JPH11287341A - Relief valve - Google Patents
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- JPH11287341A JPH11287341A JP10186898A JP10186898A JPH11287341A JP H11287341 A JPH11287341 A JP H11287341A JP 10186898 A JP10186898 A JP 10186898A JP 10186898 A JP10186898 A JP 10186898A JP H11287341 A JPH11287341 A JP H11287341A
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Abstract
Description
【0001】[0001]
【発明の属する技術分野】この発明は,オイルポンプの
吐出回路等における油圧ラインに一定のライン圧を得る
ためのリリーフ弁に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a relief valve for obtaining a constant line pressure in a hydraulic line in a discharge circuit or the like of an oil pump.
【0002】[0002]
【従来の技術】従来,特に車両においては,図4に示す
ような油圧システムが用いられている。この油圧システ
ムにおいては,オイルポンプ30は,エンジンによって
駆動されるポンプであって,リザーバ31からオイルを
汲み出してメインラインとしての油圧ライン32にオイ
ルを供給する。オイルポンプ30によって供給されたオ
イルは,油圧ライン32から分岐する各ラインを通じて
車両に搭載される各機器に供給される。図示の油圧シス
テムでは,油圧ライン32に供給されたオイルは,ライ
ン32dを通じてトルクコンバータパイロット弁33に
供給される。トルクコンバータパイロット弁33は,出
口側圧力をスプールの変位にフィードバックするスプー
ル弁であり,油圧ライン32のライン圧から一定の出口
側圧力を得て,一定圧のオイルをロックアップ制御弁3
4を通じてトルクコンバータ35に供給し,トルクコン
バータ35の直結制御を行う。ロックアップ制御弁34
に供給されたオイルは,冷却・潤滑系回路36にも用い
られる。油圧ライン32は,また,ライン32bを通じ
てマニュアルバルブ37に接続されており,マニュアル
バルブ37を操作することによって,油圧アクチュエー
タ38又は39に選択的に供給される。油圧ライン32
は,更に,ライン32aを通じてトロイダル型無段変速
機(詳細は後述する)のトラニオン9を駆動するための
変速用油圧アクチュエータ12にも接続されている。こ
のように,オイルポンプ30は,自動車用自動変速機
(トロイダル型無段変速機)の油圧源として用いられて
いる。2. Description of the Related Art Conventionally, particularly in a vehicle, a hydraulic system as shown in FIG. 4 is used. In this hydraulic system, an oil pump 30 is a pump driven by an engine, pumps oil from a reservoir 31 and supplies the oil to a hydraulic line 32 as a main line. The oil supplied by the oil pump 30 is supplied to each device mounted on the vehicle through each line branched from the hydraulic line 32. In the illustrated hydraulic system, the oil supplied to the hydraulic line 32 is supplied to the torque converter pilot valve 33 through a line 32d. The torque converter pilot valve 33 is a spool valve that feeds back the outlet pressure to the displacement of the spool. The torque converter pilot valve 33 obtains a constant outlet pressure from the line pressure of the hydraulic line 32 and supplies a constant pressure oil to the lock-up control valve 3.
4 to the torque converter 35 to control the direct connection of the torque converter 35. Lock-up control valve 34
Is supplied to the cooling / lubricating system circuit 36. The hydraulic line 32 is also connected to a manual valve 37 through a line 32b, and is selectively supplied to a hydraulic actuator 38 or 39 by operating the manual valve 37. Hydraulic line 32
Is further connected to a transmission hydraulic actuator 12 for driving a trunnion 9 of a toroidal type continuously variable transmission (to be described in detail later) through a line 32a. As described above, the oil pump 30 is used as a hydraulic pressure source of an automatic transmission for a vehicle (a toroidal-type continuously variable transmission).
【0003】オイルポンプ30が吐出した作動油は,油
圧ライン50を通じて,パイロット弁51に供給される
と共に,車両の潤滑を要する各機器52にも潤滑油とし
て供給され,過大な圧力は逆止弁53を通じてリザーバ
31に解放される。パイロット弁51は,自己吐出圧を
スプールの変位にフィードバックしているスプール弁で
あり,変動が大きいオイルポンプ30の吐出圧を一旦,
ばねによって設定された一定の圧力Ppにまで降下さ
せ,その一定の圧力Ppを定圧ライン54を通じて各ソ
レノイド弁23A〜23Dに供給している。各ソレノイ
ド弁23A〜23Dは,定圧ライン54のパイロット圧
を,コントローラ24からの制御信号に応じて作動され
るソレノイドによって出力圧力を0から圧力Ppまでの
任意の制御圧力に変換する。そのようにして得られた任
意のパイロット圧力は,トルクコンバータ35用のロッ
クアップ制御弁34,油圧アクチュエータ38,39用
のマニュアルバルブ37,及びトロイダル型無段変速機
の変速比制御弁であるスプール弁18の制御のために用
いられている。The hydraulic oil discharged from the oil pump 30 is supplied to a pilot valve 51 through a hydraulic line 50 and also to each device 52 requiring lubrication of the vehicle as lubricating oil. It is released to the reservoir 31 through 53. The pilot valve 51 is a spool valve that feeds back its own discharge pressure to the displacement of the spool.
The pressure is reduced to a constant pressure Pp set by a spring, and the constant pressure Pp is supplied to each of the solenoid valves 23A to 23D through a constant pressure line 54. Each of the solenoid valves 23A to 23D converts the pilot pressure of the constant pressure line 54 into an arbitrary control pressure from 0 to the pressure Pp by a solenoid operated in accordance with a control signal from the controller 24. An arbitrary pilot pressure obtained in this manner is supplied to a lock-up control valve 34 for a torque converter 35, a manual valve 37 for hydraulic actuators 38 and 39, and a spool as a transmission ratio control valve of a toroidal type continuously variable transmission. It is used for controlling the valve 18.
