure control that controls the hydraulic pressure of the road A valve, and a third oil passage that the oil is provided in parallel with the first oil path in the path flows, and the oil discharged from different discharge ports with any of the discharge port is supplied, the A continuously variable transmission comprising: a fourth oil passage that supplies oil cooled by a cooling device to the oil required portion; and the fluid transmission device and the cooling device are arranged in parallel in a passage through which the oil flows. In the hydraulic control apparatus for a machine, a fifth oil passage that joins the oil in the second oil passage to the third oil passage and a part of the oil in the second oil passage are used as the hydraulic oil. A sixth oil passage supplied to the fluid transmission device; a seventh oil passage supplied with hydraulic oil discharged from the fluid transmission device; and the fluid transmission device provided in the seventh oil passage. A heat exchanger for warming the hydraulic oil discharged from the The oil passage is characterized in that it is connected to the oil inlet of the cooling device.
請求項2の発明は、請求項1の構成に加えて、前記第2の油路のオイルを前記第5の油路に排出することにより前記第2の油路の油圧を制御する第2の圧力制御弁をさらに備え、前記オイルポンプは、前記第1の油路と接続された吐出口からオイルを吐出する第1のオイルポンプと、前記第3の油路と接続する吐出口からオイルを吐出する第2のオイルポンプとを有し、前記第2の圧力制御弁は、前記第2の油路のオイルを排出する第1排出口と第2排出とを有し、前記第2の油路の圧力が上昇した場合に前記第2排出口より先に前記第2の油路のオイルを排出する前記第1排出口が前記第5の油路と接続されていることを特徴とする無段変速機用の油圧制御装置である。 According to a second aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first aspect, a second oil pressure is controlled by discharging the oil in the second oil passage to the fifth oil passage. The oil pump further includes a pressure control valve, and the oil pump discharges oil from a discharge port connected to the first oil passage and a discharge port connected to the third oil passage. A second oil pump for discharging, and the second pressure control valve has a first discharge port and a second discharge for discharging oil in the second oil passage, and the second oil pump No, characterized in that the first outlet pressure of the road is discharging the second oil path of the oil before the said second outlet when the rising is connected with the oil passage of the fifth A hydraulic control device for a step transmission .
請求項3の発明は、請求項1または2の構成に加えて、前記流体伝動装置は、第1回転部材および第2回転部材との間で、前記作動流体の運動エネルギにより動力伝達がおこなわれるように構成され、当該第1回転部材と第2回転部材との間で摩擦力により動力伝達をおこなわせるロックアップクラッチを有し、前記ロックアップクラッチが係合している場合に、前記流体伝動装置から前記第7の油路に作動油を排出させない供給量制御装置をさらに備えていることを特徴とする無段変速機用の油圧制御装置である。 According to a third aspect of the invention, in addition to the configuration of the first or second aspect , the fluid transmission device transmits power between the first rotating member and the second rotating member by the kinetic energy of the working fluid. It is configured to have a lock-up clutch to perform power transmission by a frictional force between the said first and second rotating members, when the lockup clutch is engaged, the fluid The hydraulic control device for a continuously variable transmission further includes a supply amount control device that does not discharge hydraulic oil from the transmission device to the seventh oil passage.
請求項4の発明は、請求項1ないし3のいずれかの構成に加えて、 前記無段変速機は、同一軸線を中心として回転可能に配置された入力ディスクおよび出力ディスクと、この入力ディスクと出力ディスクとの間に介在されるパワーローラとを有するトロイダル型無段変速機であり、前記入力ディスクが前記入力要素に相当し、前記出力ディスクが前記出力要素に相当するとともに、このトロイダル型無段変速機は、前記動力源のトルクが前記入力ディスクに伝達されるとともに、前記パワーローラが前記入力ディスクおよび前記出力ディスクに接触する部分にトラクションオイルが供給されて、そのトラクションオイルのせん断力でトルク伝達がおこなわれる構成を有しており、前記入力ディスクおよび出力ディスクに前記パワーローラが接触する部位が、前記オイル必要部に含まれ、前記オイルが流通する経路において前記第4油路を介して前記冷却装置と前記無段変速機とが直列に接続されていることを特徴とする無段変速機用の油圧制御装置である。 According to a fourth aspect of the present invention, in addition to the configuration of any one of the first to third aspects, the continuously variable transmission includes an input disk and an output disk that are rotatably arranged around the same axis, and the input disk. A toroidal continuously variable transmission having a power roller interposed between the output disk, the input disk corresponding to the input element, the output disk corresponding to the output element, and the toroidal type continuously variable transmission. In the step transmission, torque of the power source is transmitted to the input disk, and traction oil is supplied to a portion where the power roller contacts the input disk and the output disk. Torque is transmitted, and the power roller is in contact with the input disk and output disk. A portion to be touched is included in the oil required portion, and the cooling device and the continuously variable transmission are connected in series via the fourth oil passage in a passage through which the oil flows. This is a hydraulic control device for a continuously variable transmission .
の発明によれば、動力源のトルクが無段変速機に伝達されるとともに、この無段変速機でトルク伝達をおこなう場合は、オイル必要部でオイルが必要となる。一方、複数の吐出口から吐出されたオイルが第1の油路に供給される。この第1の油路の圧油が、圧力制御弁により第2の油路に排出されて、前記第1の油路の油圧が制御される。また、前記複数の吐出口のうち、いずれかの吐出口から吐出されたオイルの一部は第3の油路に供給される。この第3の油路に供給されたオイルは冷却装置により冷却され、第4の油路を経由してオイル必要部に供給される。さらに、前記第1の油路から第2の油路に排出されたオイルは、第5の油路を経由して前記第3の油路に合流され、前記冷却装置で冷却される。したがって、十分な量のオイルを前記冷却装置で冷却し、前記オイル必要部に供給することができる。 According to this invention, with the torque of the power source is transmitted to the continuously variable transmission, when the torque transmission in this continuously variable transmission, oil is required in the oil requiring portion. On the other hand, the oil discharged from the plurality of discharge ports is supplied to the first oil passage. The pressure oil in the first oil passage is discharged to the second oil passage by the pressure control valve, and the oil pressure in the first oil passage is controlled. A part of the oil discharged from any one of the plurality of discharge ports is supplied to the third oil passage. The oil supplied to the third oil passage is cooled by the cooling device, and supplied to the oil required portion via the fourth oil passage. Further, the oil discharged from the first oil passage to the second oil passage joins the third oil passage via the fifth oil passage, and is cooled by the cooling device. Therefore, a sufficient amount of oil can be cooled by the cooling device and supplied to the oil required portion.
の発明によれば、前記動力源のトルクが流体伝動装置に伝達される。また、前記第2の油路に供給された圧油が第6の油路を経由して流体伝動装置に作動油として供給され、その作動油の運動エネルギにより、前記流体伝動装置で動力伝達がおこなわれる。さらに、前記流体伝動装置から排出された作動油が第7の油路に至り、その作動油が熱交換器により温められる。 According to this invention, torque before Symbol power source is transmitted to the hydraulic transmission. Further, the pressure oil supplied to the second oil passage is supplied as a working oil to the fluid transmission device via the sixth oil passage, and the motive energy of the working oil transmits power to the fluid transmission device. It is carried out. Further, the hydraulic oil discharged from the fluid transmission device reaches the seventh oil passage, and the hydraulic oil is warmed by the heat exchanger.
の発明によれば、前記流体伝動装置では、第1回転部材と第2回転部材との間で作動油の運動エネルギにより動力伝達がおこなわれる。また、ロックアップクラッチの伝達トルクを高めると、前記第1回転部材と第2回転部材との間で摩擦力により動力伝達をおこなうことが可能である。そして、前記ロックアップクラッチの伝達トルクが高い場合に、前記流体伝動装置から前記第7の油路に供給される作動油量は、前記ロックアップクラッチの伝達トルクが低い場合に、前記流体伝動装置から前記第7の油路に供給される作動油量よりも低減される。したがって、前記ロックアップクラッチの伝達トルクが高い場合に、前記冷却装置により冷却されるオイル量が一層増加する。 According to this invention, before Symbol fluid transmission device, the power transmission is performed by the kinetic energy of the hydraulic oil between the first and second rotating members. Further, when the transmission torque of the lockup clutch is increased, it is possible to transmit power by frictional force between the first rotating member and the second rotating member. When the transmission torque of the lock-up clutch is high, the amount of hydraulic oil supplied from the fluid transmission device to the seventh oil passage is equal to the fluid transmission device when the transmission torque of the lock-up clutch is low. From the amount of hydraulic oil supplied to the seventh oil passage. Therefore, when the transmission torque of the lockup clutch is high, the amount of oil cooled by the cooling device is further increased.
の発明によれば、トロイダル型無段変速機においては、パワーローラが入力ディスクおよび出力ディスクに接触する部分に、前記第4の油路のオイルがトラクションオイルとして供給されて、そのトラクションオイルのせん断力でトルク伝達がおこなわれる。
According to this invention, in the preparative toroidal type continuously variable transmission, a part power roller is in contact with the input disk and output disk, the fourth oil passage of the oil is supplied as a traction oil, the traction oil Torque is transmitted by the shearing force.
つぎに、この発明の実施の形態を説明する。この発明は、車両、運搬機械、工作機械などに用いることが可能である。この発明において、動力源は被駆動部材に伝達する動力を発生する装置である。この動力源としては、単数の駆動力源または、動力の発生原理が異なる複数種類の動力源を用いることが可能である。動力の発生原理が異なる複数種類の動力源としては、例えば、エンジン、電動モータ、油圧モータ、フライホイールシステムなどを用いることが可能である。前記被駆動部材とは、動力源から伝達される動力により、回転運動、往復運動、直線運動などの動作をおこなうものである。この発明を車両に用いる場合、動力源から車輪に至る動力伝達経路に無段変速機が配置される。すなわち、車輪が前記被駆動部材に相当する。また、この発明を車両に用いる場合、動力源の動力が、前輪または後輪の何れか一方に伝達される構成のパワートレーンを有する車両、すなわち、二輪駆動車、または動力源の動力が、前輪および後輪の両方に伝達される構成のパワートレーンを有する車両、すなわち、四輪駆動車のいずれにも適用可能である。   Next, an embodiment of the present invention will be described. The present invention can be used for vehicles, transport machines, machine tools, and the like. In the present invention, the power source is a device that generates power to be transmitted to the driven member. As this power source, a single driving force source or a plurality of types of power sources having different power generation principles can be used. For example, an engine, an electric motor, a hydraulic motor, a flywheel system, or the like can be used as a plurality of types of power sources having different power generation principles. The driven member performs an operation such as a rotational motion, a reciprocating motion, and a linear motion by the power transmitted from the power source. When the present invention is used in a vehicle, a continuously variable transmission is disposed in a power transmission path from a power source to wheels. That is, the wheel corresponds to the driven member. When the present invention is used for a vehicle, the vehicle having a power train configured to transmit the power of the power source to either the front wheels or the rear wheels, that is, the two-wheel drive vehicle, or the power of the power source is the front wheels. It can be applied to any vehicle having a power train configured to be transmitted to both the rear wheel and the four-wheel drive vehicle.
この発明において、無段変速機でトルクを伝達する場合にオイルが必要となるオイル必要部は、前記無段変速機を構成する要素の一部、または、動力源から前記被駆動部材に至る動力伝達経路を構成する要素の一部のいずれに設けられていてもよい。この発明において、無段変速機としてはトロイダル型無段変速機、ベルト式無段変速機が挙げられる。また、動力源から前記被駆動部材に至る動力伝達経路を構成する要素の一部には、ギヤ同士の噛み合い部分、回転要素を支持する軸受、回転要素同士の間における動力伝達状態を制御するクラッチおよびブレーキなどの機構が含まれる。また、オイル必要部としては、オイルのせん断力によりトルク伝達がおこなわれる部位、オイルにより潤滑・冷却される部位、またはオイルを作動油として動作するアクチュエータ、制御機器、油圧機器などが挙げられる。また、この発明におけるオイルポンプを駆動する構成として、被駆動部材に動力を伝達する動力源のトルクで駆動する構成を採用できる。   In the present invention, the oil required portion that requires oil when torque is transmitted by the continuously variable transmission is a part of the elements constituting the continuously variable transmission or the power from the power source to the driven member. It may be provided in any of the elements constituting the transmission path. In the present invention, the continuously variable transmission includes a toroidal continuously variable transmission and a belt-type continuously variable transmission. Further, some of the elements constituting the power transmission path from the power source to the driven member include meshing portions of gears, bearings for supporting the rotating elements, and clutches for controlling the power transmission state between the rotating elements. And mechanisms such as brakes. Examples of the oil required portion include a portion where torque is transmitted by the shearing force of the oil, a portion which is lubricated and cooled by the oil, an actuator which operates using the oil as hydraulic fluid, a control device, a hydraulic device, and the like. Further, as a configuration for driving the oil pump in the present invention, a configuration in which the oil pump is driven by torque of a power source that transmits power to the driven member can be employed.
