JPH02176250A - 変速機の油圧制御装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 （イ）産業上の利用分野 本発明は１．変速機の油圧制御装置に関するものである
。

（ロ）従来の技術 従来の変速機の油圧制御装置として、実開昭６１−１４
８９４７号公報に示されるものがある。これに示される
無段変速機用の油圧制御装置は、スロットル圧及びライ
ン圧の２種類の油圧を有している。スロットル圧はエン
ジン負荷に対応して変化する油圧である。ライン圧はス
ロットル圧及び変速比に応じて変化する油圧である。す
なわち、ライン圧は、スロットル圧が高いほど、また変
速比が大きいほど高い値となる。ライン圧は無段変速機
構のプーリシリンダ室に供給され、これによりＶベルト
に所定の張力が与えられると共に変速比の制御が行なわ
れる。一方、スロットル圧はマニアルバルブの切換え位
置に応じて前進用クラッチ又は後進用クラッチへ供給さ
れる。スロットル圧の最高圧は１０Ｋｇ／ａｍ２程度で
あり、一方ライン圧の最高圧は４０　Ｋ　ｇ　／　ｃ　
ｍ　２に達する。

（ハ）発明が解決しようとする課題 しかしながら、従来の変速機の油圧制御装置では、スロ
ットル圧が前進用クラッチ及び後進用クラッチに供給さ
れているため、クラッチの必要なトルク容量確保のため
にクラッチが大型化するという問題点がある。すなわち
、スロットル圧は高圧に設定することができない。これ
は、スロットル弁においてはスロットル圧のフィードバ
ック力とエンジン吸気管負圧により作動するバキューム
ダイヤフラムからの力とがつり合うことにより調圧が行
なわれるが、スロットル圧の設定値を高くするためには
、バキュームダイヤフラムを非常に大きいものにする必
要があり、これは実際上困難だからである。一方、スロ
ットルバルブのスロットル圧フィードバック作用面積を
小さくすることによっても設定値を高くすることができ
るが、この場合には制御安定性が悪化する。すなわち、
スプールの寸法のばらつきや油の粘度の変化などにより
、スロットル圧が大きく変動することになる。バキュー
ムダイヤフラムの代わりにアクセルペダルの踏力を直接
スロットルバルブに作用させる構造の場合には、スロッ
トル圧を高くするとアクセルペダルの操作力が非常に大
きくなり、これも実用的でなくなる。このため、上述の
ように、スロットル圧を高く設定することは実際上困難
である。この結果、クラッチのトルク容量を確保するた
めには、クラッチのピストンの受圧面積を増大すること
、又はクラッチプレートの枚数を増加することが必要と
なり、いずれにしてもクラッチが大型化することになる
。

この問題に対処するために、スロットル圧に代えてライ
ン圧をクラッチに直接供給することが考えられるが、ラ
イン圧は上述のように無段変速機構の作動圧として最適
となるようにスロットル圧及び変速比に応じて変化する
ように設定されており、特に変速比に応じて変化する度
合いが大きくなっている。このため、エンジン出力に応
じてトルク容量を変化させたいクラッチの作動圧として
使用するのには不適切なものとなっている。

また、ライン圧は無段変速機構に適切となるように最高
圧力は４０にｇ　／　ｃ　ｍ　２に達するように設定さ
れているため、ライン圧を使用しようとする場合には、
高圧力にクラッチが耐えられるようにクラッチを大幅に
強化する必要が出てくる。

