JPH10252847A - Hydraulic control device for continuously variable transmission - Google Patents

Hydraulic control device for continuously variable transmission

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Publication number
JPH10252847A
JPH10252847A JP9055278A JP5527897A JPH10252847A JP H10252847 A JPH10252847 A JP H10252847A JP 9055278 A JP9055278 A JP 9055278A JP 5527897 A JP5527897 A JP 5527897A JP H10252847 A JPH10252847 A JP H10252847A
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JP
Japan
Prior art keywords
port
continuously variable
valve
variable transmission
hydraulic
Prior art date
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Pending
Application number
JP9055278A
Other languages
Japanese (ja)
Inventor
Norio Imai
Takafumi Nozawa
教雄 今井
啓文 野澤
Original Assignee
Aisin Aw Co Ltd
アイシン・エィ・ダブリュ株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Aisin Aw Co Ltd, アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 filed Critical Aisin Aw Co Ltd
Priority to JP9055278A priority Critical patent/JPH10252847A/en
Publication of JPH10252847A publication Critical patent/JPH10252847A/en
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    • BPERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60VEHICLES IN GENERAL
    • B60WCONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W2552/00Input parameters relating to infrastructure
    • B60W2552/15Road slope
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • 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

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To facilitate the restart by gradually shifting down at the time of failing of a linear solenoid valve in a belt type continuously variable transmission. SOLUTION: In this transmission, a spool S of a ratio control valve 92 is pushed down by the signal pressure P of a linear solenoid valve, and oil pressure is supplied and discharged to/from an oil pressure chamber of a primary pulley through a port (d) so as to shift up and down. A land CD of the spool S is formed with a small hole 102 passing through the land CD in the vertical direction, and at the time of failing of the linear solenoid valve, the oil pressure chamber of the primary pulley and a discharge port (g) are communicated to one end d1 of the port (d) through the small hole 102. At this stage, oil pressure of the oil pressure chamber is gradually discharged through the small hole 102 so as to gradually shift down.

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
【0001】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、プーリに対する供
給油圧を制御することでプーリ比を変更して変速を行う
ベルト式の無段変速機の油圧制御装置に関する。
BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission that changes the pulley ratio by controlling the hydraulic pressure supplied to the pulley.
【0002】[0002]
【従来の技術】ベルト式の無段変速機(以下「CVT」
という)は、一般に、プライマリプーリ(入力プーリ)
とセカンダリプーリ(出力プーリ)との間に掛け渡した
ベルトの挟持圧を制御することでプーリ比を変更し、こ
れによって変速を行っている。
2. Description of the Related Art A belt-type continuously variable transmission (hereinafter referred to as "CVT").
Is generally the primary pulley (input pulley)
The pulley ratio is changed by controlling the pinching pressure of the belt stretched between the output pulley and the secondary pulley (output pulley), thereby shifting the speed.
【0003】例えば、プライマリプーリの油圧室に対し
て油圧を供給することにより固定シーブと可動シーブと
の間隔をつめてアップシフトを行う。また、油圧室に油
圧を閉じ込めることでを変速比固定を、さらに、油圧室
から油圧を排出することでダウンシフトを可能としてい
る。
[0003] For example, by supplying hydraulic pressure to a hydraulic chamber of a primary pulley, an interval between a fixed sheave and a movable sheave is reduced to perform an upshift. Further, by confining the hydraulic pressure in the hydraulic chamber, the gear ratio can be fixed, and further, by discharging the hydraulic pressure from the hydraulic chamber, a downshift can be performed.
【0004】上述の油圧室に対する油圧の制御は、レシ
オコントロールバルブをリニアソレノイドバルブによっ
て操作することで行っている。
[0004] The control of the hydraulic pressure in the hydraulic chamber is performed by operating a ratio control valve by a linear solenoid valve.
【0005】ところで、例えば、車輌の走行中に、リニ
アソレノイドバルブがフェールすると、急激なダウンシ
フトが行われて、エンジンの吹き上がりが生じることが
ある。
[0005] By the way, for example, if the linear solenoid valve fails while the vehicle is running, an abrupt downshift is performed, which may cause the engine to blow up.
【0006】これを防止するため、リニアソレノイドバ
ルブのフェール時には、プライマリプーリの油圧室に供
給油圧を閉じ込めて変速比を固定する油圧制御装置が知
られている(例えば、特開平8−178049号公
報)。
To prevent this, there is known a hydraulic control device that locks the supply hydraulic pressure in the hydraulic chamber of the primary pulley to fix the gear ratio when the linear solenoid valve fails (for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. H8-178049). ).
【0007】[0007]
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上述の
油圧制御装置によると、プーリ比がO/D側にあるとき
にフェールが発生すると、そのプーリ比で固定されるた
め、車輌が一旦停止した後の再発進が容易ではなく、特
に車輌の負荷が大きい走行状態(登坂路)では、再発進
が一層困難になるといった問題があった。
However, according to the above-described hydraulic control apparatus, if a failure occurs when the pulley ratio is on the O / D side, the pulley ratio is fixed at that pulley ratio. It is not easy to restart the vehicle, and there is a problem that it is more difficult to restart the vehicle, especially in a traveling state (uphill) where the load of the vehicle is large.
【0008】そこで、本発明は、リニアソレノイドバル
ブがフェールしたときの急激なダウンシフトを防止する
とともに、車輌停止時の再発進を容易にした無段変速機
の油圧制御装置を提供することを目的とするものであ
る。
Accordingly, an object of the present invention is to provide a hydraulic control device for a continuously variable transmission that prevents a sudden downshift when a linear solenoid valve fails, and facilitates restarting when the vehicle stops. It is assumed that.
【0009】[0009]
【課題を解決するための手段】請求項1に係る本発明
は、固定シーブ(23、29)と可動シーブ(25、3
0)とを有する2個のプーリ(26、31)間にベルト
(32)を掛け渡し、前記可動シーブ(25)の移動量
を調整してプーリ比を変更することで変速を行う無段変
速機の油圧制御装置において、前記プーリ(26)に対
する供給油圧を制御して前記可動シーブ(25)の移動
量を調整し、アップシフト、変速比固定、ダウンシフト
を行うレシオコントロールバルブ(92)と、該レシオ
コントロールバルブ(92)を操作するリニアソレノイ
ドバルブ(SLR)と、該リニアソレノイドバルブ(S
LR)のフェール時に、前記プーリ(25)の圧油をド
レーンさせて所定速度でダウンシフトさせる変速手段
と、を備える、ことを特徴とする。
The present invention according to claim 1 comprises a fixed sheave (23, 29) and a movable sheave (25, 3).
0), a belt (32) is stretched between two pulleys (26, 31), and a shift is performed by adjusting a moving amount of the movable sheave (25) to change a pulley ratio. And a ratio control valve (92) for controlling an oil pressure supplied to the pulley (26) to adjust a moving amount of the movable sheave (25) to perform an upshift, a fixed gear ratio, and a downshift. , A linear solenoid valve (SLR) for operating the ratio control valve (92), and a linear solenoid valve (S
And shifting means for draining the pressurized oil of the pulley (25) and downshifting at a predetermined speed when LR) fails.
【0010】請求項2に係る本発明は、前記変速手段
が、前記レシオコントロールバルブ(92)に形成され
て前記プーリ(25)への油圧の供給ポート(d)と排
出ポート(f、g)との一部を連通させる連通機構であ
る、ことを特徴とする。
According to a second aspect of the present invention, the transmission means is formed in the ratio control valve (92), and a hydraulic pressure supply port (d) and a discharge port (f, g) to the pulley (25) are provided. And a communication mechanism that allows a part of the communication to be performed.
【0011】請求項3に係る本発明は、前記連通機構
が、前記レシオコントロールバルブ(92)のスプール
(S)の内部に形成されて前記供給ポート(d)と前記
排出ポート(g)とを連通させる小孔(102、10
3)である、ことを特徴とする。
According to a third aspect of the present invention, the communication mechanism is formed inside the spool (S) of the ratio control valve (92) to connect the supply port (d) and the discharge port (g). Small holes (102, 10
3).
【0012】請求項4に係る本発明は、前記連通機構
が、前記レシオコントロールバルブ(92)のスプール
(S)の外周に形成されて前記供給ポート(d)と前記
排出ポート(f)とを連通させる溝(G2 )である、こ
とを特徴とする。
According to a fourth aspect of the present invention, the communication mechanism is formed on an outer periphery of a spool (S) of the ratio control valve (92) to connect the supply port (d) and the discharge port (f). A groove (G 2 ) for communication.