これ以外の構成としては、被駆動部材に動力を伝達しない動力源、つまり、オイルポンプを駆動するために専用の駆動用動力源を設け、その駆動用動力源のトルクをオイルポンプに伝達して駆動する構成を採用することもできる。駆動用動力源としては、電動モータが挙げられる。この発明における各油路には、油路自体の他に、油路に設けられたバルブのポート(具体的にはドレーンポート)、バルブ自体などの構成が含まれる。すなわち、この発明における油路は、オイルが流通する経路または開口部(ポート)などを構成する機構が含まれる。この発明における供給量制御装置には、オイルの流量を制御するバルブ、そのバルブの動作を制御する信号圧を出力するデューティソレノイドバルブ、そのデューティソレノイドバルブの通電電流を制御する電子制御装置などが含まれる。すなわち、この発明における供給量制御装置は、オイルの流量を直接または間接的に制御するシステム全体を意味する。さらに、この発明を工作機械に用いる場合、工作物を切削する刃物、工作物を保持するチャックなどが、前記被駆動部材に相当する。さらに、この発明において回転要素および回転部材は、トルク伝達をおこなうものであり、コネクティングドラム、ギヤ、シャフト、キャリヤ、メンバなどの機構が含まれる。   As another configuration, a power source that does not transmit power to the driven member, that is, a dedicated driving power source for driving the oil pump is provided, and torque of the driving power source is transmitted to the oil pump. A driving structure can also be adopted. An example of the driving power source is an electric motor. Each oil passage in the present invention includes configurations of a valve port (specifically a drain port) provided in the oil passage, the valve itself, and the like in addition to the oil passage itself. That is, the oil passage in the present invention includes a mechanism that constitutes a passage or an opening (port) through which oil flows. The supply amount control device according to the present invention includes a valve for controlling the flow rate of oil, a duty solenoid valve for outputting a signal pressure for controlling the operation of the valve, an electronic control device for controlling an energization current of the duty solenoid valve, and the like. It is. That is, the supply amount control device in the present invention means the entire system that directly or indirectly controls the flow rate of oil. Furthermore, when this invention is used for a machine tool, a cutting tool for cutting a workpiece, a chuck for holding the workpiece, and the like correspond to the driven member. Further, in the present invention, the rotating element and the rotating member transmit torque, and include mechanisms such as a connecting drum, a gear, a shaft, a carrier, and a member.
つぎに、この発明を、無段変速機を搭載した車両に用いた場合の具体例を、図2に基づいて説明する。この図2は、無段変速機を有する車両のパワートレーン、およびその車両の制御系統を示す概念図である。この図2に示す車両1においては、動力源としてエンジン2が搭載されており、そのエンジン2から出力されたトルクが、流体伝動装置3および前後進切換装置4および無段変速機5およびデファレンシャル6を経由して、車輪7に伝達されるように構成されている。この図2においては、車両1の前部にエンジン2が搭載され、そのエンジン2のトルクが後輪である車輪7に伝達されように構成されたパワートレーンの車両、いわゆるフロントエンジン・リヤドライブ(FR)型の車両が、一例として示されている。前記エンジン2は、燃料を燃焼させた場合に発生する熱エネルギを、運動エネルギに変換して出力する動力装置であり、そのエンジン2の出力軸であるクランクシャフト8と、前記流体伝動装置3とが動力伝達可能に接続されている。この流体伝動装置3は、流体の運動エネルギにより動力伝達をおこなうことの可能なクラッチであり、図2の構成例では、流体伝動装置3として、トルク増幅機能を有するトルクコンバータが用いられている。以下、「流体伝動装置3」を便宜上、「トルクコンバータ3」と記す。   Next, a specific example in which the present invention is used in a vehicle equipped with a continuously variable transmission will be described with reference to FIG. FIG. 2 is a conceptual diagram showing a power train of a vehicle having a continuously variable transmission and a control system of the vehicle. In the vehicle 1 shown in FIG. 2, an engine 2 is mounted as a power source, and torque output from the engine 2 is converted into a fluid transmission device 3, a forward / reverse switching device 4, a continuously variable transmission 5, and a differential 6. It is comprised so that it may be transmitted to the wheel 7 via. In FIG. 2, an engine 2 is mounted on the front portion of a vehicle 1, and a power train vehicle configured to transmit torque of the engine 2 to wheels 7 as rear wheels, so-called front engine / rear drive ( An FR) type vehicle is shown as an example. The engine 2 is a power unit that converts thermal energy generated when fuel is burned into kinetic energy and outputs the kinetic energy. The engine 2 includes an output shaft of the crankshaft 8, the fluid transmission unit 3, and the like. Are connected to transmit power. The fluid transmission device 3 is a clutch capable of transmitting power by the kinetic energy of the fluid. In the configuration example of FIG. 2, a torque converter having a torque amplification function is used as the fluid transmission device 3. Hereinafter, “fluid transmission device 3” will be referred to as “torque converter 3” for convenience.
このトルクコンバータ3は、入力要素としてのポンプインペラ9と、出力要素としてのタービンランナ10とが相対回転可能に、かつ、同軸上に配置されている。また、前記ポンプインペラ9はケーシング11と一体回転するように連結されており、そのケーシング11が前記クランクシャフト8と動力伝達可能に接続されている。さらに、前記タービンランナ10はトルク伝達軸12と一体回転するように連結されている。これらのポンプインペラ9およびタービンランナ10には、多数のブレード(図示せず)が設けられており、前記ポンプインペラ9とタービンランナ10との間にコンバータ油室13が形成されている。そして、コンバータ油室13を経由して作動油が供給されるとともに、前記ポンプインペラ9の回転によって発生する作動油の運動エネルギにより、ポンプインペラ9からタービンランナ10に動力が伝達される。また、ポンプインペラ9およびタービンランナ10の内周側の部分には、前記タービンランナ10から送り出された作動油の流動方向を選択的に変化させて前記ポンプインペラ9に流入させるステータ14が配置されている。このステータ14の働きにより、前記ポンプインペラ9と前記タービンランナ10との間で伝達されるトルクを増幅可能である。   In this torque converter 3, a pump impeller 9 as an input element and a turbine runner 10 as an output element are disposed so as to be relatively rotatable and coaxially. The pump impeller 9 is connected to the casing 11 so as to rotate integrally therewith, and the casing 11 is connected to the crankshaft 8 so that power can be transmitted. Further, the turbine runner 10 is connected to the torque transmission shaft 12 so as to rotate integrally. The pump impeller 9 and the turbine runner 10 are provided with a large number of blades (not shown), and a converter oil chamber 13 is formed between the pump impeller 9 and the turbine runner 10. Then, hydraulic oil is supplied via the converter oil chamber 13, and power is transmitted from the pump impeller 9 to the turbine runner 10 by the kinetic energy of the hydraulic oil generated by the rotation of the pump impeller 9. Further, a stator 14 that selectively changes the flow direction of the hydraulic oil fed from the turbine runner 10 and flows into the pump impeller 9 is disposed on the inner periphery of the pump impeller 9 and the turbine runner 10. ing. By the function of the stator 14, the torque transmitted between the pump impeller 9 and the turbine runner 10 can be amplified.
さらに、前記ケーシング11と前記トルク伝達軸12とを選択的に連結・解放するロックアップクラッチ15が設けられている。さらに、このロックアップクラッチ15は、前記ケーシング11とトルク伝達軸12との間で、摩擦力により動力伝達をおこなうために設けられた機構である。このロックアップクラッチ15は、前記トルク伝達軸12と共に回転する摩擦材を、前記ケーシング11の内壁面に押し付けることにより、伝達トルクが制御されるように構成されている。このロックアップクラッチ15の伝達トルクを制御するために、係合用油圧室16および解放用油圧室17が設けられており、この係合用油圧室16と解放用油圧室17との圧力差に基づいて、前記ロックアップクラッチ15が係合または解放される。具体的には、前記係合用油圧室16の油圧が前記解放用油圧室17の油圧よりも高くなった場合は、前記摩擦材が前記ケーシング11に押し付けられて摩擦力が高められる。このようにして、ロックアップクラッチ15の伝達トルクが高められる(係合される)。   Furthermore, a lock-up clutch 15 that selectively connects and releases the casing 11 and the torque transmission shaft 12 is provided. Further, the lock-up clutch 15 is a mechanism provided for transmitting power between the casing 11 and the torque transmission shaft 12 by a frictional force. The lockup clutch 15 is configured such that the transmission torque is controlled by pressing a friction material rotating together with the torque transmission shaft 12 against the inner wall surface of the casing 11. In order to control the transmission torque of the lockup clutch 15, an engagement hydraulic chamber 16 and a release hydraulic chamber 17 are provided. Based on a pressure difference between the engagement hydraulic chamber 16 and the release hydraulic chamber 17. The lock-up clutch 15 is engaged or released. Specifically, when the hydraulic pressure in the engagement hydraulic chamber 16 becomes higher than the hydraulic pressure in the release hydraulic chamber 17, the friction material is pressed against the casing 11 to increase the frictional force. In this way, the transmission torque of the lockup clutch 15 is increased (engaged).
これに対して、前記係合用油圧室16の油圧が前記解放用油圧室17の油圧よりも低くなった場合は、前記摩擦材が前記ケーシング11から離れて摩擦力が低下する。このようにして、前記ロックアップクラッチ15の伝達トルクが低下する(解放される)。この実施例において、ロックアップクラッチ15が解放された場合は、そのロックアップクラッチ15の摩擦力による動力伝達は不可能である。これに対して、ロックアップクラッチ15が係合されている場合は、そのロックアップクラッチ15の摩擦力による動力伝達が可能である。また、この構成例では、「ロックアップクラッチ15の係合」には「ロックアップクラッチ15のスリップ」が含まれる。なお、前記コンバータ油室13は、前記係合用油圧室16と連通されており、前記コンバータ油室13の油圧が上昇すると、前記係合用油圧室16の油圧が上昇し、前記コンバータ油室13の油圧が低下すると、前記係合用油圧室16の油圧が低下するように構成されている。   On the other hand, when the hydraulic pressure in the engagement hydraulic chamber 16 becomes lower than the hydraulic pressure in the release hydraulic chamber 17, the friction material separates from the casing 11 and the frictional force decreases. In this way, the transmission torque of the lockup clutch 15 is reduced (released). In this embodiment, when the lockup clutch 15 is released, power transmission by the frictional force of the lockup clutch 15 is impossible. On the other hand, when the lockup clutch 15 is engaged, power transmission by the frictional force of the lockup clutch 15 is possible. In this configuration example, “engagement of the lock-up clutch 15” includes “slip of the lock-up clutch 15”. The converter oil chamber 13 is in communication with the engagement hydraulic chamber 16, and when the oil pressure in the converter oil chamber 13 increases, the oil pressure in the engagement hydraulic chamber 16 increases and the converter oil chamber 13 When the hydraulic pressure decreases, the hydraulic pressure in the engagement hydraulic chamber 16 decreases.