本発明は上記のような課題を解決することを目的として
いる。

（ニ）課題を解決するための手段 本発明は、ライン圧を油圧源とし、スロットル圧に応じ
て変化するように減圧した油圧を、前後進用摩擦締結要
素に供給することにより、上記課題を解決する。すなわ
ち、本発明は、無段変速機構（１６，２４，２６）及び
油圧式の前後進用摩擦締結要素（４４）を有する変速機
の油圧制御装置であって、ライン圧を調圧するライン圧
調圧弁（１０２）と、エンジン負荷に対応したスロット
ル圧を調圧するスロットル弁（１１４）とを有し、無段
変速機構の変速制御用の油圧としてライン圧が用いられ
るものを対象としており、ライン圧を油圧源にすると共
にスロットル圧をパイロット圧として、スロットル圧よ
りも高く、ライン圧よりも低く、かつスロットル圧に応
じて変化する油圧を調圧する減圧弁（７００）が設けら
れており、減圧弁の出力油圧が前後進用摩擦締結要素に
供給されるように構成されることを特徴としている。な
お、かっこ内の符号は後述の第１実施例の対応する部材
を示す。

（ホ）作用 前後進用摩擦締結要素には作動圧として減圧弁によって
減圧された油圧が供給される。この減圧された油圧は、
スロットル圧に応じて変化するので、エンジン負荷に対
応したものとなっている。

これにより、前後進用摩擦締結要素のトルク容量をエン
ジン負荷に対応した最適なものとすることができる。ま
た、この減圧された油圧はライン圧よりは低く、またス
ロットル圧よりは高く設定されているので、スロットル
圧を前後進用摩擦締結要素の作動圧として使用する場合
と比較してより大きいトルク容量を確保することができ
、一方ライン圧よりは低い値とされているので前後進用
摩擦締結要素の耐圧性を大幅に増大する必要がない。結
局、前後進用摩擦締結要素を大型化することなく必要な
トルク容量を得ることができる。

（へ）実施例 （第１実施例） 第２及び３図に本発明を適用する変速機を示す。エンジ
ン１０の出力軸１０ａに対してトルクコンバータ１２が
連結されている。トルクコンバータ１２はポンプインペ
ラー１２ａ、タービンランナー１２ｂ、及びステータ１
２ｃを有しており、またポンプインペラー１２ａとター
ビンランナー１２ｂとを連結又は切離し可能なロックア
ツプクラッチ１２ｄを有している。トルクコンバータ１
２のタービンランナー１２ｂが駆動軸１４と連結されて
いる。駆動軸１４に駆動プーリ１６が設けられている。

駆動プーリ１６は、駆動軸１４に固着された固定円すい
部材１８と、固定円すい部材１８に対向配置されてＶ字
状プーリみぞを形成すると共に駆動プーリシリンダ室２
０に作用する油圧によって駆動軸１４の軸方向に移動可
能である可動円すい部材２２とから成っている。駆動プ
ーリ１６はＶベルト２４によって従動プーリ２６と伝動
可能に結合されている。従動プーリ２６は、従動軸２８
に固着された固定円すい部材３０と、固定円すい部材３
０に対向配置されＶ字状プーリみぞを形成すると共に従
動プーリシリンダ室３２に作用する油圧にょフて従動輪
２８の軸方向に移動可能である可動円すい部材３４とか
ら戊っている。これらの駆動プーリ１６、Ｖベルト２４
及び従動プーリ２６により■ベルト式無段変速機構が構
成される。なお、■ベルト式無段変速機構の最大減速比
は、後述の前進用駆動軸側歯車４２と前進用出力軸側歯
車４８との間の減速比より小さく設定しである。駆動軸
１４の外周には中空軸３６が回転可能に支持されており
、この中空軸３６の外周には後進用駆動軸側歯車３８及
び前進用駆動軸側歯車４２が回転可能に設けられている
。前進用駆動軸側歯車４２及び後進用駆動軸側歯車３８
はドッグクラッチ５２によってそれぞれ選択的に中空軸
３６に対して一体に回転するように連結可能である。駆
動軸１４と中空軸３６とはロークラッチ４４によって互
いに連結又は切離し可能である。駆動軸１４と平行に配
置された出力軸４６には前進用出力軸側歯車４８がワン
ウェイクラッチ４０を介して連結され、また後進用出力
軸側歯車５０が一体に回転するように設けられている。