【0004】上記の従来の油圧システムでは,オイルポ
ンプ30は,エンジンのクランク軸と直結,又は歯車を
介して機械的に連結されているので,その回転数はエン
ジン回転数と同一又は比例しており,エンジンの運転状
態に応じて大きく変動して,必ずしも一定ではない。ま
た,一部には可変容量式のベーンポンプが採用されてい
る例もあるが,可変容量式のベーンポンプよりも部品点
数が少なく,且つコストやメンテナンス等の観点からも
有利な固定容量式のギヤポンプやトロコイドポンプが,
広く利用されている。しかしながら,固定容量式のポン
プの吐出流量は,エンジンのアイドル運転状態から最高
回転状態まで,比率にして6〜10程度も変化する。そ
こで,固定容量式のポンプの吐出流量の一部を逃す又は
循環させるように油圧回路を構成することによって,出
力変動を抑制するように工夫されている。一方,アクチ
ュエータ等のオイルポンプ30が供給した作動油を使用
する側も,車両に搭載した機器の使用状態に応じて大き
く変化する。したがって,そのままでは,油圧ライン3
2のライン圧PLは大きく変動してしまう。[0004] In the above-mentioned conventional hydraulic system, the oil pump 30 is directly connected to the engine crankshaft or mechanically connected via a gear, so that the rotation speed is the same as or proportional to the engine rotation speed. Therefore, it fluctuates greatly depending on the operating state of the engine and is not always constant. In some cases, variable displacement vane pumps are used. However, fixed displacement gear pumps and the like, which have fewer parts than variable displacement vane pumps and are advantageous from the viewpoint of cost and maintenance, are also available. Trochoid pump
Widely used. However, the discharge flow rate of the fixed displacement pump varies by about 6 to 10 as a ratio from the idle operation state of the engine to the maximum rotation state. In view of this, a hydraulic circuit is configured to release or circulate a part of the discharge flow rate of the fixed displacement pump, so that output fluctuation is devised. On the other hand, the side that uses the hydraulic oil supplied by the oil pump 30 such as an actuator also greatly changes according to the use state of the equipment mounted on the vehicle. Therefore, as it is, the hydraulic line 3
2, the line pressure PL greatly fluctuates.
【0005】吐出量がエンジン等の運転状態に応じて大
きく変動するオイルポンプ30を用い且つ油圧ライン3
2を通るオイルの消費量も大きく変動する油圧システム
においては,オイルポンプ30のオイル吐出量の一部を
リザーバ31に逃すため,油圧ライン32から分岐した
ライン32cに,圧力制御弁としてのリリーフ弁40が
接続されている。リリーフ弁40にはソレノイド弁23
Cに入力される制御信号によって制御された油圧が制御
圧ライン59cを通じて供給されるので,リリーフ弁4
0は,油圧ライン32のライン圧PLの最大圧力がその
制御油圧に対応した値となるように制御される。[0005] An oil pump 30 whose discharge amount fluctuates greatly according to the operating state of an engine or the like is used, and a hydraulic line 3
In the hydraulic system in which the consumption of oil passing through the oil pump 2 fluctuates greatly, a relief valve as a pressure control valve is connected to a line 32c branched from the hydraulic line 32 in order to release a part of the oil discharge amount of the oil pump 30 to the reservoir 31. 40 are connected. The relief valve 40 has a solenoid valve 23
Since the hydraulic pressure controlled by the control signal input to C is supplied through the control pressure line 59c, the relief valve 4
0 is controlled so that the maximum pressure of the line pressure PL of the hydraulic line 32 becomes a value corresponding to the control oil pressure.
【0006】従来のライン圧リリーフ弁40の一例が図
2に示されている。図2に示すライン圧リリーフ弁40
Aは,弁ケース41に大径穴42と小径穴43が形成さ
れており,大径穴42にはスプール44Aの大径部45
a,45bが摺動可能に嵌合し,小径穴43にはスプー
ル44Aの小径部45cが摺動可能に嵌合している。図
2で大径部45aの左側にはA室が,大径部45bの右
側にはC室が,また,両大径部45a,45b間にはD
室が形成されている。A室は制御ポートFを通じてパイ
ロット制御圧ライン59cに接続しており,A室にはソ
レノイド弁23Cによって制御されたパイロット制御圧
Pmfが作用している。即ち,スプール44Aの第1端
部にはA室室内のパイロット制御圧Pmfを受圧すると
共にスプール44Aにばね力を付与するため設定ばね4
9が係合する第1受圧面47aが形成されている。C室
は入口ポートP,ライン32cを通じて油圧ライン32
に接続しており,C室にはライン圧PLが作用してい
る。即ち,スプール44Aの第2端部には,C室内のラ
イン圧PLが作用する第2受圧面47cが形成されてい
る。またD室は,同じく入口ポートPを通じて油圧ライ
ン32に接続していると共に,ポートRを通じてリザー
バ31に接続可能である。D室を構成するスプール44
Aの受圧面47d,47eの軸方向投影面の面積は,等
しく形成されている。An example of a conventional line pressure relief valve 40 is shown in FIG. The line pressure relief valve 40 shown in FIG.
A has a large diameter hole 42 and a small diameter hole 43 formed in a valve case 41, and the large diameter hole 42 has a large diameter portion 45 of a spool 44A.
a and 45b are slidably fitted, and the small-diameter hole 43 is slidably fitted with the small-diameter portion 45c of the spool 44A. In FIG. 2, the room A is on the left side of the large diameter portion 45a, the room C is on the right side of the large diameter portion 45b, and the space D is between the large diameter portions 45a and 45b.
A chamber is formed. The chamber A is connected to the pilot control pressure line 59c through the control port F, and the pilot control pressure Pmf controlled by the solenoid valve 23C acts on the chamber A. That is, the first end of the spool 44A receives the pilot control pressure Pmf in the chamber A and applies a spring force to the spool 44A.