【0013】請求項5に係る本発明は、前記連通機構
が、前記レシオコントロールバルブ(92)のスプール
(S)の外周に形成されて前記供給ポート(d)と前記
排出ポート(f)とを連通させる、ランドよりも小さい
小径部(G1 )である、ことを特徴とする。
According to a fifth aspect of the present invention, the communication mechanism is formed on an outer periphery of a spool (S) of the ratio control valve (92) to connect the supply port (d) and the discharge port (f). It is a small diameter portion (G 1 ) smaller than the land to be communicated with.
【0014】請求項6に係る本発明は、前記小径部(G
1 )を前記供給ポート(d)と前記排出ポート(f)と
のうちの少なくとも一方の近傍に設ける、ことを特徴と
する。
According to a sixth aspect of the present invention, the small diameter portion (G
1 ) is provided near at least one of the supply port (d) and the discharge port (f).
【0015】請求項7に係る本発明は、前記連通機構
が、前記排出ポート(f)に形成されて前記供給ポート
に連通するノッチ(f1 )である、ことを特徴とする。
The present invention according to claim 7 is characterized in that the communication mechanism is a notch (f 1 ) formed in the discharge port (f) and communicating with the supply port.
【0016】請求項8に係る本発明は、前記変速手段
が、前記プライマリプーリ(26)の供給ポート(h)
をオリフィス(104)を介して前記排出ポート(i)
に連通させる切換バルブ(103)である、ことを特徴
とする。
[0018] According to the present invention, the transmission means includes a supply port (h) of the primary pulley (26).
Through said orifice (104) to said discharge port (i)
And a switching valve (103) communicating with the switching valve (103).
【0017】請求項9に係る本発明は、前記切換バルブ
(103)は、前記リニアソレノイドバルブ(92)の
信号圧(P)によって切り換えられる、ことを特徴とす
る。
According to a ninth aspect of the present invention, the switching valve (103) is switched by a signal pressure (P) of the linear solenoid valve (92).
【0018】[0018]
【発明の作用・効果】請求項1の発明によると、リニア
ソレノイドバルブ(SLR)のフェール時に、変速手段
によって所定速度での(例えば、緩やかな)ダウンシフ
トが可能となる。したがって、例えば、プーリ比がO/
D側でフェールした場合でも、車輌の再発進が容易とな
る。
According to the first aspect of the present invention, when the linear solenoid valve (SLR) fails, downshifting at a predetermined speed (eg, gradual) can be performed by the speed change means. Therefore, for example, if the pulley ratio is O /
Even if a failure occurs on the D side, the vehicle can easily restart.
【0019】請求項2の発明によると、変速手段が、レ
シオコントロールバルブ(92)に形成された連通機構
であるので、油圧回路が複雑にならない。また、連通が
一部なので、緩やかなダウンシフトが行える。
According to the second aspect of the present invention, since the speed change means is a communication mechanism formed in the ratio control valve (92), the hydraulic circuit does not become complicated. Also, since communication is partial, a gradual downshift can be performed.
【0020】請求項3の発明によると、連通機構がスプ
ール(S)の内部に設けた小孔(102、103)なの
で、構成が簡単である。また小孔(102、103)の
径に応じて変速速度を適宜に設定することができる。
According to the third aspect of the present invention, since the communication mechanism has the small holes (102, 103) provided inside the spool (S), the structure is simple. Further, the speed change speed can be appropriately set according to the diameter of the small holes (102, 103).
【0021】請求項4の発明によると、連通機構がスプ
ール(S)の外周に設けた溝(G2)なので、構成が簡
単である。また溝(G2 )の大きさや、数によって変速
速度を適宜に設定することができる。
According to the invention of claim 4, since the communication mechanism is the groove (G 2 ) provided on the outer periphery of the spool (S), the structure is simple. Further, the speed of the shift can be appropriately set according to the size and the number of the grooves (G 2 ).
【0022】請求項5の発明によると、連通機構がスプ
ール(S)に設けた小径部(G1 )なので、構成が簡単
である。また小径部(G1 )によって細い油路を構成す
ることができ、緩やかなダウンシフトの実現が容易であ
る。
According to the fifth aspect of the present invention, since the communication mechanism has the small diameter portion (G 1 ) provided on the spool (S), the structure is simple. Further, a narrow oil passage can be formed by the small diameter portion (G 1 ), and it is easy to realize a gentle downshift.
【0023】請求項6の発明によると、寸法精度を確保
すべき小径部(G1 )の範囲を狭くすることができ、必
要以上の精密な加工を不要とすることができる。
According to the sixth aspect of the present invention, the range of the small diameter portion (G 1 ) for which dimensional accuracy is to be ensured can be narrowed, and unnecessary precision processing can be omitted.
【0024】請求項7の発明によると、スプール(S)
の加工が不要で、ノッチ(f1 )の大きさで変速速度を
変更することができる。
According to the seventh aspect of the present invention, the spool (S)
The speed change speed can be changed according to the size of the notch (f 1 ).
【0025】請求項8の発明によると、切換バルブ(1
03)を有するので、レシオコントロールバルブ(9
2)を変更する必要がない。オリフィス(104)の径
によって変速速度を変更できる。
According to the invention of claim 8, the switching valve (1
03), the ratio control valve (9
There is no need to change 2). The shift speed can be changed depending on the diameter of the orifice (104).
【0026】請求項9の発明によると、リニアソレノイ
ドバルブ(SLR)がフェールすると、自動的に切換バ
ルブ(103)が切り換わる。
According to the ninth aspect, when the linear solenoid valve (SLR) fails, the switching valve (103) is automatically switched.
【0027】なお、上述のカッコ内の符号は、図面と対
照するためのものであり、何等本発明の構成を限定する
ものではない。
The reference numerals in parentheses described above are for comparison with the drawings, and do not limit the configuration of the present invention.
【0028】[0028]
【発明の実施の形態】以下、図面に沿って、本発明の実
施の形態について説明する。
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
【0029】〈実施の形態1〉図1に、本発明を適用し
得る車輌用無段自動変速機(無段変速機)1を示す。
First Embodiment FIG. 1 shows a continuously variable automatic transmission (continuously variable transmission) 1 for a vehicle to which the present invention can be applied.
【0030】同図に示す車輌用無段自動変速機1は、ベ
ルト式無段変速装置(CVT)2、前後進切換え装置
3、ロックアップクラッチ5を内蔵したトルクコンバー
タ6、カウンタシャフト7、及びディファレンシャル装
置9を備えており、これらの装置や部材が分割ケース
(不図示)に収納されている。
The vehicle continuously variable automatic transmission 1 shown in FIG. 1 includes a belt type continuously variable transmission (CVT) 2, a forward / reverse switching device 3, a torque converter 6 having a built-in lock-up clutch 5, a counter shaft 7, and A differential device 9 is provided, and these devices and members are housed in a split case (not shown).
【0031】トルクコンバータ6は、エンジン出力軸1
0にフロントカバー17を介して連結されているポンプ
インペラ11、入力軸12に連結されているタービンラ
ンナ13、及びワンウェイクラッチ15を介して支持さ
れているステータ16を有しする。そして、ロックアッ
プクラッチ5は、入力軸12とフロントカバー17との
間に介装されている。なお、図中20は、ロックアップ
クラッチプレートと入力軸12との間に介装されたダン
パスプリングであり、また、21は、ポンプインペラ1
1に連結されて駆動されるオイルポンプである。
[0031] The torque converter 6 includes
0, a pump impeller 11 connected via a front cover 17, a turbine runner 13 connected to an input shaft 12, and a stator 16 supported via a one-way clutch 15. The lock-up clutch 5 is interposed between the input shaft 12 and the front cover 17. In the figure, reference numeral 20 denotes a damper spring interposed between the lock-up clutch plate and the input shaft 12, and reference numeral 21 denotes a pump impeller 1
1 is an oil pump connected and driven.
【0032】CVT(ベルト式無段変速装置)2は、プ
ライマリシャフト22に固定された固定シーブ23、及
びこのプライマリシャフト22に軸方向の摺動のみ自在
に支持されている可動シーブ25からなるプライマリプ
ーリ26と、セカンダリシャフト27に固定されている
固定シーブ29、及びこのセカンダリシャフト27に軸
方向の摺動のみ自在に支持されている可動シーブ30か
らなるセカンダリプーリ31と、これらプライマリプー
リ26とセカンダリプーリ31に巻き掛けられた金属製
のベルト32と、を備えている。
The CVT (belt-type continuously variable transmission) 2 has a primary sheave 23 fixed to a primary shaft 22 and a movable sheave 25 supported on the primary shaft 22 so as to freely slide only in the axial direction. A secondary pulley 31 including a pulley 26, a fixed sheave 29 fixed to a secondary shaft 27, and a movable sheave 30 supported only on the secondary shaft 27 so as to slide only in the axial direction; And a metal belt 32 wound around the pulley 31.