前進用出力軸側歯車４８は前述の前進用駆動軸側歯車４
２と常時かみ合っている。後進用出力軸側歯車５０は、
回転可能に設けられた後進用アイドラ軸５４と一体に回
転する後進用アイドラ歯車５６と常にかみ合っている。

後進用アイドラ歯車５６は前述の後進用駆動軸側歯車３
８とも常にかみ合っている。なお、第２図では、すべて
の部材を同一断面上に図示することができないため、後
進用アイドラ軸５４及び後進用アイドラ歯車５６は破線
によって示しであるが、実際には第３図に示すような位
置関係にある。また同じ理由により第２図では軸間距離
、歯車の径なども必ずしも正確に図示されておらず、こ
れらについては第３図を参照する必要がある。前述の従
動軸２８には前進用従動軸側歯車５８が設けられている
。従動輪２８と前進用従動軸側歯車５８とはハイクラッ
チ６０によって互いに連結又は切離し可能である。前進
用従動軸側歯車５８は前述の後進用出力軸側歯車５０と
常にかみ合っている（なお、第２図では前進用従動軸側
歯車５８と後進用出力軸側歯車５０とは図示の都合上が
み合っていないように見えるが、実際には第３図に示す
ように両者は互いにかみ合っている）。前進用駆動軸側
歯車５８と後進用出力軸側歯車５ｏとは同一径としであ
る。出力軸４６にはりダクション歯車６２が一体に回転
するように設けられており、このリダクション歯車６２
とファイナル歯車６４とが常にかみ合っている。ファイ
ナル歯車６４には差動機構６６が設けられている。すな
わち、ファイナル歯車６４と一体に回転するように一対
のピニオンギア６８及び７ｏが設けられており、このビ
ニオンギア６８及び７ｏと一対のサイドギア７２及び７
４がかみ合っており、サイドギア７２及び７４はそれぞ
れドライブ軸７６及び７８と連結されている。

ロークラッチ４４及びハイクラッチ６ｏを解放状態とす
ることにより、駆動軸１４の回転力の出力＋１！ｄ！４
６への伝達が遮断され、中立状態となる。

なお、ドッグクラッチ５２は前進位置（Ｆ位置）及び後
進位置（Ｒ位置）のいずれにしておいても差し支えない
。

発進時、登板時など比較的大きな駆動力を必要とする走
行条件の場合には、ドッグクラッチ５２をＦ位置にする
と共にロークラッチ４４を締結する。ハイクラッチ６０
は解放状態とする。この状態ではエンジン１０の出力軸
１０ａの回転力は、トルクコンバータ１２を介して駆動
軸１４に伝達され、更に駆動軸１４から締結状態のロー
クラッチ４４を介して中空軸３６へ伝達される。中空軸
３６の回転力はドッグクラッチ５２を介して前進用駆動
軸側歯車４２に伝達され、前進用駆動軸側歯車４２から
これとかみ合う前進用出力軸側歯車４８へ伝達される。

前進用出力軸側歯車４８はワンウェイクラッチ４０を介
して出力軸４６と一体に回転するように連結されている
ので、出力軸４６に回転力が伝達される。次いで、リダ
クション歯車６２及びファイナル歯車６４を介して差動
機構６６へ回転力が伝達され、差動機構６６によりドラ
イブ軸７６及び７８に回転力が分配され図示してない車
輪が駆動される。上記のような回転力の伝達の際、Ｖベ
ルト式無段変速機構を通しての回転力の伝達は行われて
おらず、回転力は歯車機構を介して伝達される。前進用
駆動軸側歯車４２と前進用出力軸側歯車４８との間の減
速比により回転力が増大されており、これにより大きな
駆動力を得ることができる。