一方、前後進切換装置4は、前記トルク伝達軸12の回転方向に対して、無段変速機5の入力軸18の回転方向を正・逆に切り換える装置である。この前後進切換装置4として、図2に示す例では、ダブルピニオン型の遊星歯車機構が採用されている。すなわち、前記トルク伝達軸12と一体回転するサンギヤ19と、このサンギヤ19と同軸上に配置されたリングギヤ20とが設けられ、このサンギヤ19に噛合したピニオンギヤ21と、このピニオンギヤ21およびリングギヤ20に噛合されたピニオンギヤ22が設けられており、この2つのピニオンギヤ21,22がキャリヤ23によって、自転かつ公転自在に保持されている。さらに、前後進切換装置4は、前記トルク伝達軸12と、前記キャリヤ23とを選択的に動力伝達可能に連結し、かつ、解放する前進用クラッチ24を有している。また前後進切換装置4は、前記リングギヤ20を選択的に固定することにより、前記トルク伝達軸12の回転方向に対する入力軸18の回転方向を正・逆に切り換える後進用ブレーキ25を有している。この実施例では、前進用クラッチ24および後進用ブレーキ25として、油圧制御式のクラッチおよびブレーキが用いられている。すなわち、前進用クラッチ24の伝達トルクを制御するクラッチ用油圧室(後述)が設けられており、後進用ブレーキ25の制動力もしくはトルク容量を制御するブレーキ用油圧室(後述)が設けられている。   On the other hand, the forward / reverse switching device 4 is a device that switches the rotational direction of the input shaft 18 of the continuously variable transmission 5 between forward and reverse with respect to the rotational direction of the torque transmission shaft 12. As the forward / reverse switching device 4, a double pinion type planetary gear mechanism is employed in the example shown in FIG. That is, a sun gear 19 that rotates integrally with the torque transmission shaft 12 and a ring gear 20 that is arranged coaxially with the sun gear 19 are provided. The pinion gears 22 are provided, and the two pinion gears 21 and 22 are held by the carrier 23 so as to rotate and revolve freely. Further, the forward / reverse switching device 4 has a forward clutch 24 for selectively connecting and releasing the torque transmission shaft 12 and the carrier 23 so that power can be transmitted. Further, the forward / reverse switching device 4 includes a reverse brake 25 that selectively fixes the ring gear 20 to switch the rotational direction of the input shaft 18 relative to the rotational direction of the torque transmission shaft 12 between normal and reverse. . In this embodiment, as the forward clutch 24 and the reverse brake 25, hydraulically controlled clutches and brakes are used. That is, a clutch hydraulic chamber (described later) for controlling the transmission torque of the forward clutch 24 is provided, and a brake hydraulic chamber (described later) for controlling the braking force or torque capacity of the reverse brake 25 is provided. .
つぎに、前記無段変速機5の構成を説明する。図2においては、無段変速機5としてトロイダル型無段変速機が示されている。この無段変速機5は、入力ディスク26および出力ディスク27を1組の変速部28として、2組の変速部28を有する、いわゆるダブルキャビティ式の無段変速機である。2個の入力ディスク26同士の間には、2個の出力ディスク27が配置されており、入力ディスク26および出力ディスク27は、全て同軸上に配置されている。また、前記2個の入力ディスク26は前記入力軸18と一体回転し、かつ、その入力軸18の軸線に沿って相対移動可能に取り付けられている。そして、前記入力ディスク26同士を、前記入力軸18の軸線に沿った方向で近づける向きの挟圧力を発生させる挟圧力発生機構(図示せず)が設けられている。この挟圧力発生機構としては、例えば油圧シリンダ、空気圧シリンダ、カム機構などのアクチュエータを用いることが可能であり、この構成例では、油圧シリンダを用いているものとする。さらに、前記2個の入力ディスク26には共にトロイダル面29が形成されている。一方、2個の出力ディスク27は、前記入力軸18と相対回転可能に構成され、かつ、2個の出力ディスク27が一体回転するように連結されている。さらに、2個の出力ディスク27には共にトロイダル面30が形成されている。そして、各変速部28には複数のパワーローラ31が設けられており、そのパワーローラ31の外周面が、各変速部28を構成する入力ディスク26のトロイダル面29、および出力ディスク27のトロイダル面30に対して、トラクションオイルを介して接触する。   Next, the configuration of the continuously variable transmission 5 will be described. In FIG. 2, a toroidal continuously variable transmission is shown as the continuously variable transmission 5. The continuously variable transmission 5 is a so-called double cavity type continuously variable transmission having two sets of transmission units 28 with the input disk 26 and the output disk 27 as a set of transmission units 28. Two output disks 27 are arranged between the two input disks 26, and the input disk 26 and the output disk 27 are all arranged coaxially. The two input disks 26 rotate integrally with the input shaft 18 and are attached so as to be relatively movable along the axis of the input shaft 18. A pinching pressure generating mechanism (not shown) is provided that generates a pinching force in a direction that brings the input disks 26 closer to each other in the direction along the axis of the input shaft 18. For example, an actuator such as a hydraulic cylinder, a pneumatic cylinder, or a cam mechanism can be used as the clamping pressure generating mechanism. In this configuration example, a hydraulic cylinder is used. Further, a toroidal surface 29 is formed on each of the two input disks 26. On the other hand, the two output disks 27 are configured to be rotatable relative to the input shaft 18, and are connected so that the two output disks 27 rotate integrally. Further, a toroidal surface 30 is formed on each of the two output disks 27. Each transmission unit 28 is provided with a plurality of power rollers 31, and the outer peripheral surfaces of the power rollers 31 are the toroidal surfaces 29 of the input disks 26 and the toroidal surfaces of the output disks 27 constituting each transmission unit 28. 30 is contacted via traction oil.
また、前記変速部28毎に、各パワーローラ31を支持するトラニオン(図示せず)が設けられており、略水平な平面内で、各パワーローラ31は、前記入力軸18の軸線と直交する回転中心線を中心として回転可能に構成されている。また、各トラニオンは、略鉛直方向の中心線に沿った方向に往復動可能に構成されているとともに、略水平な平面内で前記中心線を中心として、一定角度範囲内で回転(傾転)可能に構成されている。さらにまた、前記中心線に沿った方向におけるトラニオンの動作および停止位置を制御するアクチュエータ(図示せず)が設けられている。この具体例では、油圧制御式のアクチュエータが用いられており、複数の変速制御用油圧室(後述)の油圧を制御することにより、前記トラニオンの動作および停止位置が制御されるように構成されている。さらに、前記2個の出力ディスク27と一体回転する出力ギヤ32が設けられており、前記入力軸18と平行に中間軸33が設けられている。この中間軸33にはギヤ34,35が形成されており、前記出力ギヤ32とギヤ34とが噛合されている。また、ギヤ36を有する出力軸37が設けられており、前記ギヤ35およびギヤ36に噛合する中間ギヤ38が設けられている。さらに、前記出力軸37が前記デファレンシャル6と動力伝達可能に連結されている。   Each transmission 28 is provided with a trunnion (not shown) for supporting each power roller 31, and each power roller 31 is orthogonal to the axis of the input shaft 18 in a substantially horizontal plane. It is configured to be rotatable about a rotation center line. Each trunnion is configured to reciprocate in a direction along a substantially vertical center line, and rotates (tilts) within a certain angle range around the center line in a substantially horizontal plane. It is configured to be possible. Furthermore, an actuator (not shown) for controlling the operation and stop position of the trunnion in the direction along the center line is provided. In this specific example, a hydraulically controlled actuator is used, and the operation and stop position of the trunnion are controlled by controlling the hydraulic pressure of a plurality of hydraulic chambers for shift control (described later). Yes. Further, an output gear 32 that rotates integrally with the two output disks 27 is provided, and an intermediate shaft 33 is provided in parallel with the input shaft 18. Gears 34 and 35 are formed on the intermediate shaft 33, and the output gear 32 and the gear 34 are meshed with each other. An output shaft 37 having a gear 36 is provided, and an intermediate gear 38 that meshes with the gear 35 and the gear 36 is provided. Further, the output shaft 37 is connected to the differential 6 so as to be able to transmit power.
つぎに、図2に示された車両1の制御系統を説明する。まず、電子制御装置39が設けられており、この電子制御装置39には、エンジン回転数、入力ディスク26の回転数、出力ディスク27の回転数、車速、加速要求、制動要求、シフトポジションなどを示す信号が入力される。この電子制御装置39からは、エンジン2を制御する信号、油圧制御装置40を制御する信号などが出力される。この油圧制御装置40の機能により、前記ロックアップクラッチ15の係合・解放、前後進切換装置4の前進用クラッチ24の係合・解放、後進用ブレーキ25の係合・解放、無段変速機5の変速比、無段変速機5の伝達トルクなどが制御される。   Next, a control system of the vehicle 1 shown in FIG. 2 will be described. First, an electronic control unit 39 is provided, and the electronic control unit 39 is used for engine speed, input disk 26 speed, output disk 27 speed, vehicle speed, acceleration request, braking request, shift position, and the like. The signal shown is input. The electronic control device 39 outputs a signal for controlling the engine 2, a signal for controlling the hydraulic control device 40, and the like. By the function of the hydraulic control device 40, the lockup clutch 15 is engaged / released, the forward clutch 24 of the forward / reverse switching device 4 is engaged / released, the reverse brake 25 is engaged / released, a continuously variable transmission. 5 and the transmission torque of the continuously variable transmission 5 are controlled.
さらに、前記車両1においておこなわれる制御の概略を説明すると、前記エンジン2から出力されたトルクは、前記トルクコンバータ3に伝達される。ここで、前記係合用油圧室16の油圧が高められて、前記ロックアップクラッチ15が係合された場合は、前記クランクシャフト8と前記トルク伝達軸12との間で、摩擦力により動力伝達がおこなわれる。これとは逆に、解放用油圧室17の油圧が高められて、前記ロックアップクラッチ15が解放された場合は、前記ポンプインペラ9と前記タービンランナ10との間で、作動油の運動エネルギにより動力伝達がおこなわれる。このように、前記ロックアップクラッチ15が解放されている場合、前記トルクコンバータ3においては、前記ポンプインペラ9と前記タービンランナ10との速度比が、1.0未満の領域(トルクコンバータレンジ)にある場合、ステータ14の機能によるトルク増幅がおこなわれる。これに対して、前記ポンプインペラ9と前記タービンランナ10との速度比が、前記トルクコンバータレンジよりも1.0に近い領域(流体継手レンジ)にある場合、トルク増幅はおこなわれない。   Further, the outline of the control performed in the vehicle 1 will be described. The torque output from the engine 2 is transmitted to the torque converter 3. Here, when the hydraulic pressure in the engagement hydraulic chamber 16 is increased and the lock-up clutch 15 is engaged, power is transmitted between the crankshaft 8 and the torque transmission shaft 12 by frictional force. It is carried out. On the other hand, when the hydraulic pressure in the release hydraulic chamber 17 is increased and the lockup clutch 15 is released, the kinetic energy of the hydraulic oil between the pump impeller 9 and the turbine runner 10 is increased. Power transmission is performed. Thus, when the lockup clutch 15 is released, in the torque converter 3, the speed ratio between the pump impeller 9 and the turbine runner 10 is in a region (torque converter range) less than 1.0. In some cases, torque amplification by the function of the stator 14 is performed. On the other hand, when the speed ratio between the pump impeller 9 and the turbine runner 10 is in a region (fluid coupling range) closer to 1.0 than the torque converter range, torque amplification is not performed.
このようにして、エンジントルクが前記トルク伝達軸12に伝達される。つぎに、前記前後進切換装置4におけるトルク伝達原理および制御について説明する。シフトポジションとして前進ポジション、例えば、D(ドライブ;走行)ポジションが選択された場合は、前記クラッチ用油圧室の油圧が高められて、前記前進用クラッチ24が係合されるとともに、前記ブレーキ用油圧室の油圧が低下されて、前記後進用ブレーキ25が解放される。すると、前記トルク伝達軸12とキャリヤ23とが一体回転し、前記トルク伝達軸12のトルクが前記入力軸18に伝達される。これに対して、後進ポジションが選択された場合は、前記クラッチ用油圧室の油圧が低下されて、前記前進用クラッチ24が解放されるとともに、前記ブレーキ用油圧室の油圧が高められて、前記後進用ブレーキ25が係合される。すなわち、前記リングギヤ20が固定される。そして、エンジントルクがサンギヤ19に伝達されると、前記リングギヤ20が反力要素となって、前記サンギヤ19のトルクがキャリヤ23を経由して前記入力軸18に伝達される。ここで、入力軸18の回転方向は、前進ポジションの場合とは逆になる。   In this way, engine torque is transmitted to the torque transmission shaft 12. Next, the principle and control of torque transmission in the forward / reverse switching device 4 will be described. When a forward position, for example, a D (drive) position is selected as the shift position, the hydraulic pressure in the clutch hydraulic chamber is increased, the forward clutch 24 is engaged, and the brake hydraulic pressure is engaged. The hydraulic pressure in the chamber is lowered, and the reverse brake 25 is released. Then, the torque transmission shaft 12 and the carrier 23 rotate integrally, and the torque of the torque transmission shaft 12 is transmitted to the input shaft 18. In contrast, when the reverse position is selected, the hydraulic pressure in the clutch hydraulic chamber is reduced, the forward clutch 24 is released, and the hydraulic pressure in the brake hydraulic chamber is increased. The reverse brake 25 is engaged. That is, the ring gear 20 is fixed. When the engine torque is transmitted to the sun gear 19, the ring gear 20 becomes a reaction force element, and the torque of the sun gear 19 is transmitted to the input shaft 18 via the carrier 23. Here, the rotation direction of the input shaft 18 is opposite to that in the forward position.