A first pressure-receiving surface 47a with which the first pressure-receiving surface 9 engages is formed. The C room is a hydraulic line 32 through the inlet port P and the line 32c.
And the line pressure PL is acting on the C chamber. That is, a second pressure receiving surface 47c on which the line pressure PL in the C chamber acts is formed at the second end of the spool 44A. The chamber D is also connected to the hydraulic line 32 through the inlet port P and can be connected to the reservoir 31 through the port R. Spool 44 constituting room D
The areas of the axially projected surfaces of the pressure receiving surfaces 47d and 47e of A are formed to be equal.
【0007】オイルポンプ30が吐出した作動油はC室
とD室とに流入するが,D室では,受圧面47d,47
eの軸方向投影面の面積が等しいので,作動油による力
は釣り合っている。結局,C室の受圧面47cに作用す
るライン圧PLによって図で左方向の力Fcを受ける。
一方,A室の受圧面47aに作用するパイロット制御圧
Pmfに基づく力と設定ばね49によるばね力とによっ
て,スプール44Aには,図で右方向の力Faを受け
る。Fc>Faとすると,スプール44Aは図で左方向
に移動し,D室とポートRとを開閉する弁開部48aが
開状態となる。スプール弁44Aが開くと,D室内の作
動油がリザーバ31へ排出され始めてライン圧PLが低
下する。ライン圧PLが低下すると,左方向の力Fcが
小さくなり,FcがFaに釣り合うようにライン圧PL
が決定される。このときの釣合い式(1)は,PL×A
c=Pmf×Aa+Fsである(ただし,Aa,Acは
それぞれ室Aと室C内の作動油の圧力を受けるスプール
44Aの受圧面47a,47cの面積,Fsは釣合い点
におけるばね49のばね力である)。室Aへのパイロッ
ト制御圧Pmfの大きさを制御することにより,ライン
圧PLの大きさを制御することができる。The hydraulic oil discharged from the oil pump 30 flows into the C chamber and the D chamber.
Since the area of the projection surface in the axial direction of e is equal, the forces by the hydraulic oil are balanced. Eventually, the line pressure PL acting on the pressure receiving surface 47c of the chamber C receives a leftward force Fc in the figure.
On the other hand, the spool 44A receives a force Fa in the right direction in the drawing by the force based on the pilot control pressure Pmf acting on the pressure receiving surface 47a of the chamber A and the spring force of the setting spring 49. If Fc> Fa, the spool 44A moves leftward in the drawing, and the valve opening 48a that opens and closes the D chamber and the port R is opened. When the spool valve 44A opens, the hydraulic oil in the D chamber starts to be discharged to the reservoir 31, and the line pressure PL decreases. When the line pressure PL decreases, the leftward force Fc decreases, and the line pressure PL is adjusted so that Fc balances Fa.
Is determined. The balance equation (1) at this time is PL × A
c = Pmf × Aa + Fs (where Aa and Ac are the areas of the pressure receiving surfaces 47a and 47c of the spool 44A receiving the pressure of the hydraulic oil in the chambers A and C, respectively, and Fs is the spring force of the spring 49 at the balance point. is there). By controlling the magnitude of the pilot control pressure Pmf to the chamber A, the magnitude of the line pressure PL can be controlled.
【0008】この場合,オイルポンプの駆動軸が高回転
で駆動される,即ち,オイルポンプ30の吐出流量が多
いときには,その大部分はリリーフ弁40Aを含むドレ
ン回路を通じて排出されることになるが,この排出量が
多くなるにしたがって,上記釣合い式(1)に加えて,
式(2)による流体力Ffがスプール44Aに作用し
て,所定のライン圧PLが得られなくなる。 Ff=2Cd×π×D×χ×PLcosθ (ここで,Cdは流量係数(スプール弁では約0.
7),Dはスプール径,χは弁開部48aの弁開度(流
量とPLの関数),θは噴流角度(流量が充分大きいと
きには69度)である。)In this case, when the drive shaft of the oil pump is driven at a high speed, that is, when the discharge flow rate of the oil pump 30 is large, most of the oil is discharged through a drain circuit including a relief valve 40A. , As this emission increases, in addition to the above balancing equation (1),
The fluid force Ff according to the equation (2) acts on the spool 44A, and the predetermined line pressure PL cannot be obtained. Ff = 2Cd × π × D × χ × PLcosθ (where Cd is a flow coefficient (about 0.
7), D is the spool diameter, χ is the valve opening degree (a function of flow rate and PL) of the valve opening portion 48a, and θ is the jet angle (69 degrees when the flow rate is sufficiently large). )
【0009】上記流体力は,図2に示すリリーフ弁40
Aの場合,D室内の弁開部48aが形成される左側の壁
面に作用する圧力は,弁開部48aを流れる作動油の流
れによってスプール44Aの外周付近で低下するため,
右側壁面に作用する圧力とのバランスが崩れ,スプール
44Aに正味で右側に向かう力が発生する。したがっ
て,ポートRが閉じる方向となり,C室に作用するライ
ン圧PLがより高い圧力にならないと弁開部48aが開
弁しなくなるので,ライン圧PLは,作動油の油圧力F
fがスプール44Aに作用しない場合と比較して,ライ
ン圧PLは高い圧力に調圧されることになる。The above-mentioned fluid force is applied to the relief valve 40 shown in FIG.
In the case of A, the pressure acting on the left wall surface where the valve opening 48a is formed in the D chamber decreases near the outer periphery of the spool 44A due to the flow of hydraulic oil flowing through the valve opening 48a.
The balance with the pressure acting on the right wall surface is lost, and a net rightward force is generated on the spool 44A. Therefore, the port R is in the closing direction, and the valve opening 48a does not open unless the line pressure PL acting on the chamber C becomes higher. Therefore, the line pressure PL becomes equal to the hydraulic pressure F of the working oil.
The line pressure PL is adjusted to a higher pressure than when f does not act on the spool 44A.