【0033】さらに、プライマリ側可動シーブ25の背
面にはダブルピストンからなる油圧アクチュエータ33
が配置されており、またセカンダリ側可動シーブ30の
背面にはシングルピストンからなる油圧アクチュエータ
35が配置されている。上記プライマリ側油圧アクチュ
エータ33は、プライマリシャフト22に固定されたシ
リンダ部材36及び反力支持部材37と、可動シーブ2
5に固定された筒状部材39及びピストン部材40を有
しており、筒状部材39、反力支持部材37及び可動シ
ーブ25の背面にて第1の油圧室41を構成するととも
に、シリンダ部材36及びピストン部材40にて第2の
油圧室42を構成する。そして、これら第1の油圧室4
1と第2の油圧室42とは、連通孔37aにて互いに連
通されているため、全体として、同一油圧によりセカン
ダリ側油圧アクチュエータ35に発生する軸方向力に比
してほぼ2倍の軸方向力を発生する。一方、セカンダリ
側油圧アクチュエータ35は、セカンダリシャフト27
に固定されている反力支持部材43及び可動シーブ30
の背面に固定されている筒状部材45を有しており、こ
れら反力支持部材43と筒状部材45とにより1個の油
圧室46を構成するとともに、可動シーブ30と反力支
持部材43との間にプリロード用のスプリング47が縮
設されている。
Further, a hydraulic actuator 33 composed of a double piston is provided on the back of the primary movable sheave 25.
Are arranged, and a hydraulic actuator 35 composed of a single piston is arranged on the back of the secondary movable sheave 30. The primary hydraulic actuator 33 includes a cylinder member 36 and a reaction force support member 37 fixed to the primary shaft 22 and a movable sheave 2.
5, a first hydraulic chamber 41 is formed on the back surface of the cylindrical member 39, the reaction force support member 37, and the movable sheave 25, and the cylinder member 39 The second hydraulic chamber 42 is constituted by the piston 36 and the piston member 40. And, these first hydraulic chambers 4
Since the first and second hydraulic chambers 42 are communicated with each other through the communication holes 37a, the axial direction is almost twice as large as the axial force generated in the secondary hydraulic actuator 35 by the same hydraulic pressure as a whole. Generate force. On the other hand, the secondary-side hydraulic actuator 35 is
Force support member 43 and movable sheave 30 fixed to
The reaction force support member 43 and the cylindrical member 45 constitute one hydraulic chamber 46, and the movable sheave 30 and the reaction force support member 43 A spring 47 for preload is contracted between them.
【0034】前後進切換え装置3は、ダブルピニオンプ
ラネタリギヤ50、リバースブレーキB1 、及びダイレ
クトクラッチC1 を有している。上述のダブルピニオン
プラネタリギヤ50は、そのサンギヤSが入力軸12に
連結されており、第1のピニオンP1 及び第2のピニオ
ンP2 を支持するキャリヤCRがプライマリ側固定シー
ブ23に連結されており、そしてリングギヤRが上述の
リバースブレーキB1に連結されており、またキャリヤ
CRとリングギヤRとの間に上述のダイレクトクラッチ
1 が介装されている。
The forward-reverse switching mechanism 3, a double-pinion planetary gear 50, and a reverse brake B 1, and the direct clutch C 1. Double pinion planetary gear 50 described above, the sun gear S is coupled to the input shaft 12, and the first pinion P 1 and the second carrier CR pinion P 2 support is connected to the primary side stationary sheave 23 and the ring gear R is the direct clutch C 1 described above is interposed between the coupled and also the carrier CR and the ring gear R to the reverse brake B 1 described above.
【0035】カウンタシャフト7には、大ギヤ51及び
小ギヤ52が固定されており、大ギヤ51はセカンダリ
シャフト27に固定されたギヤ53に噛合し、かつ小ギ
ヤ52はディファレンシャル装置9のギヤ55に噛合し
ている。ディファレンシャル装置9は、このギヤ55を
有するデフケース66に支持されたデフギヤ56の回転
が左右サイドギヤ57、59を介して左右車軸60、6
1に伝達される。
A large gear 51 and a small gear 52 are fixed to the counter shaft 7. The large gear 51 meshes with a gear 53 fixed to the secondary shaft 27, and the small gear 52 is a gear 55 of the differential device 9. Is engaged. The differential device 9 is configured such that the rotation of the differential gear 56 supported by the differential case 66 having the gear 55 is transmitted through the left and right side gears 57 and 59 to the left and right axles 60 and 6.
1 is transmitted.
【0036】また、プライマリ側固定シーブ23の外周
部には多数個の凹凸部23aが歯切りにより等間隔に形
成されており、またこれら凹凸部23aに臨むようにケ
ース(不図示)に固定されて電磁ピックアップ62が配
置されている。同様に、セカンダリ側固定シーブ29の
外周部にも多数個の凹凸部29aが歯切りにより等間隔
に形成されており、またこれら凹凸部29aに臨むよう
にケースに固定されて電磁ピックアップ63が配置され
ている。これら電磁ピックアップ62、63は、それぞ
れその検知面が上述の凹凸部23a、29aに近接して
配置され、凹凸部23a、29aを検出するそれぞれプ
ライマリ(入力)回転数センサ、セカンダリ(出力)回
転数センサ(車速センサ)を構成している。また、フロ
ントカバー17に近接して電磁ピックアップ65が配置
されており、電磁ピックアップはエンジン回転数センサ
を構成している。そして、入力トルクは、マップにより
スロットル開度とエンジン回転数に基づきエンジントル
クを求め、さらにトルクコンバータ6の入出力回転数か
ら速度比を計算し、この速度比によりマップにてトルク
比を求め、エンジントルクにこのトルク比を乗じて求め
られる。
A number of uneven portions 23a are formed on the outer peripheral portion of the primary side fixed sheave 23 at regular intervals by gear cutting, and are fixed to a case (not shown) so as to face these uneven portions 23a. An electromagnetic pickup 62 is disposed. Similarly, a large number of concave and convex portions 29a are formed at regular intervals on the outer peripheral portion of the secondary side fixed sheave 29 by gear cutting, and the electromagnetic pickup 63 is fixed to the case so as to face these concave and convex portions 29a. Have been. These electromagnetic pickups 62 and 63 have their detection surfaces arranged near the above-mentioned uneven portions 23a and 29a, respectively, and have primary (input) rotational speed sensors and secondary (output) rotational speeds for detecting the uneven portions 23a and 29a, respectively. This constitutes a sensor (vehicle speed sensor). Further, an electromagnetic pickup 65 is arranged close to the front cover 17, and the electromagnetic pickup constitutes an engine speed sensor. Then, the input torque is obtained by calculating the engine torque based on the throttle opening and the engine speed by using the map, further calculating the speed ratio from the input / output speed of the torque converter 6, and obtaining the torque ratio by using the speed ratio on the map. It is determined by multiplying the engine torque by this torque ratio.
【0037】ついで、図2に沿って、車輌用無段自動変
速機1の油圧回路について説明する。同図において、2
1は上述のオイルポンプ、70はオイルポンプコントロ
ールバルブ、S2はこのオイルポンプコントロールバル
ブ用ソレノイドバルブである。また、72はプライマリ
レギュレータバルブ、73はセカンダリレギュレータバ
ルブ、SLTはライン圧制御用リニアソレノイドバル
ブ、SLUはロックアップ制御用リニアソレノイドバル
ブ、SLRはレシオ制御用リニアソレノイドバルブであ
り、76はソレノイドバルブ用モジュレータバルブであ
る。
Next, the hydraulic circuit of the continuously variable automatic transmission 1 will be described with reference to FIG. In the figure, 2
1 is an oil pump described above, 70 is an oil pump control valve, and S2 is a solenoid valve for this oil pump control valve. 72 is a primary regulator valve, 73 is a secondary regulator valve, SLT is a linear solenoid valve for line pressure control, SLU is a linear solenoid valve for lock-up control, SLR is a linear solenoid valve for ratio control, and 76 is a solenoid valve Modulator valve.
【0038】77はマニュアルバルブであって、マニュ
アル操作により、同図中の表に示すように、後述のクラ
ッチモジュレータバルブによって調圧されるモジュレー
ト圧(ポート1の油圧)がポート2又はポート3に切り
換えられる。79はクラッチモジュレータバルブ、80
はC1コントロールバルブ、81はニュートラルリレー
バルブ、82はリバースインヒビットバルブ、S1は前
後進制御用ソレノイドバルブである。また、C1は前述
のダイレクトクラッチC1 用の油圧サーボ、B1は前述
のリバースブレーキB1 用油圧サーボ、90、91はそ
れぞれB1用アキュムレータ、C1用アキュムレータで
ある。
Reference numeral 77 denotes a manual valve, and as shown in the table in the figure, a modulating pressure (oil pressure at port 1) regulated by a clutch modulator valve to be described later is manually operated by a manual operation. Is switched to. 79 is a clutch modulator valve, 80
Is a C1 control valve, 81 is a neutral relay valve, 82 is a reverse inhibit valve, and S1 is a forward / backward control solenoid valve. Further, C1 hydraulic servo for the direct clutch C 1 described above, B1 is the aforementioned reverse brake B 1 hydraulic servo, 90, 91 B1 accumulator respectively, a C1 accumulator.