つぎに、前記無段変速機5におけるトルク伝達原理および制御を説明する。前記挟圧力発生機構により、前記入力ディスク26同士を近づける向きの荷重が与えられる。また、前記パワーローラ31がトロイダル面29,30に接触する部位には、トラクションオイルが供給される。前記のように、前記入力軸18にトルクが伝達されると、前記トラクションオイルが前記荷重により加圧されることによりガラス遷移化し、それに伴う大きいせん断力によって入力ディスク26から出力ディスク27にトルクが伝達される。ここで、パワーローラ31と入力ディスク26との接触部S1の半径と、出力ディスク27とパワーローラ31との接触部S1の半径との比に応じて、入力ディスク26の回転数と、出力ディスク27の回転数との比が変化し、その回転数(回転速度)の比率が無段変速機5の変速比となる。   Next, the principle and control of torque transmission in the continuously variable transmission 5 will be described. A load in a direction to bring the input disks 26 closer to each other is given by the clamping pressure generating mechanism. Further, traction oil is supplied to a portion where the power roller 31 contacts the toroidal surfaces 29 and 30. As described above, when torque is transmitted to the input shaft 18, the traction oil is pressurized by the load to cause a glass transition, and a large shearing force is applied to the torque from the input disk 26 to the output disk 27. Communicated. Here, according to the ratio of the radius of the contact portion S1 between the power roller 31 and the input disc 26 and the radius of the contact portion S1 between the output disc 27 and the power roller 31, the rotational speed of the input disc 26 and the output disc The ratio with the rotational speed of 27 changes, and the ratio of the rotational speed (rotational speed) becomes the speed ratio of the continuously variable transmission 5.
さらに、無段変速機5の変速比の制御について説明すると、変速比制御用油圧室(後述)の油圧を制御して、トラニオンの動作が制御される。前記パワーローラ31の軸線が、前記入力軸18の軸線と直交する状態で、前記トラニオンが停止している場合は、前記変速比は略一定に維持される。このように、「前記パワーローラ31の軸線が、前記入力軸18の軸線と直交する状態で、前記トラニオンが停止している位置」が「中立位置」である。これに対して、前記変速比を変更する場合は、中立位置に停止しているトラニオンを、前記中心線に沿って何れか一方の向きで動作させる。すると、パワーローラ31と各ディスク26,27との接触点で、パワーローラ31を傾転させる力(サイドスリップ力)が生じて、各パワーローラ31が傾転する。ここで、前記変速比の目標変化量に基づいて、前記トラニオンの目標ストローク量もしくは目標ストローク位置が求められており、前記トラニオンの実ストローク量が目標ストローク量に到達するか、または実ストローク位置が目標ストローク位置に到達すると、前記トラニオンが中心線に沿って、前記とは逆向きに動作されて、前記トラニオンが中立位置に復帰させられ、そのパワーローラ31の傾転が止まる。   Furthermore, the control of the gear ratio of the continuously variable transmission 5 will be described. The operation of the trunnion is controlled by controlling the hydraulic pressure in a hydraulic chamber for gear ratio control (described later). When the trunnion is stopped in a state where the axis of the power roller 31 is orthogonal to the axis of the input shaft 18, the transmission ratio is maintained substantially constant. Thus, “a position where the trunnion is stopped in a state where the axis of the power roller 31 is orthogonal to the axis of the input shaft 18” is a “neutral position”. On the other hand, when changing the gear ratio, the trunnion stopped at the neutral position is operated in one direction along the center line. Then, a force (side slip force) for tilting the power roller 31 is generated at the contact point between the power roller 31 and each of the disks 26 and 27, and each power roller 31 tilts. Here, the target stroke amount or target stroke position of the trunnion is obtained based on the target change amount of the gear ratio, and the actual stroke amount of the trunnion reaches the target stroke amount or the actual stroke position is When the target stroke position is reached, the trunnion is operated in the opposite direction along the center line, the trunnion is returned to the neutral position, and the tilting of the power roller 31 is stopped.
このようにして、無段変速機5で目標とする変速比に維持される。上記したトラニオンの動作の制御において、前記中立位置で停止しているトラニオンを、前記入力ディスク26の回転方向と同方向に動作させると、前記サイドスリップ力により前記パワーローラ31が傾転し、前記入力ディスク26における接触半径が小さくなり、かつ、前記出力ディスク27における接触半径が大きくなる変速、すなわち、変速比が大きくなるダウンシフトがおこなわれる。これに対して、前記中立位置で停止しているトラニオンを、前記入力ディスク26の回転方向とは逆方向に動作させると、前記サイドスリップ力により前記パワーローラ31が傾転し、前記入力ディスク26における接触半径が大きくなり、かつ、前記出力ディスク27における接触半径が小さくなる変速、すなわち、変速比が小さくなるアップシフトがおこなわれる。そして、前記入力ディスク26から前記出力ディスク27にトルクが伝達されると、そのトルクは出力ギヤ32を経由して中間軸33に伝達される。中間軸33のトルクは、前記中間ギヤ38を経由して出力軸37に伝達される。この出力軸37のトルクが、前記デファレンシャル6を経由して車輪7に伝達されて、駆動力が発生する。   In this way, the target transmission ratio is maintained in the continuously variable transmission 5. In the above-described operation control of the trunnion, when the trunnion stopped at the neutral position is operated in the same direction as the rotation direction of the input disk 26, the power roller 31 is tilted by the side slip force, A shift in which the contact radius on the input disk 26 is reduced and the contact radius on the output disk 27 is increased, that is, a downshift in which the transmission ratio is increased is performed. On the other hand, when the trunnion stopped at the neutral position is operated in a direction opposite to the rotation direction of the input disk 26, the power roller 31 is tilted by the side slip force, and the input disk 26 is tilted. A shift in which the contact radius of the output disk 27 becomes large and the contact radius of the output disk 27 becomes small, that is, an upshift in which the speed ratio becomes small is performed. When torque is transmitted from the input disk 26 to the output disk 27, the torque is transmitted to the intermediate shaft 33 via the output gear 32. The torque of the intermediate shaft 33 is transmitted to the output shaft 37 via the intermediate gear 38. The torque of the output shaft 37 is transmitted to the wheel 7 via the differential 6 and a driving force is generated.
上記のように、前記無段変速機5では、トラクションオイルのせん断力により動力伝達がおこなわれるため、そのトラクションオイルの温度を低く保つことにより、トラクション係数を高くすることができ、前記パワーローラ31の接触部S1における摩擦係数が高くなり、かつ、前記パワーローラ31がスリップすることを抑制できる。その結果、前記無段変速機5における動力伝達効率の低下を抑制でき、かつ、部品の耐久性が向上する。この実施例では、前記無段変速機5に供給されるトラクションオイルを冷却するための機構を有しており、その冷却装置の一例を、図1に基づいて説明する。この図1は、前述した油圧制御装置40の具体的な構成例である。まず、エンジントルクにより駆動されるメインオイルポンプ41およびサブオイルポンプ42が設けられており、そのメインオイルポンプ41の吸入口43およびサブオイルポンプ42の吸入口44には、油路45を介してストレーナ46が取り付けられている。このストレーナ46はオイルパン47内に設けられている。前記メインオイルポンプ41の吐出口48には油路49が接続され、その油路49は、変速制御弁(図示せず)を経由して変速制御用油圧室50A,50Bに接続されている。この変速制御用油圧室50A,50Bの油圧に基づいて、1本のトラニオンを中心線方向に動作させる力が発生する。また、油路49には、前記挟圧力発生機構の油圧室51が接続されている。さらに油路49には、クラッチ用油圧室52およびブレーキ用油圧室53が接続されている。   As described above, in the continuously variable transmission 5, power is transmitted by the shearing force of the traction oil. Therefore, by keeping the temperature of the traction oil low, the traction coefficient can be increased, and the power roller 31. The friction coefficient at the contact portion S1 is increased, and the power roller 31 can be prevented from slipping. As a result, a decrease in power transmission efficiency in the continuously variable transmission 5 can be suppressed, and the durability of the parts can be improved. In this embodiment, a mechanism for cooling the traction oil supplied to the continuously variable transmission 5 is provided, and an example of the cooling device will be described with reference to FIG. FIG. 1 is a specific configuration example of the hydraulic control device 40 described above. First, a main oil pump 41 and a sub oil pump 42 driven by engine torque are provided, and an intake port 43 of the main oil pump 41 and an intake port 44 of the sub oil pump 42 are connected via an oil passage 45. A strainer 46 is attached. The strainer 46 is provided in the oil pan 47. An oil passage 49 is connected to the discharge port 48 of the main oil pump 41, and the oil passage 49 is connected to the shift control hydraulic chambers 50A and 50B via a shift control valve (not shown). Based on the hydraulic pressure in the shift control hydraulic chambers 50A and 50B, a force for operating one trunnion in the center line direction is generated. The oil passage 49 is connected to a hydraulic chamber 51 of the clamping pressure generating mechanism. Further, a clutch hydraulic chamber 52 and a brake hydraulic chamber 53 are connected to the oil passage 49.
さらに、前記油路49はプライマリレギュレータバルブ54の入力ポート55に接続され、そのプライマリレギュレータバルブ54の出力ポート56には油路57が接続されている。このプライマリレギュレータバルブ54は、油路49のオイルを前記油路57に排出することにより、前記油路49の油圧を制御する圧力制御弁である。また、前記油路57は、油路118を介して、ロックアップリレーバルブ58の第1入力ポート59に接続されている。このロックアップリレーバルブ58は、第1入力ポート59の他に、第2入力ポート60および第1出力ポート61および第2出力ポート62およびドレーンポート63および信号圧ポート120を有している。このロックアップリレーバルブ58は、信号圧ポート120に入力される信号圧により、オン・オフの2段階の動作態様に切り替え可能である。具体的には、信号圧ポート120に入力される信号圧が所定圧以下である場合は、前記ロックアップリレーバルブ58の動作態様はオフとなる。このロックアップリレーバルブ58の動作態様がオフである場合は、前記第2出力ポート62と前記ドレーンポート63とが接続され、かつ、前記第1入力ポート59と前記第1出力ポート61とが接続され、かつ、前記第2入力ポート60が閉じられる。そして、信号圧ポート120に入力される信号圧が上昇して、その信号圧が所定圧を越えた場合は、前記ロックアップリレーバルブ58の動作態様はオンとなる。このロックアップリレーバルブ58の動作態様がオンになった場合は、前記第1入力ポート59と前記第2出力ポート62とが接続され、かつ、前記第2入力ポート60と前記第1出力ポート61とが接続され、かつ、前記ドレーンポート63が閉じられる。   Further, the oil passage 49 is connected to the input port 55 of the primary regulator valve 54, and an oil passage 57 is connected to the output port 56 of the primary regulator valve 54. The primary regulator valve 54 is a pressure control valve that controls the oil pressure in the oil passage 49 by discharging the oil in the oil passage 49 to the oil passage 57. The oil passage 57 is connected to the first input port 59 of the lockup relay valve 58 via the oil passage 118. In addition to the first input port 59, the lockup relay valve 58 has a second input port 60, a first output port 61, a second output port 62, a drain port 63, and a signal pressure port 120. The lockup relay valve 58 can be switched to an on / off two-stage operation mode according to the signal pressure input to the signal pressure port 120. Specifically, when the signal pressure input to the signal pressure port 120 is equal to or lower than a predetermined pressure, the operation mode of the lockup relay valve 58 is turned off. When the operation mode of the lockup relay valve 58 is OFF, the second output port 62 and the drain port 63 are connected, and the first input port 59 and the first output port 61 are connected. And the second input port 60 is closed. When the signal pressure input to the signal pressure port 120 increases and the signal pressure exceeds a predetermined pressure, the operation mode of the lockup relay valve 58 is turned on. When the operation mode of the lockup relay valve 58 is turned on, the first input port 59 and the second output port 62 are connected, and the second input port 60 and the first output port 61 are connected. And the drain port 63 is closed.