次いで、比較的駆動力が小さくてよい運転条件になると
、上述の状態からハイクラッチ６０を締結させればよい
。これによりＶベルト式無段変速機構を介して回転力の
伝達が行われることになる。すなわち、駆動軸１４の回
転力は、駆動プーリ１６、■ベルト２４及び従動プーリ
２６を介して従動軸２８に伝達され、更に締結状態にあ
るハイクラッチ６０を介して前進用従動軸側歯車５８に
伝達される。前進用従動輪側歯車５８は後進用出力軸側
歯車５０とかみ合っているため、回転力が出力軸４６に
伝達され、更に上述の場合と同様にドライブ軸７６及び
７８に回転力が伝達される。この場合、出力軸４６は前
進用出力軸側歯車４８よりも高速で回転することになる
ため、ワンウェイクラッチ４０は空転状態となる。この
ため、ロークラッチ４４は締結させたままの状態として
おくことができる。上述のようにＶベルト式無段変速機
構によって回転力の伝達が行われるため、駆動プーリ１
６及び従動プーリ２６のＶ字状みぞ間隔を調節すること
により、連続的に変速比を変えることができる。

車両用変速機を後進状態とする場合には次のような動作
が行われる。すなわち、ドッグクラッチ５２をＲ位置側
に切換え、後進用駆動軸側歯車３８が中空軸３６と一体
に回転するようにし、またロークラッチ４４を締結させ
、ハイクラッチ６０を解放する。この状態では駆動軸１
４の回転力はロークラッチ４４、中空軸３６、ドッグク
ラッチ５２、後進用駆動軸側歯車３８、後進用アイドラ
歯車５６、及び後進用出力軸側歯車５０を介して出力軸
４６に伝達される。後進用アイドラ歯車５６が動力伝達
経路に介在されているため出力軸４６の回転方向が前述
の場合とは逆転する。

これにより後進走行を行なうことができる。

次にこの変速機を制御するための制御装置について説明
する。制御装置は第１図に示すようにオイルポンプ１０
１、ライン圧調圧弁１０２、マニアル弁１０４、変速制
御弁１０６、調整圧切換弁１０８、変速モータ１１０、
変速指令弁１１１、変速操作機構１１２、スロットル弁
１１４、一定圧調圧弁１１６、電磁弁１１８、トルクコ
ンバータ調圧弁１２０、ロックアツプ制御弁１２２、ド
ッグクラッチ駆動シリンダ５００、切換弁５０２、減圧
弁７００などから構成されている。

以下、主として本発明と直接関連する減圧弁７００、及
びこれと関連する切換弁５０２などについて説明し、こ
れら以外のものについては説明を省略する。なお、説明
を省略した部分の構成は、例えば特開昭６１−１０５３
５１号公報に示されているものと同様である。

ドッグクラッチ駆動シリンダ５００は、ピストン５０４
及びスプリング５０６を存している。ピストン５０４の
図中上側には前進用油圧室５０８が形成され、これの反
対側には後進用油圧室５１０が形成される。前進用油圧
室５０８は一方向オリフイス５１２を介して前進圧油路
１４２と接続されている。また後進用油圧室５１０は一
方向オリフイス５１４を介して後進圧油路１３８と接続
されている。スプリング５０６はピストン５０４を図中
下方向に押圧している。ピストン５０４と一体に駆動ロ
ッド５１６が設けられている。駆動ロッド５１６はドッ
グクラッチ５２と連結されている。すなわち、駆動ロッ
ド５１６が第１図中で上方に移動するとドッグクラッチ
５２はＲ位置となり、逆に駆動ロッド５１６が第１図中
下方に移動するとドッグクラッチ５２はＦ位置となる。

駆動ロッド５１６の途中部分が切換弁５０２のスプール
５１８として構成されている。スプール５１８は２つの
ランド５１８ａ及び５１８ｂを有している。この２つの
ランド５１８ａ及び５１８ｂとこれらの間の小径部とに
より、スプール５１８が図中上方に移動した状態（左半
部の状態）では、油路１３８と油路５２０とが連通し、
逆にスプール５１８が図中下方に移動した状態（図中右
半部の状態）には、油路１４２が油路５２０と連通する
。油路５２０は減圧弁７００のボート７０２と連通して
いる。