【0039】92はレシオコントロールバルブ、33及
び35は前述のプライマリ側油圧アクチュエータ及びセ
カンダリ側油圧アクチュエータである。95はロックア
ップコントロールバルブ、96はロックアップリレーバ
ルブ、S3はロックアップ切換え用ソレノイドバルブで
ある。なお、図中、Exはドレーンポートである。
Reference numeral 92 denotes a ratio control valve, and reference numerals 33 and 35 denote the above-mentioned primary hydraulic actuator and secondary hydraulic actuator. 95 is a lock-up control valve, 96 is a lock-up relay valve, and S3 is a lock-up switching solenoid valve. In the figure, Ex is a drain port.
【0040】そして、97はバイパスコントロールバル
ブ、99はセカンダリコントロール圧モジュレータバル
ブ、100はクーラーである。
Reference numeral 97 is a bypass control valve, 99 is a secondary control pressure modulator valve, and 100 is a cooler.
【0041】ついで、上述構成の車輌用無段自動変速機
1の動作について説明する。エンジン回転に基づくオイ
ルポンプ21の回転により、所定油圧が発生し、この油
圧は、プーリ比及び入力トルクに基づき演算される制御
部からの信号により制御されるリニアソレノイドバルブ
SLTに基づきプライマリレギュレータバルブ72が制
御されることにより、ライン圧PL に調圧され、さらに
後述するセカンダリレギュレータバルブ73により、セ
カンダリ圧が調圧される。また、停止状態等、ライン圧
L を必要としない場合、制御部からの信号に基づきソ
レノイドバルブS2が制御され、オイルポンプコントロ
ールバルブ70を右半位置に操作して、ポンプ21から
の油圧を直接循環させる。
Next, the operation of the continuously variable automatic transmission 1 for a vehicle having the above configuration will be described. A predetermined hydraulic pressure is generated by rotation of the oil pump 21 based on the engine rotation, and the hydraulic pressure is generated by the primary regulator valve 72 based on a linear solenoid valve SLT controlled by a signal from a control unit calculated based on a pulley ratio and an input torque. Is controlled, the pressure is adjusted to the line pressure P L , and the secondary pressure is further adjusted by the secondary regulator valve 73 described later. When the line pressure P L is not required, such as in a stopped state, the solenoid valve S2 is controlled based on a signal from the control unit, and the oil pump control valve 70 is operated to the right half position to reduce the oil pressure from the pump 21. Circulate directly.
【0042】マニュアルバルブ77のD(ドライブ)レ
ンジ及びL(ロー)レンジにあっては、ポート1からの
油圧がポート2を介してダイレクトクラッチ用油圧サー
ボC1に供給され、ダイレクトクラッチC1 が接続す
る。この状態では、エンジン出力軸10の回転は、トル
クコンバータ6、入力軸12及びダイレクトクラッチC
1 により直結状態となっているプラネタリギヤ50を介
してプライマリプーリ26に伝達され、さらに適宜変速
されるCVT2を介してセカンダリシャフト27に伝達
され、そしてカウンタシャフト7、ディファレンシャル
装置9を介して左右車軸60、61に伝達される。
[0042] In the D (drive) range and L (low) range of the manual valve 77, the hydraulic pressure from port 1 is supplied to the hydraulic servo C1 for the direct clutch through port 2, the direct clutch C 1 is connected I do. In this state, the rotation of the engine output shaft 10 is controlled by the torque converter 6, the input shaft 12, and the direct clutch C.
The transmission is transmitted to the primary pulley 26 via the planetary gear 50 which is directly connected by 1 and further transmitted to the secondary shaft 27 via the CVT 2 which is appropriately shifted, and the left and right axles 60 via the counter shaft 7 and the differential device 9. , 61.
【0043】また、マニュアルバルブ77をR(リバー
ス)レンジに操作すると、ポート1からの油圧はポート
3を介してブレーキ用油圧サーボB1に供給される。こ
の状態では、プラネタリギヤ50のリングギヤRが係止
され、入力軸12からのサンギヤSの回転は、キャリヤ
CRに逆回転として取り出され、この逆回転がプライマ
リプーリ26に伝達される。
When the manual valve 77 is operated in the R (reverse) range, the hydraulic pressure from the port 1 is supplied to the brake hydraulic servo B1 via the port 3. In this state, the ring gear R of the planetary gear 50 is locked, and the rotation of the sun gear S from the input shaft 12 is taken out as reverse rotation by the carrier CR, and this reverse rotation is transmitted to the primary pulley 26.
【0044】前述のCVT2は、セカンダリプーリ31
の油圧アクチュエータ35にプライマリレギュレータバ
ルブ72からのライン圧PL が供給されており、負荷ト
ルクに応じたベルト挟持力を作用する。一方、制御部か
らの変速信号に基づきレシオコントロール用リニアソレ
ノイドバルブSLRが制御され、このレシオコントロー
ル用リニアソレノイドバルブSLRからの(信号圧)に
よりレシオコントロールバルブ92が制御されて、その
出力ポートからの調圧がプライマリプーリ26のダブル
ピストンからなる油圧アクチュエータ33に供給され、
これによりCVT2の変速比が適宜制御される。
The above-mentioned CVT 2 is a secondary pulley 31.
The hydraulic actuator 35 of which is supplied with the line pressure P L from the primary regulator valve 72, acting belt clamping force corresponding to the load torque. On the other hand, the ratio control linear solenoid valve SLR is controlled based on the shift signal from the control unit, and the ratio control valve 92 is controlled by the (signal pressure) from the ratio control linear solenoid valve SLR, and the output port of the ratio control valve 92 is controlled. The pressure regulation is supplied to a hydraulic actuator 33 composed of a double piston of the primary pulley 26,
Thus, the gear ratio of the CVT 2 is appropriately controlled.
【0045】そして、エンジン出力軸10のトルクは、
トルクコンバータ6を介して入力軸12に伝達され、特
に発進時にあっては、このトルクコンバータ6によりト
ルク比が高くなるように変速されて入力軸12に伝達さ
れ、滑らかに発進する。また、トルクコンバータ6は、
ロックアップクラッチ5を有しており、高速安定走行時
にあっては、このロックアップクラッチ5が係合して、
エンジン出力軸10と入力軸12とが直結状態となっ
て、トルクコンバータ6の油流による動力損失を減少さ
せている。
Then, the torque of the engine output shaft 10 is
The torque is transmitted to the input shaft 12 via the torque converter 6, and particularly at the time of starting, the speed is changed by the torque converter 6 so that the torque ratio is increased and transmitted to the input shaft 12, and the vehicle starts smoothly. Also, the torque converter 6
It has a lock-up clutch 5, and when the vehicle is running at high speed and stable, the lock-up clutch 5 is engaged,
The engine output shaft 10 and the input shaft 12 are directly connected to reduce the power loss due to the oil flow of the torque converter 6.
【0046】以上で車輌用無段自動変速機1の構成及び
動作についての説明を終える。
The description of the configuration and operation of the continuously variable automatic transmission 1 for a vehicle has been completed.
【0047】次に、レシオコントロールバルブ92につ
いて詳述する。
Next, the ratio control valve 92 will be described in detail.
【0048】図3(a)、(b)の拡大図((b)は、
(a)のY−Y線矢視図)に示すように、レシオコント
ロールバルブ92は、スプールSとこれを上方に付勢す
るスプリング(付勢部材)Kとを備えており、スプール
Sには、上方から順に4個のランド、すなわちランド
A、ランドB、ランドCU 、ランドCD が形成されてい
る。なお、ランドBは、上面の受圧面積が、ランドAの
下面の受圧面積よりも少し大きくなるように設定されて
いる。この受圧面積の差に基づき、後述の第1の入力ポ
ートに加えて第2の入力ポートに入力された信号圧によ
っても、スプールSに下向きの力が加えられることにな
る。スプリングKのばね定数は、前述のレシオ制御用リ
ニアソレノイドバルブSLRからレシオコントロールバ
ルブ92に入力される信号圧(ソレノイド圧)Pの最低
値と最大値との範囲内において、スプールSが上限(図
3の位置)と下限(後述の図4の(i)の位置)との間
をストロークすることができるように設定されている。
FIGS. 3A and 3B are enlarged views of FIG.