また、前記油路118から分岐する油路119が設けられており、その油路119がロックアップコントロールバルブ65を介して前記第2入力ポート60に接続されている。このロックアップコントロールバルブ65は信号圧ポート66に入力される信号圧に基づいて、第2入力ポート60に供給されるオイルの油圧をリニアに制御するものである。具体的には、前記信号圧ポート66に入力される信号圧が上昇することに比例して、前記第2入力ポート60に供給される油圧を上昇させる制御特性を有している。そして、前記第1出力ポート61は前記解放用油圧室17に接続され、第2出力ポート62は前記コンバータ油室13に接続されている。また、前記ドレーンポート63には油路64が接続され、その油路64からオイルパン47に至る経路にはウォーマー67が設けられている。このウォーマー67は、エンジン1を冷却する冷却装置(図示せず)の冷却水と、前記油路64を流れるオイルとの間で熱交換をおこなわせることにより、前記オイルを温める熱交換器である。なお、前記油路64におけるドレーンポート63とウォーマー67との間には、リリーフバルブ68が設けられている。   An oil passage 119 branched from the oil passage 118 is provided, and the oil passage 119 is connected to the second input port 60 via a lockup control valve 65. The lock-up control valve 65 linearly controls the oil pressure supplied to the second input port 60 based on the signal pressure input to the signal pressure port 66. Specifically, it has a control characteristic that increases the hydraulic pressure supplied to the second input port 60 in proportion to an increase in the signal pressure input to the signal pressure port 66. The first output port 61 is connected to the release hydraulic chamber 17, and the second output port 62 is connected to the converter oil chamber 13. An oil passage 64 is connected to the drain port 63, and a warmer 67 is provided on a route from the oil passage 64 to the oil pan 47. The warmer 67 is a heat exchanger that heats the oil by causing heat exchange between cooling water of a cooling device (not shown) that cools the engine 1 and oil flowing through the oil passage 64. . A relief valve 68 is provided between the drain port 63 and the warmer 67 in the oil passage 64.
一方、前記サブオイルポンプ42の吐出口69には油路70が接続されており、その油路70と前記油路49とを接続する油路71には逆止弁72が設けられている。この逆止弁72は、油路70の油圧が油路49の油圧よりも所定値以上高圧になると開放されて、油路70のオイルを油路49に供給する構成を有している。また逆止弁72は、油路49のオイルが油路70に流れ込むことを防止する。さらに、前記油路49,70に接続されたポートを有するオイルポンプ切替バルブ73が設けられている。このオイルポンプ切替バルブ73は、入力ポート74と、第1出力ポート75と、第2出力ポート76と、信号圧ポート77とを有しており、前記入力ポート74は前記油路70に接続され、第1出力ポート75は前記油路49に接続され、第2出力ポート76には油路78が接続されている。このオイルポンプ切替バルブ73は、信号圧ポート77に入力される信号圧の高低に応じて、オン・オフ2種類の動作態様で切り替えられる。具体的には、信号圧ポート77に入力される信号圧が高圧である場合は、前記オイルポンプ切替バルブ73の動作態様がオンとなる。このオイルポンプ切替バルブ73の動作態様がオンとなった場合は、第1出力ポート75が閉じられ、かつ、前記入力ポート74と第2出力ポート76とが接続される。これに対して、前記信号圧ポート77に入力される信号圧が低圧である場合は、前記オイルポンプ切替バルブ73の動作態様がオフとなる。このオイルポンプ切替バルブ73の動作態様がオフとなった場合は、第2出力ポート76が閉じられ、かつ、前記入力ポート74と第1出力ポート75とが接続される。   On the other hand, an oil passage 70 is connected to the discharge port 69 of the sub oil pump 42, and a check valve 72 is provided in the oil passage 71 connecting the oil passage 70 and the oil passage 49. The check valve 72 is opened when the oil pressure in the oil passage 70 becomes higher than the oil pressure in the oil passage 49 by a predetermined value or more, and supplies the oil in the oil passage 70 to the oil passage 49. The check valve 72 prevents oil in the oil passage 49 from flowing into the oil passage 70. Further, an oil pump switching valve 73 having a port connected to the oil passages 49 and 70 is provided. The oil pump switching valve 73 has an input port 74, a first output port 75, a second output port 76, and a signal pressure port 77, and the input port 74 is connected to the oil passage 70. The first output port 75 is connected to the oil passage 49, and the oil passage 78 is connected to the second output port 76. The oil pump switching valve 73 is switched in two operation modes, on and off, according to the level of the signal pressure input to the signal pressure port 77. Specifically, when the signal pressure input to the signal pressure port 77 is high, the operation mode of the oil pump switching valve 73 is turned on. When the operation mode of the oil pump switching valve 73 is turned on, the first output port 75 is closed, and the input port 74 and the second output port 76 are connected. On the other hand, when the signal pressure input to the signal pressure port 77 is low, the operation mode of the oil pump switching valve 73 is turned off. When the operation mode of the oil pump switching valve 73 is turned off, the second output port 76 is closed, and the input port 74 and the first output port 75 are connected.
さらに、前記油路78は冷却装置79の入口80に接続されている。この冷却装置79は、入口80から流れ込んだオイルを冷却して出口81から排出する装置であり、空冷式または水冷式のいずれでもよい。そして、前記出口81には、第1オイル必要部82にオイルを供給する油路83が接続されている。この第1オイル必要部82は、前記無段変速機5でトルク伝達をおこなう場合に、オイルを必要とする部位である。言い換えれば、第1オイル必要部82には、オイルを無段変速機5におけるトルク伝達の媒介として用いる部位、無段変速機5でトルク伝達をおこなう場合に、オイルにより冷却・潤滑される部位が含まれる。この第1オイル必要部82としては、例えば、前記パワーローラ31とトロイダル面29,30との接触部分S1、パワーローラ31を支持する軸受の摺動部分、前記トラニオンを支持する軸受の摺動部分などが挙げられる。なお、前記油路83にはリリーフ弁115が設けられている。   Further, the oil passage 78 is connected to the inlet 80 of the cooling device 79. The cooling device 79 is a device that cools oil flowing from the inlet 80 and discharges it from the outlet 81, and may be either air-cooled or water-cooled. The outlet 81 is connected to an oil passage 83 that supplies oil to the first oil required portion 82. The first oil required portion 82 is a portion that requires oil when torque transmission is performed by the continuously variable transmission 5. In other words, the first oil required portion 82 includes a portion where oil is used as a medium for torque transmission in the continuously variable transmission 5, and a portion which is cooled and lubricated by oil when torque transmission is performed in the continuously variable transmission 5. included. Examples of the first oil required portion 82 include a contact portion S1 between the power roller 31 and the toroidal surfaces 29, 30, a sliding portion of the bearing that supports the power roller 31, and a sliding portion of the bearing that supports the trunnion. Etc. The oil passage 83 is provided with a relief valve 115.
前記油路78には絞り部84が設けられており、その油路78に接続されかつ、前記絞り部84を迂回する油路85が設けられている。絞り部84はオリフィスまたはチョークのいずれでもよい。この油路85には冷却流量制御弁86が設けられている。この冷却流量制御弁86には信号圧ポート87が設けられている。この冷却流量制御弁86は、前記信号圧ポート87に入力される信号圧に基づいて、前記油路85を経由して前記冷却装置79に供給されるオイル量を制御する(増加・減少)機構である。具体的には、冷却流量制御弁87は図3に示すように、前記信号圧ポート87に入力される信号圧が上昇することに比例して、オイルの流通するポート(図示せず)の断面積が拡大されて、オイルの流量Qがリニアに増加する特性を有している。前記油路78と前記油路57とを接続する経路にはセカンダリレギュレータバルブ88が設けられている。このセカンダリレギュレータバルブ88は、入力ポート89および第1ドレーンポート90および第2ドレーンポート91を有している。そして、前記油路56が入力ポート89に接続され、第1ドレーンポート90には、油路92を介して前記油路78が接続されている。具体的には、前記油路78における前記第2出力ポート76と前記絞り部84との間の箇所に、前記油路92が接続されている。   The oil passage 78 is provided with a throttle portion 84, and an oil passage 85 connected to the oil passage 78 and bypassing the throttle portion 84 is provided. The throttle portion 84 may be either an orifice or a choke. The oil passage 85 is provided with a cooling flow rate control valve 86. The cooling flow rate control valve 86 is provided with a signal pressure port 87. The cooling flow rate control valve 86 controls (increases / decreases) the amount of oil supplied to the cooling device 79 via the oil passage 85 based on the signal pressure input to the signal pressure port 87. It is. Specifically, as shown in FIG. 3, the cooling flow rate control valve 87 cuts off a port (not shown) through which oil flows in proportion to an increase in the signal pressure input to the signal pressure port 87. The area is enlarged and the oil flow rate Q increases linearly. A secondary regulator valve 88 is provided in a path connecting the oil path 78 and the oil path 57. The secondary regulator valve 88 has an input port 89, a first drain port 90, and a second drain port 91. The oil path 56 is connected to the input port 89, and the oil path 78 is connected to the first drain port 90 via the oil path 92. Specifically, the oil passage 92 is connected to a portion of the oil passage 78 between the second output port 76 and the throttle portion 84.
そして、油路92には逆止弁93が設けられている。この逆止弁93は、第1出力ポート90から排出されたオイルが油路92を経由して油路78に供給される場合に開放され、油路78のオイルが第1出力ポート90に流れることを防止する構成を有している。さらに、第2出力ポート91は、油路94を介して前記油路45に接続されている。上記のように構成されたセカンダリレギュレータバルブ88は、前記油路57のオイルを前記油路92,94に排出する量を制御することにより、前記油路57の油圧を制御する機能を有する圧力制御弁である。また、セカンダリレギュレータバルブ88は、前記油路57の油圧が上昇した場合に、先に油路57のオイルを油路92に排出して油路57の油圧を制御し、さらに、油路57の油圧が上昇した場合に、油路57のオイルを油路94にも排出するように構成されている。すなわち、第1ドレーンポート90が開放されることとなる油路57の油圧は、第2ドレーンポート91が開放されることとなる油路57の油圧よりも低圧である。   A check valve 93 is provided in the oil passage 92. The check valve 93 is opened when the oil discharged from the first output port 90 is supplied to the oil passage 78 via the oil passage 92, and the oil in the oil passage 78 flows to the first output port 90. It has the structure which prevents this. Further, the second output port 91 is connected to the oil passage 45 through an oil passage 94. The secondary regulator valve 88 configured as described above has a function of controlling the oil pressure of the oil passage 57 by controlling the amount of oil discharged from the oil passage 57 to the oil passages 92 and 94. It is a valve. The secondary regulator valve 88 controls the oil pressure in the oil passage 57 by discharging the oil in the oil passage 57 to the oil passage 92 first when the oil pressure in the oil passage 57 rises. When the oil pressure rises, the oil in the oil passage 57 is also discharged to the oil passage 94. That is, the oil pressure in the oil passage 57 that opens the first drain port 90 is lower than the oil pressure in the oil passage 57 that opens the second drain port 91.
なお、前記油路92における逆止弁93と第1出力ポート90との間には油路116が接続され、その油路116から第2オイル必要部117にオイルが供給される構成となっている。第2オイル必要部117は、オイルにより潤滑・冷却される部位であり、例えば、前後進切換装置4を構成するギヤ同士の噛み合い部分、無段変速機5から出力軸37に至る経路に設けられたギヤ同士の噛み合い部分などが、第2のオイル必要部117に相当する。そして、前述した第1オイル必要部82と第2のオイル必要部117とを比較すると、必要とするオイルの温度が異なる。具体的には、第1オイル必要部82に供給するオイルの温度の方が低いことが望ましい。これは、前記パワーローラ31の接触部S1にトラクションオイルを供給する場合に、その粘度が高い方が、トラクション係数が高く、動力伝達効率および耐久性が優れているからである。   An oil passage 116 is connected between the check valve 93 and the first output port 90 in the oil passage 92, and oil is supplied from the oil passage 116 to the second oil required portion 117. Yes. The second oil required portion 117 is a portion that is lubricated and cooled by oil. For example, the second oil required portion 117 is provided in a meshing portion of the gears constituting the forward / reverse switching device 4 and a path from the continuously variable transmission 5 to the output shaft 37. The meshing portion between the gears corresponds to the second oil required portion 117. When the first oil required portion 82 and the second oil required portion 117 are compared, the required oil temperature is different. Specifically, it is desirable that the temperature of the oil supplied to the first oil required portion 82 is lower. This is because when the traction oil is supplied to the contact portion S1 of the power roller 31, the higher the viscosity is, the higher the traction coefficient is, and the power transmission efficiency and durability are excellent.