【0010】また,図2に示すリリーフ弁40Aの他に
図3に示すリリーフ弁40Bも考えられる。リリーフ弁
40Bは,基本的に,弁開部48bが,入口ポートPと
E室との間に形成される,即ち,ライン圧PLの作動油
がE室に入る側で形成される以外は,図2に示すリリー
フ弁40Aと基本的に同等であり,対応する同等の機能
を有する要素及び部位には同じ符号が用いられている。
リリーフ弁40Bの場合において,Fc>Faとする
と,FcとFaとが釣り合う点で,弁開部48bが開
き,ライン圧PLが設定ばね49による力とパイロット
制御圧Pmfによる力とバランスするように決定され
る。E室内の左側壁面47dに作用する圧力が,弁開部
48bを通過する流体力によってスプール44Bの外周
付近で高くなるため,右側壁面47eに作用する圧力
(=0)とのバランスが崩れ,スプール44Bに正味で
図で左側に向かう力が発生する。したがって,入口ポー
トPとE室との間が開く方向となり,C室に作用するラ
イン圧PLがより低い圧力で弁開部48bが開弁するこ
とになるので,ライン圧PLは,作動油の油圧力Ffが
スプール44Bに作用しない場合と比較して,低い圧力
に調圧されることになる。In addition to the relief valve 40A shown in FIG. 2, a relief valve 40B shown in FIG. 3 is also conceivable. The relief valve 40B is basically configured such that the valve opening 48b is formed between the inlet port P and the E chamber, that is, on the side where the hydraulic oil of the line pressure PL enters the E chamber. Elements and portions that are basically equivalent to the relief valve 40A shown in FIG. 2 and have corresponding equivalent functions are assigned the same reference numerals.
In the case of the relief valve 40B, if Fc> Fa, the valve opening 48b is opened at the point where Fc and Fa are balanced so that the line pressure PL balances the force of the setting spring 49 and the force of the pilot control pressure Pmf. It is determined. Since the pressure acting on the left side wall 47d in the E chamber increases near the outer periphery of the spool 44B due to the fluid force passing through the valve opening 48b, the balance with the pressure (= 0) acting on the right side wall 47e is lost, and A force is generated at 44B, which is a net leftward force in the figure. Accordingly, the direction between the inlet port P and the chamber E is open, and the valve opening 48b is opened at a lower pressure of the line pressure PL acting on the chamber C. Therefore, the line pressure PL is increased by the hydraulic oil. The pressure is adjusted to a lower pressure than when the hydraulic pressure Ff does not act on the spool 44B.
【0011】なお,弁本体に形成した嵌合孔に,一次側
通路と二次側通路とを導通又は遮断するスプールを摺動
自在に嵌合させ,スプールに作用する一次側通路の圧力
がばねによる設定された力に応じた値を超えると,一次
側通路が二次側通路に導通されるように構成された圧力
制御弁は,例えば,特開平3−213778号公報に開
示されている。また,オイルポンプ吐出圧がスプールに
フィードバックするように構成し,オイルポンプ圧が上
昇するとその圧力に応答してスプールがその弁開部を開
く方向に移動し,弁開部からのオイルドレン量が増大さ
せることによりオイルポンプ圧を低下させ,また,オイ
ルポンプ圧が低下するとその圧力に応答してスプールが
その弁開部を閉じる方向に移動し,弁開部からのオイル
ドレン量が減少することによりオイルポンプ圧を上昇さ
せ,これにより,オイルポンプ圧を所定圧に調整するリ
リーフ弁において,流体力(フローフォース)による調
圧値の変動を防止しようとするものが,特開平6−93
977号公報に開示されている。流体力は,スプールの
ランドの縁部と弁本体の壁部との間を流れる流量が増大
することによってフィードバック圧に対抗する方向にス
プールに働く力である。オイルポンプ吐出回路の流量が
増大するほど,流体力によってリリーフ弁の調圧値は上
昇する傾向がある。前掲の特開平6−93977号公報
に開示されているリリーフ弁においては,オイルポンプ
の吸入負圧をスプールに作用させて,流体力の影響を軽
減させることを図っている。A spool for slidably connecting or disconnecting the primary passage and the secondary passage is slidably fitted in a fitting hole formed in the valve body, and the pressure of the primary passage acting on the spool is adjusted by a spring. For example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 3-213778 discloses a pressure control valve configured so that the primary passage is connected to the secondary passage when the pressure exceeds a value corresponding to the force set by the pressure control device. The oil pump discharge pressure is fed back to the spool. When the oil pump pressure increases, the spool moves in a direction to open the valve opening in response to the pressure, and the amount of oil drain from the valve opening increases. The oil pump pressure is reduced by increasing the pressure, and when the oil pump pressure is reduced, the spool moves in a direction to close the valve opening in response to the pressure, and the amount of oil drain from the valve opening decreases. Japanese Patent Laid-Open No. 6-93 discloses a relief valve which raises the oil pump pressure to thereby adjust the oil pump pressure to a predetermined pressure, in order to prevent the fluctuation of the pressure adjustment value due to the fluid force (flow force).
No. 977 discloses this. Fluid force is the force acting on the spool in a direction that opposes the feedback pressure by increasing the flow between the edge of the land of the spool and the wall of the valve body. As the flow rate of the oil pump discharge circuit increases, the pressure adjustment value of the relief valve tends to increase due to the fluid force. In the relief valve disclosed in the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. Hei 6-93977, the influence of the fluid force is reduced by applying a negative suction pressure of the oil pump to the spool.