As shown in (a), the ratio control valve 92 includes a spool S and a spring (biasing member) K for urging the spool S upward. , Four lands in order from the top, that is, land A, land B, land C U , and land CD are formed. The land B is set so that the pressure receiving area on the upper surface is slightly larger than the pressure receiving area on the lower surface of the land A. Based on the difference in the pressure receiving areas, a downward force is applied to the spool S also by a signal pressure input to a second input port in addition to a first input port described later. The upper limit of the spring constant of the spring K is determined by the spool S within the range between the minimum value and the maximum value of the signal pressure (solenoid pressure) P input from the ratio control linear solenoid valve SLR to the ratio control valve 92 as shown in FIG. 3 is set so that a stroke can be made between the lower limit (the position of (i) in FIG. 4 described later).
【0049】レシオコントロールバルブ92は、リニア
ソレノイドバルブSLRの信号圧Pのうちの分岐された
第1の信号圧P1 が入力される第1の入力ポートaと、
上述の信号圧Pのうちの分岐されオリフィス101を介
した第2の信号圧P2 が入力される第2の入力ポートb
とを有する。また、第2の入力ポートbよりも下方に、
上述のプライマリレギュレータバルブ72により調圧さ
れたライン圧PL が入力される入力ポートc、さらにそ
の下方に、前述のプライマリプーリ26側の油圧アクチ
ュエータ33に連通されたポートdを有する。さらに、
第2の入力ポートbと入力ポートcとの間に、ランドB
の位置によって選択的に、第2の入力ポートbに連通さ
れる排出ポートeが設けてある。加えて、ポートdの下
方にはランドCU 、CD の位置によって選択的にポート
dに連通される排出ポートfを有し、その下方にランド
D の下方に連通する排出ポートgを有する。
The ratio control valve 92 has a first input port a to which the branched first signal pressure P 1 of the signal pressure P of the linear solenoid valve SLR is input,
A second input port b to which the second signal pressure P 2 branched through the orifice 101 of the above-described signal pressure P is input.
And Further, below the second input port b,
An input port c to which the line pressure P L adjusted by the above-described primary regulator valve 72 is input, and a port d below the input port c that is connected to the hydraulic actuator 33 on the primary pulley 26 side. further,
A land B is provided between the second input port b and the input port c.
A discharge port e which is selectively communicated with the second input port b is provided depending on the position. In addition, below the port d has a discharge port f to be communicated to selectively port d by the position of lands C U, C D, having a discharge port g communicating with the lower part of the land C D thereunder .
【0050】なお、入力ポートc、及び排出ポートfに
は、それぞれノッチc1 、f1 が形成されていて、スプ
ールSが移動した際の、入力ポートc及び排出ポートf
の面積変化が緩やかに行われるようにしている。
Notches c 1 and f 1 are formed in the input port c and the discharge port f, respectively, so that the input port c and the discharge port f when the spool S moves.
The area change is made gradual.
【0051】次に、図4(a)〜(i)と図5とを参照
して、上述構成のレシオコントロールバルブ92の動作
について説明する。なお、図4(a)〜(i)は、信号
圧(ソレノイド圧)Pの上昇に伴って、スプールSがス
プリングKの付勢力に抗して上限((a)の位置)から
下限((i)の位置)まで順次に下降する際の位置を示
している。また、図5は、信号圧(ソレノイド圧)P
と、ライン圧供給面積及びドレーン開口面積との関係を
示している。ただし、これらの図においては、まず説明
の便宜上、スプールSのランドCU 、CD が一体となっ
て円柱状のランドCを構成している場合について説明す
る。
Next, the operation of the ratio control valve 92 having the above-described configuration will be described with reference to FIGS. 4 (a) to 4 (i) and FIG. 4 (a) to 4 (i) show that as the signal pressure (solenoid pressure) P rises, the spool S resists the urging force of the spring K and moves from the upper limit (position (a)) to the lower limit ((a)). (i) position). FIG. 5 shows a signal pressure (solenoid pressure) P
And the relationship between the line pressure supply area and the drain opening area. However, in these figures, first, for convenience of description, a case where the lands C U and C D of the spool S are integrated to form a cylindrical land C will be described.
【0052】レシオコントロールバルブ92には、上述
のリニアソレノイドバルブSLRによってリニアに変化
されたソレノイド圧が、信号圧Pとして入力される。こ
の信号圧Pは、2つの信号圧に分岐されて、第1の信号
圧P1 は、直接、第1の入力ポートaに入力される。一
方、オリフィス101によって圧力低下された第2の信
号圧P2 が第2の入力ポートbに入力される。
The solenoid pressure linearly changed by the above-mentioned linear solenoid valve SLR is input to the ratio control valve 92 as a signal pressure P. This signal pressure P is branched into two signal pressures, and the first signal pressure P 1 is directly input to the first input port a. On the other hand, the second signal pressure P 2 whose pressure has been reduced by the orifice 101 is input to the second input port b.
【0053】まず、信号圧Pが0、したがって、第1の
信号圧P1 及び第2の信号圧P2 が0の状態(図4及び
図5の(a))においては、スプールSは、スプリング
Kの付勢力によって上方に押し上げられて、上限に位置
する。このとき、図4(a)中の左側の、第1の入力ポ
ートa、第2の入力ポートbは、開放されており、右側
の各ポートについては、それぞれ排出ポートeは閉鎖、
入力ポートcは開放、ポートdは閉鎖、排出ポートfは
閉鎖、排出ポートgは開放されている。なお、上述の各
ポートのうち第1の入力ポートa及び排出ポートgは、
常時開放されているので、これらのポートの開放、閉鎖
についての説明は以下省略するものとする。この状態に
おいて、入力ポートcからライン圧PL が入力される
が、ポートdが閉鎖されていて、ライン圧供給面積が0
であるので、ライン圧PL は油圧アクチュエータ33に
供給されない。なお、ライン圧供給面積とは、入力ポー
トcとポートdとの開放面積のうちの小さい方の面積、
つまり、圧油が実質的に流れることが可能な面積をいう
ものとする。
First, in the state where the signal pressure P is 0, and therefore the first signal pressure P 1 and the second signal pressure P 2 are 0 (FIG. 4 and FIG. 5A), the spool S The spring K is pushed upward by the urging force of the spring K and is positioned at the upper limit. At this time, the first input port a and the second input port b on the left side in FIG. 4A are open, and for each port on the right side, the discharge port e is closed.
The input port c is open, the port d is closed, the discharge port f is closed, and the discharge port g is open. In addition, the first input port a and the discharge port g among the above-described ports are:
Since these ports are always open, description of opening and closing these ports will be omitted below. In this state, the line pressure P L is input from the input port c, but the port d is closed, and the line pressure supply area becomes zero.
Therefore, the line pressure P L is not supplied to the hydraulic actuator 33. The line pressure supply area is the smaller of the open areas of the input port c and the port d,
In other words, it refers to the area where the pressure oil can substantially flow.
【0054】信号圧Pがリニアに増加されて所定以上と
なると、第1のポートa、及び第2のポートbに入力さ
れる信号圧P1 、P2 によって、スプリングKの付勢力
に抗してスプールSが押し下げられる。
When the signal pressure P increases linearly and becomes equal to or higher than a predetermined value, the signal pressure P 1 and P 2 input to the first port a and the second port b oppose the urging force of the spring K. The spool S is pushed down.
【0055】そして、信号圧Pがさらに増加され、スプ
ールSが下降し、図4及び図5の(b)の状態となる
と、それまでランドCによって閉鎖されていたポートd
の開放が開始され、ライン圧供給面積が増加を始める。
この状態がつづいて、図4及び図5の(c)の状態とな
ると、入力ポートcの面積のうちランドBによって開放
されている面積と、ポートdの面積のうちランドCによ
って開放されている面積とが等しくなり、ライン圧供給
面積は最大となる。
When the signal pressure P is further increased and the spool S is lowered to reach the state shown in FIG. 4B and FIG. 5B, the port d which has been closed by the land C up to that time is obtained.
Is started, and the line pressure supply area starts to increase.
4C and 5C, the area of the input port c which is open by the land B and the area of the port d which is open by the land C are obtained. Area and the line pressure supply area is maximized.
【0056】さらに、信号圧Pが増加されると、ライン
圧供給面積が減少し、図4及び図5の(d)の状態にな
ると、ランドBが入力ポートcのノッチc1 にかかり、
以後、図4及び図5の(e)の状態となるまで、ノッチ
1 の開放面積が減少するため、ライン圧供給面積の減
少が緩やかになる。
Further, when the signal pressure P increases, the line pressure supply area decreases, and when the state shown in FIG. 4 and FIG. 5D is reached, the land B is applied to the notch c 1 of the input port c.