さらに、前記油路78と油路94とを接続する経路に冷却油圧制御弁95が設けられている。この冷却油圧制御弁95は、入力ポート96およびドレーンポート97および信号圧ポート98およびフィードバックポート99を有している。そして、前記入力ポート96および前記フィードバックポート99が前記油路78に接続され、前記ドレーンポート97が前記油路94に接続され、前記信号圧ポート98には油路100が接続されている。この冷却油圧制御弁95は、前記油路78を経由して前記冷却装置79に供給されるオイルの油圧を制御する機構であり、前記信号圧ポート98に入力される信号圧に基づいて、前記油路78から前記油路94に排出するオイル量を制御して、前記油路78の油圧を制御する構成を有している。この冷却油圧制御弁95による油圧制御特性を図4に示す。すなわち、冷却油圧制御弁95は、前記信号圧ポート98に入力される信号圧が上昇することに比例して、前記油路78の油圧(冷却油圧)が上昇する特性を有している。   Further, a cooling hydraulic pressure control valve 95 is provided in a path connecting the oil path 78 and the oil path 94. The cooling hydraulic control valve 95 has an input port 96, a drain port 97, a signal pressure port 98 and a feedback port 99. The input port 96 and the feedback port 99 are connected to the oil passage 78, the drain port 97 is connected to the oil passage 94, and the oil passage 100 is connected to the signal pressure port 98. The cooling hydraulic pressure control valve 95 is a mechanism for controlling the hydraulic pressure of oil supplied to the cooling device 79 via the oil passage 78, and is based on the signal pressure input to the signal pressure port 98. It has a configuration for controlling the oil pressure of the oil passage 78 by controlling the amount of oil discharged from the oil passage 78 to the oil passage 94. FIG. 4 shows the hydraulic control characteristics of the cooling hydraulic control valve 95. That is, the cooling oil pressure control valve 95 has a characteristic that the oil pressure (cooling oil pressure) of the oil passage 78 increases in proportion to the increase of the signal pressure input to the signal pressure port 98.
前記油路49にはモジュレータバルブ101を介して油路102が接続されている。このモジュレータバルブ101は油路102の油圧を制御するものであり、前記油路102から、前記オイルポンプ切替バルブ73の信号圧ポート77に至る経路にソレノイドバルブ103が設けられている。このソレノイドバルブ103は入力ポート104および出力ポート105およびドレーンポート106を有している。そして、前記入力ポート104が前記油路102に接続され、前記出力ポート105が前記信号圧ポート77に接続され、前記ドレーンポート106が前記オイルパン47に接続されている。このソレノイドバルブ103に通電(オン)された場合は、前記入力ポート104と前記出力ポート105とが接続され、かつ、前記ドレーンポート106が閉じられる。したがって、前記油路102から前記信号圧ポート77に入力される信号圧が高圧となる。これに対して、前記ソレノイドバルブ103が非通電(オフ)となった場合は、前記入力ポート104が閉じられ、前記出力ポート105と前記ドレーンポート106とが接続される。したがって、前記信号圧ポート77のオイルがドレーンポート106を経由して排出され、前記信号圧ポート77に入力される信号圧が低圧となる。   An oil passage 102 is connected to the oil passage 49 via a modulator valve 101. The modulator valve 101 controls the oil pressure of the oil passage 102, and a solenoid valve 103 is provided in a path from the oil passage 102 to the signal pressure port 77 of the oil pump switching valve 73. The solenoid valve 103 has an input port 104, an output port 105, and a drain port 106. The input port 104 is connected to the oil passage 102, the output port 105 is connected to the signal pressure port 77, and the drain port 106 is connected to the oil pan 47. When the solenoid valve 103 is energized (turned on), the input port 104 and the output port 105 are connected, and the drain port 106 is closed. Therefore, the signal pressure input from the oil passage 102 to the signal pressure port 77 becomes high. On the other hand, when the solenoid valve 103 is de-energized (off), the input port 104 is closed and the output port 105 and the drain port 106 are connected. Therefore, the oil in the signal pressure port 77 is discharged via the drain port 106, and the signal pressure input to the signal pressure port 77 becomes a low pressure.
さらに前記油路102は、2個のデューティソレノイドバルブ107,108に接続されている。まず、第1のデューティソレノイドバルブ107は、入力ポート109および出力ポート110およびドレーンポート111を有している。そして、前記入力ポート109が前記油路102に接続され、前記出力ポート110が油路112に接続され、前記ドレーンポート111が前記オイルパン47に接続されている。また、前記油路112には、前記信号圧ポート120,66が並列に接続されている。そして、上記第1のデューティソレノイドバルブ107は、通電量を制御することにより、前記出力ポート110から出力される信号圧を制御する機構である。具体的には、第1のデューティソレノイドバルブ107は、通電量が増加することに比例して、前記出力ポート110から出力される信号圧がリニアに上昇する特性を有している。   Further, the oil passage 102 is connected to two duty solenoid valves 107 and 108. First, the first duty solenoid valve 107 has an input port 109, an output port 110, and a drain port 111. The input port 109 is connected to the oil passage 102, the output port 110 is connected to the oil passage 112, and the drain port 111 is connected to the oil pan 47. The oil pressure passage 112 is connected to the signal pressure ports 120 and 66 in parallel. The first duty solenoid valve 107 is a mechanism for controlling the signal pressure output from the output port 110 by controlling the energization amount. Specifically, the first duty solenoid valve 107 has a characteristic that the signal pressure output from the output port 110 increases linearly in proportion to an increase in energization amount.
一方、前記第2のデューティソレノイドバルブ108は、入力ポート113および出力ポート114およびドレーンポート115を有している。そして、前記入力ポート113が前記油路102に接続され、前記出力ポート114が油路110に接続され、前記ドレーンポート115が前記オイルパン47に接続されている。また、前記油路100には、前記冷却流量制御弁86の信号圧ポート87が接続されている。つまり、前記信号圧ポート87と前記信号圧ポート98とが並列に接続されている。そして、上記第2のデューティソレノイドバルブ108は、通電量を制御することにより、前記出力ポート114から出力される信号圧を制御する機構である。具体的には、第2のデューティソレノイドバルブ108は、通電量が増加することに比例して、前記出力ポート114から出力される信号圧がリニアに上昇する特性を有している。なお、上記各ソレノイドバルブは、車速、要求駆動力、無段変速機5の変速比、エンジントルク、ロックアップクラッチ制御マップなどに基づいて、電子制御装置39により制御される。例えば、要求駆動力が高い場合、または、無段変速機5の変速比を変更する場合、エンジントルクが高い場合などにおいては、前記ソレノイドバルブ103の動作態様としてオンを選択可能である。これに対して、要求駆動力が低い場合、または、無段変速機5の変速比をほぼ一定に維持する場合、エンジントルクが低い場合などにおいては、前記ソレノイドバルブ103の動作態様としてオフを選択可能である。また、ロックアップクラッチ15の係合圧を高める場合は、前記第1デューティソレノイドバルブ107の信号圧が高められる。これに対して、ロックアップクラッチ15の係合圧を低下させる場合は、前記第1デューティソレノイドバルブ107の信号圧が低下される。さらに、無段変速機5における伝達トルクが高い場合は、前記第2デューティソレノイドバルブ108の信号圧が高められ、無段変速機5における伝達トルクが低い場合は、前記第2デューティソレノイドバルブ108の信号圧が低下される。   On the other hand, the second duty solenoid valve 108 has an input port 113, an output port 114 and a drain port 115. The input port 113 is connected to the oil passage 102, the output port 114 is connected to the oil passage 110, and the drain port 115 is connected to the oil pan 47. A signal pressure port 87 of the cooling flow rate control valve 86 is connected to the oil passage 100. That is, the signal pressure port 87 and the signal pressure port 98 are connected in parallel. The second duty solenoid valve 108 is a mechanism for controlling the signal pressure output from the output port 114 by controlling the energization amount. Specifically, the second duty solenoid valve 108 has a characteristic that the signal pressure output from the output port 114 increases linearly in proportion to an increase in energization amount. The solenoid valves are controlled by the electronic control unit 39 based on the vehicle speed, the required driving force, the gear ratio of the continuously variable transmission 5, the engine torque, the lockup clutch control map, and the like. For example, when the required driving force is high, when the gear ratio of the continuously variable transmission 5 is changed, or when the engine torque is high, ON can be selected as the operation mode of the solenoid valve 103. On the other hand, when the required driving force is low, when the transmission ratio of the continuously variable transmission 5 is maintained substantially constant, or when the engine torque is low, the solenoid valve 103 is selected to be turned off. Is possible. When the engagement pressure of the lockup clutch 15 is increased, the signal pressure of the first duty solenoid valve 107 is increased. On the other hand, when the engagement pressure of the lockup clutch 15 is reduced, the signal pressure of the first duty solenoid valve 107 is reduced. Further, when the transmission torque in the continuously variable transmission 5 is high, the signal pressure of the second duty solenoid valve 108 is increased, and when the transmission torque in the continuously variable transmission 5 is low, the second duty solenoid valve 108 The signal pressure is reduced.
つぎに、図1に示された油圧制御装置40の作用および制御について説明する。前記エンジン2のトルクにより前記メインオイルポンプ41が駆動されると、オイルパン47に貯溜されているオイルが、メインオイルポンプ41に吸入され、かつ、前記油路49に吐出される。前記プライマリレギュレータバルブ54により、この油路49から油路57に排出されるオイル量が制御されて、前記油路49の油圧(ライン圧)が制御される。また、前記油路49のオイルは、前記変速制御用油圧室50A,50Bに供給されており、変速制御弁(図示せず)により、前記変速制御用油圧室50A,50Bの油圧が制御されて、前記無段変速機5の変速比が制御される。さらに、前記油路49から、前記クラッチ用油圧室52およびブレーキ用油圧室53に供給されるオイルの油圧が制御されて、前記前進用クラッチ24および後進用ブレーキ25の係合・解放が制御される。   Next, the operation and control of the hydraulic control device 40 shown in FIG. 1 will be described. When the main oil pump 41 is driven by the torque of the engine 2, the oil stored in the oil pan 47 is drawn into the main oil pump 41 and discharged to the oil passage 49. The primary regulator valve 54 controls the amount of oil discharged from the oil passage 49 to the oil passage 57, thereby controlling the oil pressure (line pressure) of the oil passage 49. The oil in the oil passage 49 is supplied to the shift control hydraulic chambers 50A and 50B, and the shift control valves (not shown) control the hydraulic pressures in the shift control hydraulic chambers 50A and 50B. The gear ratio of the continuously variable transmission 5 is controlled. Further, the oil pressure supplied from the oil passage 49 to the clutch hydraulic chamber 52 and the brake hydraulic chamber 53 is controlled, and the engagement / release of the forward clutch 24 and the reverse brake 25 is controlled. The
一方、前記油路57のオイルは、前記ロックアップリレーバルブ58の第1入力ポート59および第2入力ポート60にも供給される。ここで、第2入力ポート60に供給されるオイルの油圧は、前記ロックアップコントロールバルブ65により制御される。これは、前記油路49のオイルが前記油路102に供給されており、前記第1のデューティソレノイドバルブ107は、前記油路102の油圧を調圧して出力ポート110から信号圧を出力し、その信号圧が前記ロックアップコントロールバルブ65の信号圧ポート66に入力されて、ロックアップコントロールバルブ65の調圧特性が制御される。具体的には、前記信号圧ポート66に入力される信号圧が上昇することに比例して、前記第2入力ポート60に入力されるオイルの油圧が上昇する。   On the other hand, the oil in the oil passage 57 is also supplied to the first input port 59 and the second input port 60 of the lockup relay valve 58. Here, the oil pressure of the oil supplied to the second input port 60 is controlled by the lockup control valve 65. This is because the oil in the oil passage 49 is supplied to the oil passage 102, and the first duty solenoid valve 107 regulates the oil pressure in the oil passage 102 and outputs a signal pressure from the output port 110, The signal pressure is input to the signal pressure port 66 of the lockup control valve 65, and the pressure regulation characteristic of the lockup control valve 65 is controlled. Specifically, the oil pressure of the oil input to the second input port 60 increases in proportion to the increase of the signal pressure input to the signal pressure port 66.