【0012】[0012]
【発明が解決しようとする課題】上記のように,ライン
圧PLは,スプールのランドの縁部と弁ケースの壁部と
の間の弁開部を流れる油圧力の影響で所定の圧力に調圧
されないので,ライン圧PLの圧力低下時には変速機内
部のクラッチへ供給すべき油圧が不足して滑りを生じ,
ライン圧PLの圧力上昇時にはオイルポンプでの動力損
失が増大する等の問題がある。特に,トロイダル型無段
変速機のように,油圧源としてのオイルポンプから作動
油が供給される油圧アクチュエータの油圧力によってト
ラニオンの傾転軸方向の位置を制御し,それによって変
速比を制御するものにおいては,変速比制御弁を通じて
消費するオイル量が変速動作に合わせて大きく変化する
ので,リリーフ弁で排出する流量も変化させることにな
り,その結果,エンジン回転数が一定であっても,ライ
ン圧PLが変動し,安定した変速比を得られないという
重大な問題がある。As described above, the line pressure PL is adjusted to a predetermined pressure under the influence of the oil pressure flowing through the valve opening between the edge of the spool land and the wall of the valve case. When the pressure of the line pressure PL drops, the hydraulic pressure to be supplied to the clutch inside the transmission is insufficient and slippage occurs.
When the pressure of the line pressure PL increases, there is a problem that power loss in the oil pump increases. In particular, like a toroidal type continuously variable transmission, the position of the trunnion in the tilt axis direction is controlled by the hydraulic pressure of a hydraulic actuator to which hydraulic oil is supplied from an oil pump as a hydraulic power source, thereby controlling the gear ratio. In this case, the amount of oil consumed through the gear ratio control valve changes greatly in accordance with the shifting operation, so that the flow rate discharged by the relief valve also changes. As a result, even if the engine speed is constant, There is a serious problem that the line pressure PL fluctuates and a stable gear ratio cannot be obtained.
【0013】以上のように,弁ケースとスプールのラン
ド部との間に形成される弁開部を圧油が通過する際に生
じる上記の油圧力の影響によってスプールが移動しない
ようにするのが望ましい。油圧力を完全に生じさせない
ようにすること自体は困難であるので,二箇所に発生す
る油圧力を互いに対抗する方向に作用させて相殺させる
ことによりスプールに及ぼす正味の影響を可及的に少な
くして,油圧力が発生しても直ちにスプールに影響が生
じないようにする点で解決すべき課題がある。As described above, the spool is prevented from moving under the influence of the above-mentioned oil pressure generated when the pressure oil passes through the valve opening formed between the valve case and the land of the spool. desirable. Since it is difficult to completely prevent hydraulic pressure from being generated completely, the net effect on the spool is minimized by applying and canceling the hydraulic pressure generated at two points in directions opposite to each other. Therefore, there is a problem to be solved in that the spool is not affected immediately even when the hydraulic pressure is generated.
【0014】[0014]
【課題を解決するための手段】この発明の目的は,上記
課題を解決することであり,二箇所の弁開部を設けて,
各弁開部に発生する油圧力を互いに対抗する方向に作用
させて相殺させることによりスプールに及ぼす正味の影
響を可及的に少なくし,油圧力がスプールに作用するこ
とによるライン圧の変動を防止することができるリリー
フ弁を提供することである。SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to solve the above-mentioned problems, and by providing two valve opening portions,
The net effect on the spool is reduced as much as possible by acting the oil pressures generated at the respective valve openings in directions opposite to each other, thereby reducing the line pressure fluctuation caused by the oil pressure acting on the spools. It is to provide a relief valve that can be prevented.
【0015】この発明は,中空穴が形成されると共に油
圧ラインに接続される入口ポートとドレンラインに接続
される出口ポートとが形成された弁ケース,及び前記油
圧ラインのライン圧と前記油圧ラインの設定圧との偏差
に基づいて前記中空穴内に変位可能に収容されたスプー
ルを備え,前記弁ケースと前記スプールとの間に形成さ
れ且つ前記入口ポートと前記出口ポートとを接続する弁
開部を前記スプールの変位によって開閉することにより
前記ライン圧を前記設定圧に維持することから成るリリ
ーフ弁において,前記出口ポートは第1出口ポート及び
第2出口ポートから構成され,前記弁開部は,前記入口
ポートを前記第1出口ポートに接続する第1弁開部と前
記入口ポートを前記第2出口ポートに接続する第2弁開
部とから成り,圧油が前記第1弁開部と前記第2弁開部
とを流れるときに前記スプールに生じる油圧力は互いに
相殺されることを特徴とするリリーフ弁に関する。The present invention provides a valve case having a hollow hole, an inlet port connected to a hydraulic line, and an outlet port connected to a drain line, and a line pressure of the hydraulic line and the hydraulic line. A valve opening portion provided between the valve case and the spool and connecting the inlet port and the outlet port, the valve opening portion including a spool accommodated in the hollow hole so as to be displaceable based on a deviation from the set pressure. The relief valve is configured to maintain the line pressure at the set pressure by opening and closing the valve by the displacement of the spool, wherein the outlet port includes a first outlet port and a second outlet port, and the valve opening portion includes: A first valve opening connecting the inlet port to the first outlet port and a second valve opening connecting the inlet port to the second outlet port; There about a relief valve, wherein the oil pressure generated in the spool is offset with each other when flowing through the second valve opening portion and the first valve open part.
【0016】また,このリリーフ弁において,前記スプ
ールは前記中空穴を区画して少なくとも第1室と第2室
とを形成しており,前記第1室は前記入口ポートに常に
連通すると共に前記第1弁開部を通じて前記第1出口ポ
ートに連通しており,前記第2室は前記第2弁開部を通
じて前記入口ポートに連通すると共に前記第2出口ポー
トに常に連通している。In this relief valve, the spool partitions the hollow hole to form at least a first chamber and a second chamber. The first chamber is always in communication with the inlet port and the first chamber is connected to the first port. The first chamber communicates with the first outlet port through one valve opening, and the second chamber communicates with the inlet port through the second valve opening and always communicates with the second outlet port.