Thereafter, until the state of (e) of FIG. 4 and FIG. 5, since the open area of the notch c 1 is reduced, a decrease in the line pressure supply area becomes gentle.
【0057】そして、スプールSが図4及び図5の
(e)の状態になると、ノッチc1 を含む入力ポートc
が完全に閉鎖され、ライン圧供給面積が0となる。
[0057] When the spool S is in a state of (e) of FIG. 4 and FIG. 5, an input port c including a notch c 1
Is completely closed, and the line pressure supply area becomes zero.
【0058】さらに信号圧Pが増加されて、図4及び図
5の(f)の状態となると、それまで、ランドBによっ
て閉鎖されていた排出ポートeの開放が始まり、第2の
入力ポートbと排出ポートeとの連通が開始される。す
ると、第2の入力ポートbの信号圧P2 が低下し、これ
により、スプールSがスプリングKによってわずかに押
し上げられる。すると、再び、ランドBによって排出ポ
ートeが閉鎖され、信号圧P2 の増加が始まる。このよ
うにして、排出ポートeの開放と閉鎖とが繰り返され
て、信号圧Pが所定の範囲内で変動した場合でも、スプ
ールSは、(f)の状態に保持される。
When the signal pressure P is further increased to reach the state shown in FIG. 4F and FIG. 5F, the discharge port e, which has been closed by the land B, starts to open, and the second input port b And the discharge port e is started. Then, the signal pressure P 2 of the second input port b decreases, whereby the spool S is slightly pushed up by the spring K. Then, again, it is closed the discharge port e by Portland B, the increase of the signal pressure P 2 begins. In this manner, the spool S is maintained at the state (f) even when the signal pressure P fluctuates within a predetermined range by repeatedly opening and closing the discharge port e.
【0059】そして、信号圧Pが所定の範囲内を超える
と、再び、スプールSの下降が開始される。スプールS
が図4及び図5の(g)の状態となると、それまでラン
ドCによって閉鎖されていた排出ポートfのノッチf1
が開放され、ポートdに連通される。これにより、油圧
アクチュエータ33の圧油の排出が開始される。以下、
図4及び図5の(h)の状態になるまで、ノッチf1
開放により、ドレーン開口面積が緩やかに増加し、
(h)以降は、排出ポートfの開放面積の増加によっ
て、ドレーン開口面積が増す。これが、図4及び図5の
(i)に示すスプールSの下限位置までつづく。
Then, when the signal pressure P exceeds a predetermined range, the lowering of the spool S is started again. Spool S
4 and FIG. 5 (g), the notch f 1 of the discharge port f which has been closed by the land C until then.
Is opened and communicated with the port d. Thereby, the discharge of the pressure oil of the hydraulic actuator 33 is started. Less than,
Until the state of FIG. 4 (h) and 5, by the opening of the notch f 1, the drain opening area increases gradually,
After (h), the drain opening area increases due to the increase in the open area of the discharge port f. This continues up to the lower limit position of the spool S shown in FIGS. 4 and 5 (i).
【0060】以上で、スプールSのランドCが一体の円
柱状であると仮定した場合の、レシオコントロールバル
ブ92の動作説明を終える。
The description of the operation of the ratio control valve 92 on the assumption that the land C of the spool S has an integral cylindrical shape has been completed.
【0061】次に、本発明の特徴、すなわち、リニアソ
レノイドバルブSLRのフェール時に、ベルト式無段変
速装置(CVT)2のプーリ比を緩やかにダウンシフト
させるための構造及び動作について説明する。
Next, the features of the present invention, that is, the structure and operation for gradually downshifting the pulley ratio of the belt type continuously variable transmission (CVT) 2 when the linear solenoid valve SLR fails will be described.
【0062】図3に示すように、レシオコントロールバ
ルブ92のスプールSは、上述では一体であったランド
Cが、ランドCU とランドCD とに分割され、かつ、ラ
ンドCD には、これを上下方向に貫通するドレーン孔1
02が形成されている。このドレーン孔102は、図3
中のスプールSの軸に対して平行に穿孔されており、ラ
ンドCD の上面に開口する開口部102a、また下面に
開口する開口部102bを有する。さらに、特徴的な構
成として、スプールSが図3に示す上限に配置された状
態において、開口部102aは、油圧アクチュエータ3
3に圧油を供給するためのポートdの一部d1 に連通し
ている。すなわち、図3に示す状態において、油圧アク
チュエータ33の第1の油圧室41及び第2の油圧室4
2は、ポートdの一部d1 、ドレーン孔102の上側の
開口部102a、ドレーン孔102、下側の開口部10
2bを介して、最下部の排出ポートgに連通されてい
る。さらに、排出ポートdの一部d1 の開口面積をR1
とし、ドレーン孔102を横切る方向の断面面積をR2
としてとき、これらについてR1 >R2 が成り立つよう
に設定している。
As shown in FIG. 3, the spool S of the ratio control valve 92 is such that the land C, which has been integrated as described above, is divided into a land C U and a land C D , and the land C D Drain hole 1 vertically penetrating through
02 is formed. This drain hole 102 is shown in FIG.
It is parallel to the perforation to the axis of the spool S in, with opening 102a opening into the upper surface of the land C D, also an opening 102b which opens to the lower surface. Further, as a characteristic configuration, when the spool S is disposed at the upper limit shown in FIG.
And communicates with a portion d 1 of port d to supply pressure oil to 3. That is, in the state shown in FIG. 3, the first hydraulic chamber 41 and the second hydraulic chamber 4
2 is a part d 1 of the port d, the upper opening 102 a of the drain hole 102, the drain hole 102, the lower opening 10
It is connected to the lowermost discharge port g via 2b. Further, the opening area of a part d 1 of the discharge port d is set to R 1
And the cross-sectional area in the direction crossing the drain hole 102 is R 2
Then, it is set such that R 1 > R 2 holds.
【0063】上述のように構成することにより、リニア
ソレノイドバルブSLRのフェール時に、プーリ比を緩
やかにダウンシフトさせることができる。
With the above configuration, the pulley ratio can be gradually downshifted when the linear solenoid valve SLR fails.
【0064】例えば、油圧アクチュエータ33の第1の
油圧室41及び第2の油圧室42にかなりの量の圧油が
供給されてプーリ比がO/D側にある状態で、リニアソ
レノイドバルブSLRがフェールして、車輌が停止した
状態を考えると、リニアソレノイドバルブSLRからの
信号圧Pが下がり、スプリングKの付勢力によって、ス
プールSが図3に示す上限の位置に押し上げられる。こ
のときポートcから供給されるライン圧PL は、スプー
ルSのランドB及びランドCU によって停止される。一
方、第1、第2の油圧室41、42の圧油は、ポートd
の一部d1 、ドレーン孔102を介して排出ポートgか
ら排出される。このときの排出量は、ドレーン孔102
の断面積R2 を適宜に選定することで、所望の排出量と
することが可能である。このように第1、第2の油圧室
41、42から排出される圧油の量を適宜にコントロー
ルすることが可能であるため、プーリ比を緩やかにダウ
ンシフトすることができ、したがって、ダウンシフトが
急激に行われた場合のエンジンの吹き上がりや、運転者
に対するショック等を有効に防止することができる。そ
して、緩やかにダウンシフトされた結果、車輌は、プー
リ比が大きい状態で停止しているため、登り坂等におけ
る再発進も容易となる。
For example, when a considerable amount of pressure oil is supplied to the first hydraulic chamber 41 and the second hydraulic chamber 42 of the hydraulic actuator 33 and the pulley ratio is on the O / D side, the linear solenoid valve SLR is turned on. Considering a state in which the vehicle fails and the vehicle stops, the signal pressure P from the linear solenoid valve SLR decreases, and the spool S is pushed up to the upper limit position shown in FIG. In this case the line pressure P L supplied from the port c is stopped by the land B and lands C U of the spool S. On the other hand, the pressure oil in the first and second hydraulic chambers 41 and 42 is supplied to the port d.
Some of d 1, is discharged from the discharge port g through the drain hole 102. The discharge amount at this time is the drain hole 102
By selecting the cross-sectional area R 2 suitably, it is possible to obtain a desired emission. As described above, since the amount of the pressure oil discharged from the first and second hydraulic chambers 41 and 42 can be appropriately controlled, the pulley ratio can be gently down-shifted, and therefore, the down-shift can be performed. When the engine is suddenly blown up, it is possible to effectively prevent a blow-up of the engine, a shock to the driver, and the like. Then, as a result of the gradual downshift, the vehicle is stopped in a state where the pulley ratio is large, so that it is easy to restart on an uphill or the like.