減圧弁７００は、スプール７０４及びスプリング７０６
を有している。スプール７０４は、大径のランド７０４
ａ及びこれよりも小径のランド７０４ｂ及び７０４ｃを
有している。減圧弁７００のボート７０８は常時ライン
圧（これはライン圧調圧弁１０２によって調圧される）
が供給される油路１７９と連通している。ボート７１０
及びボート７１２は、ロークラッチ４４と連通する油路
７１４と連通している。ボート７１６及び７１８はドレ
ーンポートである。ランド７０４ｂ及び７０４Ｃと、ボ
ート７０８．７１０及び７１８とは、調圧機能を達成す
るような寸法関係に配置しである。すなわち、ボート７
０８の油圧を油圧源として、調圧された油圧がボート７
１０に出力されるように構成されている。ボート７１０
の油圧、すなわち油路７１４の油圧は、ボート７０２の
油圧に応じて変化し、かつボート７０２の油圧よりも高
い油圧となる。これは、ボート７０２の油圧が作用する
ランド７０４ａが、ボート７１２の油圧が作用するラン
ド７０４ｃよりも大径だからである。

なお、ハイクラッチ６０には油路１７６から駆動プーリ
シリンダ室２０と同様の油圧が供給されている。

次にこの実施例の作用について説明する。

マニアルバルブ１０４のスプール１３６をＮ位置から前
進用位置であるＤ位置又はＬ位置に切換えると、前進圧
油路１４２に油圧（これは、スロットル弁１１４によ）
て調圧されたスロットル圧である）が出力される。切換
弁５０２のスプール５１８が図中右半部に示す状態にあ
るとき、すなわち、駆動ロッド５１６がドッグクラッチ
５２をＦ位置にしているときには、前進圧油路１４２の
油圧は油路５２０を通して減圧弁７００のボート７０２
に供給される。ボート７０２に油圧が作用する前の状態
では、減圧弁７００のスプール７０４はスプリング７０
６によフて第１図中上方に押されており、油路７１４は
ボート７１８によりドレーンされている。従って、ロー
クラッチ４４は解放状態にあるが、上述のようにボート
７０２に油圧（スロットル圧）が作用すると、減圧弁７
００は調圧状態となり、調圧された油圧がロークラッチ
４４に供給される。これにより、歯車機構は前進状態と
なる。なお、駆動ロッド５１６がＲ位置にある場合、す
なわちスプール５１８が図中左半部に示す状態にある場
合には、前進圧油路１４２の油圧は直ちには油路５２０
に供給されず、まず前進圧油路１４２の油圧が一方向オ
リフイス５１２を通って前進用油圧室５０８に供給され
、こむによりピストン５０４を図中下方に押し下げる。

こうすることによって、駆動ロッド５１６がＦ位置に切
換ねると同時に前進圧油路１４２と油路５２０とが連通
し、ボート７０２に油圧が供給される。従って、ドッグ
クラッチ５２がＲ位置又は中間位置にあるときには、ロ
ークラッチ４４に油圧が供給されることはない。従って
、ロークラッチ４４が締結された状態でドッグクラッチ
５２の切換動作が行なわれることはない。なお、マニア
ル弁１０４をＲ位置から直接り位置又はＬ位置に切換え
た場合にも上記と同様の作用が得られる。

マニアル弁１０４をＲ位置に切換えた場合も上記と基本
的に同様の作用が得られる。すなわち、駆動ロッド５１
６が図中左半部の状態、すなわちドッグクラッチ５２を
Ｒ位置としている場合には後進圧油路１３８の油圧（こ
れもスロットル圧である）は直ちに油路５２０を介して
ボート７０２に作用する。また駆動ロッド５１６が図中
右半部にある場合、すなわちドッグクラッチ５２をＦ位
置にしている場合には後進圧油路１３８の油圧が油室５
１０に作用し、ピストン５０４を図中右半部の状態から
左半部の状態に切換える。これと同時にボート７０２に
油圧が供給される。従って、この場合もドッグクラッチ
５２が切換ねった後でロークラッチ４４が締結される。