【0017】また,このリリーフ弁において,前記スプ
ールの第1端部には,前記設定圧を定めるため,設定ば
ねが係合すると共にパイロット制御圧が作用する第1受
圧面が形成されており,前記スプールの第2端部には前
記ライン圧が作用する第2受圧面が形成されている。Further, in this relief valve, a first pressure receiving surface on which a set spring is engaged and a pilot control pressure acts to form the set pressure is formed at a first end of the spool. A second pressure receiving surface on which the line pressure acts is formed at a second end of the spool.
【0018】また,このリリーフ弁において,前記油圧
ラインは,固定容量式オイルポンプ又は可変容量式オイ
ルポンプの吐出ラインである。In the relief valve, the hydraulic line is a discharge line of a fixed displacement oil pump or a variable displacement oil pump.
【0019】また,このリリーフ弁において,前記リリ
ーフ弁はトロイダル型無段変速機の変速用油圧シリンダ
に接続される前記油圧ラインとしての変速用油圧ライン
に適用されており,前記トロイダル型無段変速機は,対
向して配置された入力ディスクと出力ディスク,前記両
ディスクに対する傾転角度に応じて前記入力ディスクの
回転を無段階に変速して前記出力ディスクに伝達する一
対のパワーローラ,及び前記パワーローラをそれぞれ回
転自在に支持し且つ前記変速用油圧シリンダの作動によ
って傾転軸方向へ変位されることにより前記傾転軸回り
に回転するトラニオンを具備し,前記変速用油圧シリン
ダは変速比制御弁を通じての前記変速用油圧ラインのラ
イン圧が供給されて作動する二つのシリンダ室を備え,
前記各シリンダ室は前記変速比制御弁が中立位置にある
状態で前記変速用油圧ラインと遮断され且つ前記変速比
制御弁が前記中立位置から変位した状態で前記各シリン
ダ室を前記変速用油圧ラインとリザーバにとにそれぞれ
選択的に連通されることから成っている。In this relief valve, the relief valve is applied to a transmission hydraulic line as the hydraulic line connected to a transmission hydraulic cylinder of a toroidal type continuously variable transmission. An input disk and an output disk disposed in opposition to each other; a pair of power rollers for continuously changing the rotation of the input disk according to a tilt angle with respect to the two disks and transmitting the rotation to the output disk; A trunnion rotatably supporting each of the power rollers and rotating about the tilt axis by being displaced in the tilt axis direction by the operation of the shift hydraulic cylinder; Two cylinder chambers that operate by being supplied with line pressure of the shift hydraulic line through a valve;
Each of the cylinder chambers is cut off from the transmission hydraulic line when the transmission ratio control valve is in the neutral position, and the respective cylinder chambers are disconnected from the transmission hydraulic line when the transmission ratio control valve is displaced from the neutral position. And selectively communicating with the reservoir.
【0020】この発明によるリリーフ弁によれば,出口
ポートは第1出口ポートと第2出口ポートとの二つの出
口ポートとして構成され,弁開部は入口ポートを第1出
口ポートに接続する第1弁開部と,入口ポートを第2出
口ポートに接続する第2弁開部とから成り,作動油が第
1弁開部と第2弁開部とを流れるときにスプールに及ぼ
す油圧力を互いに逆方向に作用させて相殺させているの
で,弁開部においてスプールに作用する油圧力によるラ
イン圧の変動を防止することができる。According to the relief valve of the present invention, the outlet port is configured as two outlet ports of the first outlet port and the second outlet port, and the valve opening connects the inlet port to the first outlet port. A valve opening, and a second valve opening connecting the inlet port to the second outlet port. When the hydraulic oil flows through the first valve opening and the second valve opening, the hydraulic pressure exerted on the spool is mutually controlled. Since they are made to act in opposite directions to cancel each other, it is possible to prevent the line pressure from fluctuating due to the oil pressure acting on the spool at the valve opening.
【0021】[0021]
【発明の実施の形態】以下,添付図面を参照しつつ,こ
の発明の実施例を説明する。図1は,この発明によるリ
リーフ弁の一実施例を示す断面図である。なお,この発
明によるリリーフ弁は,一例として図4に示す油圧シス
テムに組み入れることができる。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings. FIG. 1 is a sectional view showing an embodiment of the relief valve according to the present invention. The relief valve according to the present invention can be incorporated in a hydraulic system shown in FIG. 4 as an example.
【0022】図1において,図2及び図3に示す従来の
リリーフ弁に用いられているのと同一の構成要素につい
ては,図2又は図3に付された符号と同一の符号を付し
て説明する。図1に示されている圧リリーフ弁40は,
弁ケース41に大径穴42と小径穴43が形成されてお
り,大径穴42にはスプール44の大径部45a,45
b,45dが摺動可能に嵌合し,小径穴43にはスプー
ル44の小径部45cが摺動可能に嵌合している。図1
で大径部45aの左側にはA室が,小径部45cの右側
にはC室が,また,大径部45a,45d間には第1室
としてのB1室が形成され,大径部45d,45b間に
は第2室としてのB2室が形成されている。A室は制御
ポートFを通じてソレノイド弁23Cの制御圧ライン5
9c(図4参照)に接続しており,A室にはパイロット
制御圧Pmfが作用している。C室は入口ポートP,ラ
イン32cを通じて油圧ライン32に接続(図4参照)
しているので,C室にはライン圧PLが作用している。
またB1室は同じく入口ポートPを通じて油圧ライン3
2に接続してライン圧PLが作用していると共に,B2
室は第2出口ポートR2を通じてリザーバ31に接続可
能である。即ち,B1室は,図2に示すD室と同様の機
能を奏する室であり,B2室は図3に示すE室と同様の
機能を奏する室である。B1室と第1出口ポートR1と
の間には第1弁開部48A(図2に示す弁開部48aと
同じ機能を有する)が形成され,入口ポートPとB2室
との間には第2弁開部48B(図3に示す弁開部48b
と同じ機能を有する)が形成される。なお,スプール4
4の大径部45aは第1端部であり,その端面は設定ば
ね49が係合すると共にパイロット制御圧が作用する第
1受圧面47aとなっている。また,スプール44の大
径部45bは第2端部であり,その端面はライン圧PL
が作用する第2受圧面47bとなっている。In FIG. 1, the same components as those used in the conventional relief valve shown in FIGS. 2 and 3 are denoted by the same reference numerals as those in FIG. 2 or FIG. explain. The pressure relief valve 40 shown in FIG.