【0065】図5の(j)で示すように、ドレーン孔1
02の断面積R2 に相当するドレーン開口面積があり、
信号圧Pが(k)に対応するまで、つまり、ポートdの
一部d1 の開口面積R1 がドレーン孔102の断面積R
2 と同じになるまでは、ドレーン開口面積は変化しな
い。
As shown in FIG. 5 (j), the drain hole 1
02 has a drain opening area corresponding to a cross-sectional area R 2 of
Until the signal pressure P corresponds to (k), that is, the opening area R 1 of a part d 1 of the port d is equal to the sectional area R 1 of the drain hole 102.
Until the same as 2 , the drain opening area does not change.
【0066】したがって、バルブのスプールの長さ及び
バルブボディのポート位置の寸法誤差に対して、常に一
定のドレーン開口面積を確保でき、信頼性が向上する。
Therefore, a constant drain opening area can be always secured with respect to the dimensional error of the length of the valve spool and the port position of the valve body, and the reliability is improved.
【0067】さらに図5に示すように、フェール時のド
レーン開口面積は、通常のダウンシフト時のドレーン開
口面積(例えば、(h)〜(i)間)に比べて、十分小
さいため、ダウンシフト速度は緩やかなものとなる。
Further, as shown in FIG. 5, the drain opening area at the time of a failure is sufficiently smaller than the drain opening area at the time of a normal downshift (for example, between (h) and (i)). The speed will be slow.
【0068】〈実施の形態2〉図6に実施の形態2を示
す。前述の実施の形態1と異なる点は、スプールSにお
けるランドDとドレーン孔103の構成であり、他の点
は同様である。
<Second Embodiment> FIG. 6 shows a second embodiment. The difference from the first embodiment is the configuration of the land D and the drain hole 103 in the spool S, and the other points are the same.
【0069】ランドDを円柱状に形成し、図6に示すス
プールSの上限においても、このランドDがポートdに
かかるようにする。ただし、ドレーン孔103を斜めに
開けて、その上端側の開口部103aを、油圧アクチュ
エータ33に連通するポートdに開口させ、また、下端
側の開口部103bを、ランドDの下面に開口させる。
こうすることで、第1、第2の油圧室41、42の圧油
を徐々に、ポートd、開口部103a、ドレーン孔10
3、開口部103bを介して、排出ポートgから排出す
ることができる。本実施の形態2によると、実施の形態
1と同様の効果を上げることができるに加えて、スプー
ルSの加工が容易であるという効果もある。
The land D is formed in a columnar shape so that the land D covers the port d even at the upper limit of the spool S shown in FIG. However, the drain hole 103 is opened obliquely, and the opening 103a on the upper end side is opened to the port d communicating with the hydraulic actuator 33, and the opening 103b on the lower end side is opened on the lower surface of the land D.
By doing so, the pressure oil in the first and second hydraulic chambers 41 and 42 is gradually supplied to the port d, the opening 103 a, and the drain hole 10.
3. It can be discharged from the discharge port g through the opening 103b. According to the second embodiment, the same effect as that of the first embodiment can be obtained, and also, there is an effect that machining of the spool S is easy.
【0070】なお、ソレノイド圧と、ライン圧供給面積
及びドレーン開口面積との関係は、図5に示す実施の形
態1のものと同じである。
The relationship between the solenoid pressure, the line pressure supply area and the drain opening area is the same as that of the first embodiment shown in FIG.
【0071】〈実施の形態3〉図7に実施の形態3とし
て、2つの実施の形態を示す。2つのものは、(a)の
正面図においては、同じ形状であるが、(a)のY−Y
断面である(b)、(c)において異なる形状が表れ
る。なお、これらにおける実施の形態1と異なる点は、
ランドEと、ランドFと、これらの間の中間部Gの形状
であり、さらに排出するポートが排出ポートgではな
く、排出ポートfである点である。(b)のものは、ラ
ンドEとランドFとの間の中間部Gとして小径部G1
設けており、この小径部G1 の外周を介して、ポートd
と排出ポートfとを連通させており、これにより、第
1、第2の油圧室41、42の圧油を排出している。
<Third Embodiment> FIG. 7 shows two embodiments as a third embodiment. Although the two have the same shape in the front view of (a), the Y-Y of (a)
Different shapes appear in the cross sections (b) and (c). The difference between the first and second embodiments is as follows.
This is the shape of the land E, the land F, and the intermediate portion G between them, and the point that the port to be discharged is not the discharge port g but the discharge port f. (B) one is provided with a small-diameter portion G 1 as an intermediate portion G between the lands E and lands F, through the outer periphery of the small diameter portion G 1, port d
And the discharge port f, thereby discharging the pressure oil in the first and second hydraulic chambers 41 and 42.
【0072】これに対して、(c)のものは、ランドE
とランドFとの中間部Gに、縦方向の溝G2 を周方向を
4等分する位置に設けたものであり、この溝G2 を介し
て、ポートdと排出ポートfとを連通させており、これ
により、第1、第2の油圧室41、42の圧油を排出し
ている。本実施の形態3によると、実施の形態1と同様
の効果をあげることができる。また、ソレノイド圧と、
ライン圧供給面積及びドレーン開口面積との関係は、図
5に示す実施の形態1のものと同じである。
On the other hand, FIG.
A longitudinal groove G 2 is provided at a position dividing the circumferential direction into four equal parts at an intermediate portion G between the port d and the land F. The port d communicates with the discharge port f through the groove G 2. As a result, the pressure oil in the first and second hydraulic chambers 41 and 42 is discharged. According to the third embodiment, the same effect as in the first embodiment can be obtained. Also, the solenoid pressure,
The relationship between the line pressure supply area and the drain opening area is the same as that of the first embodiment shown in FIG.
【0073】〈実施の形態4〉図8(a)、(b)に示
すものは、図7(a)、(b)に示すものをさらに改良
したものである。図7(a)、(b)に示すものは、ス
プールSのランドEとランドFとの間の中間部Gの外周
面全体を圧油を排出するための油路としているため、外
周面全体を精度よく仕上げることが必要であった。これ
に対し、図8(a)、(b)のものは、中間部Gのうち
の、圧油の排出量に影響を与えない部分については、精
度の荒い縮径部G3 に加工し、寸法精度を確保する必要
のある部分を少なくすることができる。
<Embodiment 4> FIGS. 8A and 8B are further improved versions of FIGS. 7A and 7B. FIGS. 7 (a) and 7 (b) show the entire outer peripheral surface of the intermediate portion G between the land E and the land F of the spool S as an oil passage for discharging pressure oil. It was necessary to finish with high precision. In contrast, FIG. 8 (a), the those of (b), of the intermediate portion G, for the portion that does not affect the emission of pressurized oil, processed into rough accuracy reduced diameter portion G 3, It is possible to reduce the number of parts that need to ensure dimensional accuracy.
【0074】〈実施の形態5〉図9(a)、(b)に実
施の形態5を示す。このものは、スプールSのランドE
とランドFとの間に縮径部G4 を設け、ポートd、縮径
部G4 、排出ポートfのノッチf1 を介して圧油を排出
する。スプールSの加工が容易である反面、圧油の排出
量がノッチf1 とランドF上面の位置とによって決ま
る。図10の(n)部分に示すように、信号圧Pに対し
てドレーン開口面積が変化するため、バルブスプール長
さ及びバルブボディのポート位置の寸法誤差によって、
ドレーン開口面積が変わってしまうおそれがあるが、排
出量を制御するためのスプールSの加工が不要となるい
う利点が合う。
<Fifth Embodiment> FIGS. 9A and 9B show a fifth embodiment. This is the land E of the spool S
And the provided reduced diameter portion G 4 between the lands F, port d, the reduced diameter portion G 4, through the notch f 1 of the discharge port f to discharge the pressurized oil. While the processing of the spool S is easy, the discharge amount of the pressure oil is determined by the notch f 1 and the position of the upper surface of the land F. As shown in FIG. 10 (n), since the drain opening area changes with respect to the signal pressure P, the dimensional error of the valve spool length and the port position of the valve body causes
Although the drain opening area may be changed, the advantage that the processing of the spool S for controlling the discharge amount is not required is suitable.
【0075】〈実施の形態6〉図11に示す実施の形態
6は、レシオコントロールバルブ92に対しては、特別
な加工は行わず、フェール専用の切換バルブ103を配
置した。この切換バルブ103は、リニアソレノイドバ
ルブSLRのフェール時に、図11中の左半位置をと
り、プライマリ側の油圧アクチュエータ33の供給ポー
トhをオリフィス104を介して排出ポートiに連通さ
れる。切換バルブ103は、リニアソレノイドバルブS
LRの信号圧Pを入力ポートjに入力することにより、
正常時は、右半位置をとり、フェール時には自動的に左
半位置に切り換わって、油圧の排出を行うことができ
る。
<Sixth Embodiment> In a sixth embodiment shown in FIG. 11, the ratio control valve 92 is not subjected to special processing, and a switching valve 103 dedicated to fail is arranged. The switching valve 103 takes the left half position in FIG. 11 when the linear solenoid valve SLR fails, and the supply port h of the hydraulic actuator 33 on the primary side is connected to the discharge port i via the orifice 104. The switching valve 103 is a linear solenoid valve S
By inputting the signal pressure P of LR to the input port j,
In the normal state, the right half position is set, and in the event of a failure, the switch is automatically switched to the left half position, so that the hydraulic pressure can be discharged.