また、前記第1デューティソレノイドバルブ107の信号圧ポート110から出力された信号圧は、前記ロックアップリレーバルブ58の信号圧ポート120にも入力されており、その信号圧ポート120に入力される信号圧に基づいて、前記ロックアップリレーバルブ58の動作態様が切り替えられる。前記信号圧ポート120に入力される信号圧が所定値以下である場合は、前記ロックアップリレーバルブ58の動作態様はオフとなり、前記油路57のオイルが前記解放用油圧室17に供給され、その解放用油圧室17の油圧が上昇するとともに、前記係合用油圧室16のオイルが前記油路64から排出されて、その係合用油圧室16の油圧が低下する。このようにして、前記ロックアップクラッチ15の伝達トルクが低下し、前記ロックアップクラッチ15が解放もしくはスリップされる。なお、前記油路64から排出されたオイルは、前記ウォーマー67により温められてから前記オイルパン47に戻される。   The signal pressure output from the signal pressure port 110 of the first duty solenoid valve 107 is also input to the signal pressure port 120 of the lockup relay valve 58, and the signal input to the signal pressure port 120 The operation mode of the lockup relay valve 58 is switched based on the pressure. When the signal pressure input to the signal pressure port 120 is not more than a predetermined value, the operation mode of the lockup relay valve 58 is turned off, and the oil in the oil passage 57 is supplied to the release hydraulic chamber 17, As the hydraulic pressure in the release hydraulic chamber 17 increases, the oil in the engagement hydraulic chamber 16 is discharged from the oil passage 64 and the hydraulic pressure in the engagement hydraulic chamber 16 decreases. In this way, the transmission torque of the lockup clutch 15 is reduced, and the lockup clutch 15 is released or slipped. The oil discharged from the oil passage 64 is warmed by the warmer 67 and then returned to the oil pan 47.
これに対して、前記信号圧ポート120に入力される信号圧が所定値を越えた場合は、前記ロックアップリレーバルブ58の動作態様はオンとなり、前記油路57のオイルの一部が、前記第2出力ポート62を経由して前記係合用油圧室16に供給され、その係合用油圧室16の油圧が上昇する。また、前記油路57のオイルの一部が、前記第1出力ポート61を経由して、前記解放用油圧室17に供給される。ここで、前記係合用油圧室16の油圧の方が前記解放用油圧室17の油圧よりも高い場合は、前記ロックアップクラッチ15の伝達トルクが高まり、前記ロックアップクラッチ15が係合される。   On the other hand, when the signal pressure input to the signal pressure port 120 exceeds a predetermined value, the operation mode of the lockup relay valve 58 is turned on, and a part of the oil in the oil passage 57 is The oil pressure is supplied to the engagement hydraulic chamber 16 via the second output port 62, and the hydraulic pressure in the engagement hydraulic chamber 16 increases. A part of the oil in the oil passage 57 is supplied to the release hydraulic chamber 17 via the first output port 61. Here, when the hydraulic pressure in the engagement hydraulic chamber 16 is higher than the hydraulic pressure in the release hydraulic chamber 17, the transmission torque of the lockup clutch 15 is increased and the lockup clutch 15 is engaged.
このように、図1の油圧制御装置40においては、前記トルクコンバータ3から油路64に排出されたオイルをウォーマー67で温めることができる。したがって、オイルの粘度が高まることを抑制でき、前記オイルパン47に戻されたオイルを、再度前記トルクコンバータ3のケーシング11内に供給する場合において、前記ポンプインペラ9と前記タービンランナ10との相対回転により発生する引き摺りトルクの上昇を抑制できる。また、車両1が高速走行する場合、あるいは高負荷走行する場合においては、前記ロックアップリレーバルブ58の動作態様がオンとなり、かつ、前記ロックアップクラッチ15が係合されるとともに、前記トルクコンバータ3から前記油路64にはオイルが排出されなくなる。   As described above, in the hydraulic control device 40 of FIG. 1, the oil discharged from the torque converter 3 to the oil passage 64 can be warmed by the warmer 67. Accordingly, it is possible to suppress an increase in the viscosity of the oil, and when supplying the oil returned to the oil pan 47 into the casing 11 of the torque converter 3 again, the relative relationship between the pump impeller 9 and the turbine runner 10 can be reduced. An increase in drag torque generated by rotation can be suppressed. When the vehicle 1 travels at a high speed or travels at a high load, the operation mode of the lockup relay valve 58 is turned on, the lockup clutch 15 is engaged, and the torque converter 3 is engaged. Therefore, oil is not discharged to the oil passage 64.
一方、前記サブオイルポンプ42がエンジントルクにより駆動された場合は、前記オイルパン47のオイルがサブオイルポンプ42に吸入され、かつ、油路70に吐出される。そして、前記オイルポンプ切替バルブ73の信号圧ポート77に入力される信号圧が低圧である場合は、前記オイルポンプ切替バルブ73の動作態様がオフとなる。すると、前記油路70のオイルは前記油路49に供給される。これに対して、前記オイルポンプ切替バルブ73の信号圧ポート77に入力される信号圧が高圧である場合は、前記オイルポンプ切替バルブ73の動作態様がオンとなる。すると、前記油路70のオイルは前記油路78に供給される。なお、前記油路70の油圧の方が、油路49の油圧よりも所定値以上高い場合は、前記リリーフ弁72が開放され、油路70のオイルが油路49に供給される。前記油路78に供給されたオイルは、前記絞り部84を通過して前記冷却装置79に供給される。この冷却装置79で冷却されたオイルは、前記油路83を経由して前記第1オイル必要部82に供給される。   On the other hand, when the sub oil pump 42 is driven by engine torque, the oil in the oil pan 47 is sucked into the sub oil pump 42 and discharged to the oil passage 70. When the signal pressure input to the signal pressure port 77 of the oil pump switching valve 73 is low, the operation mode of the oil pump switching valve 73 is turned off. Then, the oil in the oil passage 70 is supplied to the oil passage 49. On the other hand, when the signal pressure input to the signal pressure port 77 of the oil pump switching valve 73 is high, the operation mode of the oil pump switching valve 73 is turned on. Then, the oil in the oil passage 70 is supplied to the oil passage 78. When the oil pressure in the oil passage 70 is higher than the oil pressure in the oil passage 49 by a predetermined value or more, the relief valve 72 is opened and the oil in the oil passage 70 is supplied to the oil passage 49. The oil supplied to the oil passage 78 passes through the throttle portion 84 and is supplied to the cooling device 79. The oil cooled by the cooling device 79 is supplied to the first oil required portion 82 via the oil passage 83.
このように、前記油路78のオイルを前記冷却装置79に供給する場合、前記冷却油圧制御弁95により、その油圧を制御可能である。すなわち、前記油路78のオイルは、前記冷却油圧制御弁95を経由して前記油路94に排出される。ここで、図4に示すように、前記信号圧ポート98に入力される信号圧が最低値である場合も、前記油路78の油圧は所定圧P1が確保される。そして、前記信号圧ポート98に入力される信号圧が高まることにともない、前記油路78から前記油路94に排出されるオイル量が減少し、前記油路78の油圧が上昇する特性となる。また、前記油路78を経由して前記冷却装置79に供給されるオイル量を制御することが可能である。前記冷却流量制御弁86の信号圧ポート87に入力される信号圧が最低値である場合は、前記冷却流量制御弁86は閉じられているが、前記油路78のオイルは前記絞り部84を経由して前記冷却装置79に供給される。このように、前記絞り部84を通過して冷却装置79に供給されるオイル量が、最低流量Q1として図3に示されている。そして、前記冷却流量制御弁86の信号圧ポート87に入力される信号圧が上昇すると、前記冷却流量制御弁86を経由して前記冷却装置79に供給されるオイル量が増加し、図3に示すような流量特性となる。このように、前記第2デューティソレノイドバルブ108は、前記油路78の油圧を制御する機能と、前記油路78から前記冷却装置79に供給されるオイルの流量を制御する機能とを兼備している。   Thus, when the oil in the oil passage 78 is supplied to the cooling device 79, the oil pressure can be controlled by the cooling oil pressure control valve 95. That is, the oil in the oil passage 78 is discharged to the oil passage 94 via the cooling oil pressure control valve 95. Here, as shown in FIG. 4, even when the signal pressure input to the signal pressure port 98 is the lowest value, the oil pressure of the oil passage 78 is ensured to be a predetermined pressure P1. As the signal pressure input to the signal pressure port 98 increases, the amount of oil discharged from the oil passage 78 to the oil passage 94 decreases, and the oil pressure of the oil passage 78 increases. . Further, it is possible to control the amount of oil supplied to the cooling device 79 via the oil passage 78. When the signal pressure input to the signal pressure port 87 of the cooling flow rate control valve 86 is the lowest value, the cooling flow rate control valve 86 is closed, but the oil in the oil passage 78 passes through the throttle portion 84. Then, the cooling device 79 is supplied. Thus, the amount of oil supplied to the cooling device 79 through the throttle portion 84 is shown in FIG. 3 as the minimum flow rate Q1. When the signal pressure input to the signal pressure port 87 of the cooling flow control valve 86 rises, the amount of oil supplied to the cooling device 79 via the cooling flow control valve 86 increases, as shown in FIG. The flow characteristics are as shown. As described above, the second duty solenoid valve 108 has a function of controlling the oil pressure of the oil passage 78 and a function of controlling the flow rate of the oil supplied from the oil passage 78 to the cooling device 79. Yes.
一方、図1の油圧制御装置40においては、前記油路57の油圧が上昇すると、前記第1ドレーンポート90が開放される。この時点では、第2ドレーンポート91は閉じられている。そして、前記油路57から前記油路92に排出されたオイルは、前記油路78を経由して前記冷却装置79に供給される。このように、図1の油圧制御装置40においては、前記油路78を経由させて前記冷却装置79にオイルを供給するとともに、前記油路78に対して並列に設けられた油路49,92を経由して前記冷却装置79に供給することができる。したがって、前記冷却装置79により冷却されて前記第1オイル必要部82に供給されるオイル量をなるべく増加することができ、前記無段変速機5に供給するトラクションオイルの冷却効率が向上する。なお、前記第1ドレーンポート90が開放された後、さらに油路57の油圧が上昇すると、前記第2ドレーンポート91が開放されて、油路57のオイルの一部は、前記油路94を経由して油路45に戻される。また、車両1が高速走行する場合、あるいは高負荷走行する場合においては、前記ロックアップリレーバルブ58の動作態様がオンとなり、かつ、前記トルクコンバータ3から前記油路64にはオイルが排出されなくなるため、前記冷却装置79で冷却されるオイルの流量を制御することにより、前記油圧制御装置40全体におけるオイルの油温を制御することができる。図5にはオイルの油温の経時変化が示されており、実施例において油温が略一定となる時刻t1は、比較例において油温が略一定となる時刻t2よりも早い。また、実施例において略一定となったオイルの油温は、比較例の油温よりも低温(約−20℃)である。なお、比較例とは、例えば特許文献1に記載されているように、メインオイルポンプから吐出されたオイルが冷却装置を経由し、サブオイルポンプから吐出されたオイルは、冷却装置を経由しない構成の油圧制御装置を意味する。   On the other hand, in the hydraulic control device 40 of FIG. 1, when the oil pressure in the oil passage 57 increases, the first drain port 90 is opened. At this time, the second drain port 91 is closed. The oil discharged from the oil passage 57 to the oil passage 92 is supplied to the cooling device 79 via the oil passage 78. 1 supplies oil to the cooling device 79 via the oil passage 78, and oil passages 49, 92 provided in parallel to the oil passage 78. The cooling device 79 can be supplied via Therefore, the amount of oil cooled by the cooling device 79 and supplied to the first oil required portion 82 can be increased as much as possible, and the cooling efficiency of the traction oil supplied to the continuously variable transmission 5 is improved. When the oil pressure in the oil passage 57 further increases after the first drain port 90 is opened, the second drain port 91 is opened, and a part of the oil in the oil passage 57 passes through the oil passage 94. It returns to the oil path 45 via. When the vehicle 1 travels at a high speed or travels at a high load, the operation mode of the lockup relay valve 58 is turned on, and no oil is discharged from the torque converter 3 to the oil passage 64. Therefore, by controlling the flow rate of the oil cooled by the cooling device 79, the oil temperature of the oil in the entire hydraulic control device 40 can be controlled. FIG. 5 shows the change over time of the oil temperature of the oil. Time t1 when the oil temperature becomes substantially constant in the example is earlier than time t2 when the oil temperature becomes substantially constant in the comparative example. Further, the oil temperature of the oil that is substantially constant in the examples is lower (about −20 ° C.) than the oil temperature of the comparative example. For example, as described in Patent Document 1, the comparative example is a configuration in which the oil discharged from the main oil pump passes through the cooling device, and the oil discharged from the sub oil pump does not pass through the cooling device. Means a hydraulic control device.