A large-diameter hole 42 and a small-diameter hole 43 are formed in the valve case 41, and large-diameter portions 45 a and 45
The small diameter portion 45c of the spool 44 is slidably fitted in the small diameter hole 43. FIG.
A room is formed on the left side of the large diameter portion 45a, a C room is formed on the right side of the small diameter portion 45c, and a B1 room is formed as a first room between the large diameter portions 45a and 45d. , 45b, a B2 chamber as a second chamber is formed. A room is connected to the control pressure line 5 of the solenoid valve 23C through the control port F.
9c (see FIG. 4), and the pilot control pressure Pmf acts on the A chamber. Chamber C is connected to hydraulic line 32 through inlet port P and line 32c (see FIG. 4).
Therefore, the line pressure PL is acting on the C chamber.
Room B1 also has hydraulic line 3 through inlet port P.
2 and the line pressure PL is acting.
The chamber is connectable to the reservoir 31 through a second outlet port R2. That is, the room B1 has the same function as the room D shown in FIG. 2, and the room B2 has the same function as the room E shown in FIG. A first valve opening 48A (having the same function as the valve opening 48a shown in FIG. 2) is formed between the chamber B1 and the first outlet port R1, and a first valve opening 48A is provided between the inlet port P and the chamber B2. 2 valve opening portion 48B (the valve opening portion 48b shown in FIG. 3)
Having the same function as described above). The spool 4
The large-diameter portion 45a of 4 is a first end portion, and the end surface thereof is a first pressure receiving surface 47a on which a setting spring 49 is engaged and a pilot control pressure is applied. The large-diameter portion 45b of the spool 44 is a second end, and the end surface thereof has a line pressure PL.
Is formed on the second pressure receiving surface 47b.
【0023】図1において,リリーフ弁40での排出量
が少なく,油圧力を無視できる範囲では,スプール44
に加わる力の釣合いは,従来と同様に(1)式で決ま
る。リリーフ弁40を通じてのオイルの排出量が多い場
合には,B1室では図2のD室と同様となり,弁開部4
8Aを作動油が通過する際に左側壁面47dに作用する
圧力が,スプール44の大径部45aの外周付近で低下
するため,右側壁面47eに作用する圧力との不均衡に
よりスプール44には正味で図の右側に向かう力F1が
発生する。同様に,B2室では弁開部48Bを作動油が
通過する際に左側壁面47fに作用する圧力が右側壁面
47gに作用する圧力(ゲージ圧=0)よりも高くなる
ため,スプール44には正味で図の左側に向かう力F2
が発生する。この場合,リリーフ弁40で排出する作動
油の流量は,B1室,B2室で分担するため,(2)式
における弁開度χが小さくなり,力F1,F2の大きさ
は,図2及び図3で生じる流体力Fa,Fcと比較して
小さくなる。また,力F1,F2は,互いに対抗する向
きに生じるので,相殺されてスプール40に及ぼす力が
非常に小さくなる。したがって,リリーフ弁40で排出
する流量によってライン圧PLが影響を受けず,ライン
圧PLは所定の圧力に安定して調圧される。In FIG. 1, when the amount of discharge from the relief valve 40 is small and the hydraulic pressure can be ignored,
Is determined by equation (1) as in the conventional case. When the amount of oil discharged through the relief valve 40 is large, the chamber B1 is the same as the chamber D in FIG.
Since the pressure acting on the left wall surface 47d when the hydraulic oil passes through 8A decreases near the outer periphery of the large diameter portion 45a of the spool 44, the spool 44 has a net pressure due to imbalance with the pressure acting on the right wall surface 47e. As a result, a force F1 toward the right side of the figure is generated. Similarly, in the chamber B2, when the hydraulic oil passes through the valve opening 48B, the pressure acting on the left wall surface 47f becomes higher than the pressure acting on the right wall surface 47g (gauge pressure = 0). And force F2 toward the left side of the figure
Occurs. In this case, since the flow rate of the hydraulic oil discharged from the relief valve 40 is shared between the chambers B1 and B2, the valve opening に お け る in the equation (2) is reduced, and the magnitudes of the forces F1 and F2 are as shown in FIGS. It is smaller than the fluid forces Fa and Fc generated in FIG. Further, since the forces F1 and F2 are generated in directions opposite to each other, the forces F1 and F2 are canceled and the force exerted on the spool 40 becomes very small. Therefore, the line pressure PL is not affected by the flow rate discharged by the relief valve 40, and the line pressure PL is stably regulated to a predetermined pressure.
【0024】車両に自動変速機としてトロイダル型無段
変速機を搭載する場合には,油圧ライン32が変速用油
圧ラインとして利用される。トロイダル型無段変速機の
作動中には,入力ディスクと出力ディスクからパワーロ
ーラに接線力が常に作用しており,その接線力に対抗す
るため,変速比が変化していない状態でも油圧アクチュ
エータの両シリンダ室には,一定の圧力差が生じてい
る。変速比を変更する場合には,かかる圧力差を考慮し
た油圧を供給して油圧アクチュエータのピストン位置を
変更する必要がある。したがって,変速用の油圧として
は,オイルポンプの吐出ラインである油圧力の大きな油
圧ライン32から供給される。油圧ラインのライン圧が
変動していると,トロイダル型無段変速機の油圧アクチ
ュエータへの油圧が正確に制御できず,トラニオンの位
置が正確に決められず,所定の変速比を得ることができ
ないという問題がある。When a toroidal type continuously variable transmission is mounted on a vehicle as an automatic transmission, the hydraulic line 32 is used as a transmission hydraulic line. During operation of the toroidal-type continuously variable transmission, a tangential force is constantly applied to the power roller from the input disk and the output disk, and the tangential force is opposed to the power roller. There is a certain pressure difference between both cylinder chambers. When changing the gear ratio, it is necessary to change the piston position of the hydraulic actuator by supplying hydraulic pressure in consideration of the pressure difference. Accordingly, the hydraulic pressure for shifting is supplied from the hydraulic pressure line 32 having a large hydraulic pressure, which is the discharge line of the oil pump. If the line pressure of the hydraulic line fluctuates, the hydraulic pressure applied to the hydraulic actuator of the toroidal-type continuously variable transmission cannot be accurately controlled, and the position of the trunnion cannot be accurately determined, and a predetermined gear ratio cannot be obtained. There is a problem.