【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]
【図1】本発明が適用される無段変速機を示す概略図。FIG. 1 is a schematic diagram showing a continuously variable transmission to which the present invention is applied.
【図2】その油圧回路を示す図。FIG. 2 is a diagram showing the hydraulic circuit.
【図3】(a)は実施の形態1のレシオコントロールバ
ルブの構成を示す図。(b)は(a)のY−Y線矢視
図。
FIG. 3A is a diagram illustrating a configuration of a ratio control valve according to the first embodiment. (B) is a view on line Y-Y of (a).
【図4】(a)〜(i)は実施の形態1のレシオコント
ロールバルブの動作を示す図。
FIGS. 4A to 4I are diagrams showing the operation of the ratio control valve according to the first embodiment.
【図5】実施の形態1〜実施の形態4における、ソレノ
イド圧と、ライン圧供給面積及びドレーン開口面積との
関係を示す図。
FIG. 5 is a diagram showing a relationship between a solenoid pressure, a line pressure supply area, and a drain opening area in the first to fourth embodiments.
【図6】実施の形態2のレシオコントロールバルブの構
成を示す図。
FIG. 6 is a diagram showing a configuration of a ratio control valve according to a second embodiment.
【図7】(a)は実施の形態3のレシオコントロールバ
ルブの構成を示す図。(b)、(c)はそれぞれ別のス
プールのY−Y線矢視図。
FIG. 7A is a diagram illustrating a configuration of a ratio control valve according to a third embodiment. (B), (c) is the YY line view of a different spool, respectively.
【図8】(a)は実施の形態4のレシオコントロールバ
ルブの構成を示す図。(b)は(a)のY−Y線矢視
図。
FIG. 8A is a diagram illustrating a configuration of a ratio control valve according to a fourth embodiment. (B) is a view on line Y-Y of (a).
【図9】(a)は実施の形態5のレシオコントロールバ
ルブの構成を示す図。(b)は(a)のY−Y線矢視
図。
FIG. 9A is a diagram showing a configuration of a ratio control valve according to a fifth embodiment. (B) is a view on line Y-Y of (a).
【図10】実施の形態5における、ソレノイド圧と、ラ
イン圧供給面積及びドレーン開口面積との関係を示す
図。
FIG. 10 is a diagram showing a relationship between a solenoid pressure, a line pressure supply area, and a drain opening area in the fifth embodiment.
【図11】実施の形態6のレシオコントロールバルブ、
切換バルブ等の構成を示す図。
FIG. 11 shows a ratio control valve according to Embodiment 6,
The figure which shows the structure of a switching valve etc.
【符号の説明】[Explanation of symbols]
23、29 固定シーブ 25、30 可動シーブ 26、31 プーリ 32 ベルト 92 レシオコントロールバルブ 103 切換バルブ 104 オリフィス d、h 供給ポート f、g、i 排出ポート f1 ノッチ G1 小径部 G2 溝 P 信号圧(ソレノイド圧) S スプール SLR リニアソレノイドバルブ23, 29 Fixed sheave 25, 30 Movable sheave 26, 31 Pulley 32 Belt 92 Ratio control valve 103 Switching valve 104 Orifice d, h Supply port f, g, i Discharge port f 1 notch G 1 small diameter part G 2 groove P signal pressure (Solenoid pressure) S Spool SLR Linear solenoid valve

Claims (9)

    【特許請求の範囲】[Claims]
  1. 【請求項1】 固定シーブと可動シーブとを有する2個
    のプーリ間にベルトを掛け渡し、前記可動シーブの移動
    量を調整してプーリ比を変更することで変速を行う無段
    変速機の油圧制御装置において、 前記プーリに対する供給油圧を制御して前記可動シーブ
    の移動量を調整し、アップシフト、変速比固定、ダウン
    シフトを行うレシオコントロールバルブと、 該レシオコントロールバルブを操作するリニアソレノイ
    ドバルブと、 該リニアソレノイドバルブのフェール時に、前記プーリ
    の圧油をドレーンさせて所定速度でダウンシフトさせる
    変速手段と、を備える、 ことを特徴とする無段変速機の油圧制御装置。
    1. A hydraulic system for a continuously variable transmission that shifts by changing a pulley ratio by adjusting a moving amount of the movable sheave by extending a belt between two pulleys having a fixed sheave and a movable sheave. In the control device, a ratio control valve that controls a hydraulic pressure supplied to the pulley to adjust a moving amount of the movable sheave to perform an upshift, a fixed gear ratio, and a downshift; and a linear solenoid valve that operates the ratio control valve. And a shift means for draining the pressure oil of the pulley and downshifting at a predetermined speed when the linear solenoid valve fails, a hydraulic control device for a continuously variable transmission.
  2. 【請求項2】 前記変速手段が、前記レシオコントロー
    ルバルブに形成されて前記プーリへの油圧の供給ポート
    と排出ポートとの一部を連通させる連通機構である、 ことを特徴とする請求項1記載の無段変速機の油圧制御
    装置。
    2. The communication device according to claim 1, wherein the transmission means is a communication mechanism formed in the ratio control valve and configured to communicate a part of a supply port and a discharge port for hydraulic pressure to the pulley. Hydraulic control device for continuously variable transmission.
  3. 【請求項3】 前記連通機構が、前記レシオコントロー
    ルバルブのスプールの内部に形成されて前記供給ポート
    と前記排出ポートとを連通させる小孔である、 ことを特徴とする請求項2記載の無段変速機の油圧制御
    装置。
    3. The stepless motor according to claim 2, wherein the communication mechanism is a small hole formed inside a spool of the ratio control valve and communicating the supply port and the discharge port. Transmission hydraulic control unit.
  4. 【請求項4】 前記連通機構が、前記レシオコントロー
    ルバルブのスプールの外周に形成されて前記供給ポート
    と前記排出ポートとを連通させる溝である、 ことを特徴とする請求項2記載の無段変速機の油圧制御
    装置。
    4. The continuously variable transmission according to claim 2, wherein the communication mechanism is a groove formed on an outer periphery of a spool of the ratio control valve to communicate the supply port and the discharge port. Machine hydraulic control device.
  5. 【請求項5】 前記連通機構が、前記レシオコントロー
    ルバルブのスプールの外周に形成されて前記供給ポート
    と前記排出ポートとを連通させる、ランドよりも小さい
    小径部である、 ことを特徴とする請求項2記載の無段変速機の油圧制御
    装置。
    5. The small diameter portion smaller than a land, wherein the communication mechanism is formed on an outer periphery of a spool of the ratio control valve and communicates the supply port and the discharge port. 3. The hydraulic control device for a continuously variable transmission according to 2.
  6. 【請求項6】 前記小径部を前記供給ポートと前記排出
    ポートとのうちの少なくとも一方の近傍に設ける、 ことを特徴とする請求項5記載の無段変速機の油圧制御
    装置。
    6. The hydraulic control device for a continuously variable transmission according to claim 5, wherein the small diameter portion is provided near at least one of the supply port and the discharge port.
  7. 【請求項7】 前記連通機構が、前記排出ポートに形成
    されて前記供給ポートに連通するノッチである、 ことを特徴とする請求項2記載の無段変速機の油圧制御
    装置。
    7. The hydraulic control device for a continuously variable transmission according to claim 2, wherein the communication mechanism is a notch formed in the discharge port and communicating with the supply port.
  8. 【請求項8】 前記変速手段が、前記プライマリプーリ
    の供給ポートをオリフィスを介して前記排出ポートに連
    通させる切換バルブである、 ことを特徴とする請求項1記載の無段変速機の油圧制御
    装置。
    8. The hydraulic control device for a continuously variable transmission according to claim 1, wherein the transmission means is a switching valve that connects a supply port of the primary pulley to the discharge port via an orifice. .
  9. 【請求項9】 前記切換バルブは、前記リニアソレノイ
    ドバルブの信号圧によって切り換えられる、 ことを特徴とする請求項8記載の無段変速機の油圧制御
    装置。
    9. The hydraulic control device for a continuously variable transmission according to claim 8, wherein the switching valve is switched by a signal pressure of the linear solenoid valve.
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