ここで、図1および図2に基づいて説明した構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、エンジン1が、この発明の動力源に相当し、入力ディスク26および入力軸18が、この発明の入力要素に相当し、出力ディスク27および出力ギヤ32が、この発明の出力要素に相当し、吐出口48,69が、この発明における吐出口に相当し、第1オイル必要部82が、この発明のオイル必要部に相当し、油路49が、この発明における第1の油路に相当し、油路57が、この発明における第2の油路に相当し、プライマリレギュレータバルブ54が、この発明におけ圧力制御弁に相当し、油路78が、この発明における第3の油路に相当し、油路83が、この発明における第4の油路に相当し、油路92が、この発明における第5の油路に相当し、トルクコンバータ3が、この発明における流体伝動装置に相当し、油路118,119およびロックアップコントロールバルブ65およびロックアップリレーバルブ58が、この発明における第6の油路に相当し、油路64が、この発明における第7の油路に相当し、ウォーマー67が、この発明における熱交換器に相当し、ケーシング11およびポンプインペラ9が、この発明の第1回転部材に相当し、ポンプインペラ10およびトルク伝達軸12が、この発明の第2回転部材に相当し、前記ロックアップリレーバルブ58および第1のデューティソレノイドバルブ107および電子制御装置39が、この発明における供給量制御装置に相当し、接触部分S1が、この発明におけるオイル必要部に含まれる。なお、トルクコンバータに代えて、トルク増幅機能を有しないフルードカップリングを用いることも可能である。また、前後進切換装置4としては、遊星歯車機構を用いるものに代えて、平行軸歯車式のものを用いることも可能である。   Here, the correspondence between the configuration described with reference to FIGS. 1 and 2 and the configuration of the present invention will be described. The engine 1 corresponds to the power source of the present invention, and the input disk 26 and the input shaft 18 are The output disk 27 and the output gear 32 correspond to the output element of the present invention, the discharge ports 48 and 69 correspond to the discharge port in the present invention, and the first oil required portion 82 corresponds to the input element of the present invention. The oil passage 49 corresponds to the first oil passage in the present invention, the oil passage 57 corresponds to the second oil passage in the present invention, and the primary regulator valve 54 corresponds to the oil required portion of the present invention. The oil passage 78 corresponds to the third oil passage in the present invention, the oil passage 83 corresponds to the fourth oil passage in the present invention, and the oil passage 92 corresponds to the pressure control valve in the present invention. The fifth oil passage in the present invention The torque converter 3 corresponds to the fluid transmission device in the present invention, the oil passages 118 and 119, the lockup control valve 65, and the lockup relay valve 58 correspond to the sixth oil passage in the present invention. The passage 64 corresponds to the seventh oil passage in the present invention, the warmer 67 corresponds to the heat exchanger in the present invention, the casing 11 and the pump impeller 9 correspond to the first rotating member of the present invention, and the pump The impeller 10 and the torque transmission shaft 12 correspond to the second rotating member of the present invention, and the lockup relay valve 58, the first duty solenoid valve 107, and the electronic control device 39 correspond to the supply amount control device of the present invention. The contact portion S1 is included in the oil required portion in the present invention. Instead of the torque converter, a fluid coupling that does not have a torque amplification function can be used. Further, as the forward / reverse switching device 4, a parallel shaft gear type can be used instead of the planetary gear mechanism.
この発明における無段変速機用の油圧制御装置の具体例を示す図である。It is a figure which shows the specific example of the hydraulic control apparatus for continuously variable transmission in this invention. この発明における無段変速機を有する車両のパワートレーンおよびその制御系統の一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the power train of the vehicle which has a continuously variable transmission in this invention, and its control system. 図1の油圧制御装置に用いる冷却流量制御弁の特性を示す線図である。It is a diagram which shows the characteristic of the cooling flow control valve used for the hydraulic control apparatus of FIG. 図1の油圧制御装置に用いる冷却油圧制御弁の特性を示す線図である。It is a diagram which shows the characteristic of the cooling hydraulic control valve used for the hydraulic control apparatus of FIG. 実施例の油温冷却特性と、比較例の油温冷却特性とを比較する線図である。It is a diagram which compares the oil temperature cooling characteristic of an Example, and the oil temperature cooling characteristic of a comparative example.
符号の説明Explanation of symbols
2…動力源、 3…トルクコンバータ、 5…無段変速機(トロイダル型無段変速機)、 9…ポンプインペラ、 10…タービンランナ、 11…ケーシング、 12…トルク伝達軸、 15…ロックアップクラッチ、 18…入力軸、 26…入力ディスク、 27…出力ディスク、 31…パワーローラ、 32…出力ギヤ、 39…電子制御装置、 40…油圧制御装置、 41…メインオイルポンプ、 42…サブオイルポンプ、 48,69…吐出口、 49,57,64,78,83,92,118,119…油路、 54…プライマリレギュレータバルブ、 58…ロックアップリレーバルブ、 65…ロックアップコントロールバルブ、 67…ウォーマー、 82…第1オイル必要部、 107…第1デューティソレノイドバルブ、 S1…接触部。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 2 ... Power source, 3 ... Torque converter, 5 ... Continuously variable transmission (toroidal type continuously variable transmission), 9 ... Pump impeller, 10 ... Turbine runner, 11 ... Casing, 12 ... Torque transmission shaft, 15 ... Lock-up clutch 18 ... Input shaft, 26 ... Input disc, 27 ... Output disc, 31 ... Power roller, 32 ... Output gear, 39 ... Electronic control device, 40 ... Hydraulic control device, 41 ... Main oil pump, 42 ... Sub oil pump, 48, 69 ... discharge port, 49, 57, 64, 78, 83, 92, 118, 119 ... oil passage, 54 ... primary regulator valve, 58 ... lock-up relay valve, 65 ... lock-up control valve, 67 ... warmer, 82 ... 1st oil required part, 107 ... 1st duty solenoid valve, S ... contact part.

Claims (4)

  1. 動力源からのトルクが入力され、かつ、入力要素と出力要素との間における変速比を無段階に変更可能な無段変速機と、前記無段変速機でトルク伝達をおこなう場合にオイルが必要となるオイル必要部に供給されるオイルを吐出する複数の吐出口を備えるオイルポンプと、前記無段変速機における前記オイル必要部に供給されるオイルを冷却する冷却装置と、前記トルクが伝達される経路において前記無段変速機と直列に配設されかつ作動油の運動エネルギにより動力伝達をおこなう流体伝動装置と、前記オイルポンプのいずれかの吐出口から吐出されたオイルが供給される第1の油路と、この第1の油路のオイルを第2の油路に排出することにより前記第1の油路の油圧を制御する圧力制御弁と、オイルが流通する経路において前記第1の油路と並列に設けられ、かつ前記いずれかの吐出口とは異なる吐出口から吐出されたオイルが供給される第3の油路と、前記冷却装置により冷却されたオイルを前記オイル必要部に供給する第4の油路とを備え、前記オイルが流通する経路において前記流体伝動装置と前記冷却装置とが並列に配設された無段変速機用の油圧制御装置において、
    前記第2の油路のオイルを前記第3の油路に合流させる第5の油路と、
    前記第2の油路のオイルの一部を、前記作動油として前記流体伝動装置に供給する第6の油路と、
    前記流体伝動装置から排出された作動油が供給される第7の油路と、
    前記第7の油路に設けられ、かつ前記流体伝動装置から排出された作動油を温める熱交換器とを備え、
    前記第3の油路は前記冷却装置のオイル流入口に接続されていることを特徴とする無段変速機用の油圧制御装置。
    Power source or Ranoto torque is input, and the oil in the case of performing a continuously variable transmission capable of changing the gear ratio continuously between the input and output elements, torque transmission by the continuously variable transmission an oil pump comprising a plurality of discharge ports for discharging the oil supplied to the oil necessary portion is required, the cooling device for cooling the oil supplied to the oil requiring portion in the continuously variable transmission, the torque A fluid transmission device that is arranged in series with the continuously variable transmission and transmits power by the kinetic energy of hydraulic oil in a transmission path, and oil discharged from one of the discharge ports of the oil pump is supplied. a first oil passage, a pressure control valve for controlling the first oil passage oil second oil passage pressure of O Ri before Symbol first oil passage to be discharged into the path of oil flows In the first A third oil passage provided in parallel with the passage and supplied with oil discharged from a discharge port different from any one of the discharge ports, and supplying the oil cooled by the cooling device to the oil required portion A hydraulic control device for a continuously variable transmission, wherein the fluid transmission device and the cooling device are arranged in parallel in a path through which the oil flows .
    A fifth oil passage that joins the oil in the second oil passage to the third oil passage;
    A sixth oil passage for supplying a part of the oil in the second oil passage to the fluid transmission device as the hydraulic oil;
    A seventh oil passage to which hydraulic oil discharged from the fluid transmission device is supplied;
    A heat exchanger that is provided in the seventh oil passage and that warms the hydraulic oil discharged from the fluid transmission device,
    The hydraulic control device for a continuously variable transmission, wherein the third oil passage is connected to an oil inlet of the cooling device.
  2. 前記第2の油路のオイルを前記第5の油路に排出することにより前記第2の油路の油圧を制御する第2の圧力制御弁をさらに備え、
    前記オイルポンプは、前記第1の油路と接続された吐出口からオイルを吐出する第1のオイルポンプと、前記第3の油路と接続する吐出口からオイルを吐出する第2のオイルポンプとを有し、
    前記第2の圧力制御弁は、前記第2の油路のオイルを排出する第1排出口と第2排出とを有し、
    前記第2の油路の圧力が上昇した場合に前記第2排出口より先に前記第2の油路のオイルを排出する前記第1排出口が前記第5の油路と接続されていることを特徴とする請求項1に記載の無段変速機用の油圧制御装置。
    A second pressure control valve for controlling the oil pressure of the second oil passage by discharging the oil of the second oil passage to the fifth oil passage;
    The oil pump includes a first oil pump that discharges oil from a discharge port connected to the first oil passage, and a second oil pump that discharges oil from a discharge port connected to the third oil passage. And
    The second pressure control valve has a first discharge port and a second discharge for discharging the oil in the second oil passage,
    When the pressure in the second oil passage rises, the first discharge port for discharging the oil in the second oil passage prior to the second discharge port is connected to the fifth oil passage. The hydraulic control device for a continuously variable transmission according to claim 1.
  3. 前記流体伝動装置は、第1回転部材および第2回転部材との間で、前記作動流体の運動エネルギにより動力伝達がおこなわれるように構成され、当該第1回転部材と第2回転部材との間で摩擦力により動力伝達をおこなわせるロックアップクラッチを有し
    前記ロックアップクラッチが係合している場合に、前記流体伝動装置から前記第7の油路に作動油を排出させない供給量制御装置をさらに備えている
    ことを特徴とする請求項1または2に記載の無段変速機用の油圧制御装置。
    The fluid power transmission device, between the first and second rotating members is configured to power transmission is performed by the kinetic energy of the working fluid, the said first rotary member and the second rotary member It has a lock-up clutch that transmits power by friction between them,
    A supply amount control device for preventing hydraulic fluid from being discharged from the fluid transmission device to the seventh oil passage when the lockup clutch is engaged is further provided. The hydraulic control device for a continuously variable transmission according to claim 1 or 2 .
  4. 前記無段変速機は、同一軸線を中心として回転可能に配置された入力ディスクおよび出力ディスクと、この入力ディスクと出力ディスクとの間に介在されるパワーローラとを有するトロイダル型無段変速機であり、前記入力ディスクが前記入力要素に相当し、前記出力ディスクが前記出力要素に相当するとともに、
    このトロイダル型無段変速機は、前記動力源のトルクが前記入力ディスクに伝達されるとともに、前記パワーローラが前記入力ディスクおよび前記出力ディスクに接触する部分にトラクションオイルが供給されて、そのトラクションオイルのせん断力でトルク伝達がおこなわれる構成を有しており、
    前記入力ディスクおよび出力ディスクに前記パワーローラが接触する部位が、前記オイル必要部に含まれ
    前記オイルが流通する経路において前記第4油路を介して前記冷却装置と前記無段変速機とが直列に接続されている
    ことを特徴とする請求項1ないし3のいずれかに記載の無段変速機用の油圧制御装置。
    The continuously variable transmission is a toroidal continuously variable transmission having an input disk and an output disk that are rotatably arranged around the same axis, and a power roller interposed between the input disk and the output disk. The input disk corresponds to the input element, the output disk corresponds to the output element,
    In the toroidal continuously variable transmission, torque of the power source is transmitted to the input disk, and traction oil is supplied to a portion where the power roller contacts the input disk and the output disk. Torque transmission is performed with the shearing force of
    A portion where the power roller contacts the input disc and the output disc is included in the oil required portion ,
    The cooling device and the continuously variable transmission are connected in series via the fourth oil path in a path through which the oil flows. The hydraulic control device for continuously variable transmission as described.
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