従って、動力伝達中にドッグクラッチ５２が切換えられ
ることはない。上述のように、ボート７０２に油圧（ス
ロットル圧）が作用すると、減圧弁７００によフて調圧
された油圧がロークラッチ４４に供給され、これが締結
される。この油圧はスロットル圧に対応して変化するの
で、ロークラッチ４４のトルク容量もスロットル圧（す
なわち、エンジン負荷）に応じて変化し、常に適切なト
ルク容量とすることができる。また、ロークラッチ４４
に供給される油圧（すなわち、減圧弁７００の出力油圧
）は、ライン圧を減圧したものであり、当然ライン圧よ
りも低くなっている。また、減圧弁７００の出力油圧は
、前述のようにスロットル圧よりも高く設定されている
。従って、ロークラッチ４４の耐圧性に問題を生じない
範囲で、できるだけトルク容量を増大することができる
。

（第２実施例） 第４及び５図に第２実施例を示す。この第２実施例は無
段変速機構のみによって変速機が構成される第４図に示
すようなものに本発明を適用したものである。すなわち
、第５図に示すように、マニアルバルブ１０４のボー）
　１３４ｃに油圧を供給するように前述の第１図に示し
たものと同様の減圧弁７００を設けたものである。ボー
ト１３４Ｃに供給される減圧された油圧は、マニアルバ
ルブ１０４によって前進用クラッチ４０及び後進用ブレ
ーキ５０に供給される。これにより、第１実施例同様の
作用・効果を得ることができる。なお、この第２実施例
の減圧弁７００以外の構成については、特開昭６１−１
０５３５１号公報に示されるものと同様である。

（ト）発明の詳細 な説明してきたように、本発明によると、ライン圧を油
圧源とし、スロットル圧をパイロット圧として減圧する
減圧弁を設け、これによって得られる油圧を前後進用摩
擦締結要素に供給するようにしたので、前後進用摩擦締
結要素を大型化することなく必要なトルク容量を確保す
ることができ、しかも前後進用摩擦締結要素の耐圧強度
上の問題を発生することがないという効果を得ることが
できる。なお、前後進用摩擦締結要素とは、第１実施例
ではロークラッチ４４であり、第２実施例では前進用ク
ラッチ４０及び後進用ブレーキ５０であり、前進又は後
進の場合に締結される単数又は複数のクラッチ及びブレ
ーキを意味している。

【図面の簡単な説明】

第１図は第１実施例である変速機の油圧制御装置を示す
図、第２図は変速機の骨組図、第３図は変速機の軸の位
置関係を示す図、第４図は第２実施例の変速機の骨組図
、第５図は第２実施例の変速機の油圧制御装置を示す図
である。 ４４・　・ロークラッチ（前後進用摩擦要素）　１０２
　・・ライン圧調圧弁、１１４　　・スロットル弁、７
００ 減圧弁。 第２図

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 無段変速機構及び油圧式の前後進用摩擦締結要素を有す
   る変速機の油圧制御装置であって、ライン圧を調圧する
   ライン圧調圧弁と、エンジン負荷に対応したスロットル
   圧を調圧するスロットル弁とを有し、無段変速機構の変
   速制御用の油圧としてライン圧が用いられるものにおい
   て、 ライン圧を油圧源にすると共にスロットル圧をパイロッ
   ト圧として、スロットル圧よりも高く、ライン圧よりも
   低く、かつスロットル圧に応じて変化する油圧を調圧す
   る減圧弁が設けられており、減圧弁の出力油圧が前後進
   用摩擦締結要素に供給されるように構成されることを特
   徴とする変速機の油圧制御装置。