【0025】図5及び図6には,それぞれトロイダル型
無段変速機の一例とその変速比制御の概要が示されてい
る。図5に示したトロイダル型無段変速機1は,エンジ
ンEの出力が入力される入力軸2,入力軸2に対して回
転可能に支持された入力ディスク4,入力ディスク4に
対向して配置され且つ入力軸2に対して回転可能に支持
された出力ディスク5,対向する入力ディスク4と出力
ディスク5の間に配置され且つ入力ディスク4から出力
ディスク5へトルクを伝達する傾転可能な一対のパワー
ローラ6,入力軸2に設けたフランジ部7と入力ディス
ク4との間に配置され且つ入力ディスク4に作用して入
力トルクの大きさに応じてパワーローラ6の圧接力を変
化させるローディングカムのような押圧手段8を有して
おり,パワーローラ6を傾転軸11の回りに傾転させる
ことにより,その傾転角度θに応じて入力ディスク4の
回転を出力ディスク5に無段階に変速して伝達するよう
に構成されている。パワーローラ6が図示のように傾転
すると,パワーローラ6の入力ディスク4に対する摩擦
接触位置が半径r1 の位置となり,出力ディスク5に対
する摩擦接触位置が半径r2 の位置となる。入出力ディ
スク間の変速比はr1 /r2 となる。なお,符号9で示
す部材は,パワーローラ6を傾転可能に支持するトラニ
オンであり,後に詳述する。また,他方の変速ユニット
との間で,一対の前記出力ディスク5同士は連結部材
(図示せず)によって一体的に連結されて,出力軸3に
トルクを出力する。なお,自動車に搭載されるトロイダ
ル型無段変速機1は,変速ユニットが同一軸上に2つ配
置されたダブルキャビティ式のトロイダル型無段変速機
1が一般的である。FIGS. 5 and 6 respectively show an example of a toroidal-type continuously variable transmission and an outline of its gear ratio control. The toroidal type continuously variable transmission 1 shown in FIG. 5 is arranged opposite to the input disk 4, which is rotatably supported with respect to the input shaft 2 to which the output of the engine E is input, and the input shaft 2. Output disk 5, which is rotatably supported with respect to input shaft 2, disposed between input disk 4 and output disk 5 opposed to each other, and can be tilted to transmit torque from input disk 4 to output disk 5. And a load roller disposed between the input disk 4 and the flange portion 7 provided on the input shaft 2 and acting on the input disk 4 to change the pressing force of the power roller 6 in accordance with the magnitude of the input torque. A pressing means 8 such as a cam is provided, and by rotating the power roller 6 around the tilt axis 11, the rotation of the input disk 4 according to the tilt angle .theta. It is configured to shift to transmission steplessly. When the power roller 6 tilts as shown in the figure, the frictional contact position of the power roller 6 with the input disk 4 becomes the position of the radius r 1 , and the frictional contact position with the output disk 5 becomes the position of the radius r 2 . The gear ratio between the input and output disks is r 1 / r 2 . The member denoted by reference numeral 9 is a trunnion that supports the power roller 6 in a tiltable manner, and will be described later in detail. Also, between the other transmission unit, the pair of output disks 5 are integrally connected by a connecting member (not shown), and output torque to the output shaft 3. The toroidal-type continuously variable transmission 1 mounted on an automobile is generally a double-cavity toroidal-type continuously variable transmission 1 in which two transmission units are arranged on the same shaft.
【0026】トロイダル型無段変速機1のパワーローラ
6の傾転の制御は,次のようにして行われる。図6には
トロイダル型無段変速機1の制御システムが示されてい
る。図示のように,一対のパワーローラ6は,対向して
配置された入力ディスク4と出力ディスク5(図6には
図示せず)との間に挟まれるように互いに対向して配置
され,それぞれトラニオン9に回転自在に支持されてい
る。パワーローラ6は,トラニオン9に対して偏心軸1
0によって支持されている。また,それぞれのトラニオ
ン9は変速機のケーシング29に回動可能で且つ軸方向
に移動可能に支持されている。即ち,各トラニオン9
は,自身の傾転軸11の軸方向に移動可能であり,且つ
傾転軸11を中心として回動可能である。トラニオン9
の傾転軸11には油圧アクチュエータ12が配設されて
おり,油圧アクチュエータ12は,ケーシング29に形
成された油圧シリンダ室13A,13B(総称する場合
は,13で記す)とトラニトン9に固定され且つ油圧シ
リンダ室13内を摺動可能に設けられたピストン14と
で構成されている。油圧シリンダ室13は,ピストン1
4によって区画された2つのシリンダ室,即ち増速側シ
リンダ室13Aと減速側シリンダ室13Bから構成され
ている。The tilt control of the power roller 6 of the toroidal type continuously variable transmission 1 is controlled as follows. FIG. 6 shows a control system of the toroidal type continuously variable transmission 1. As shown, a pair of power rollers 6 are arranged opposite to each other so as to be sandwiched between an input disk 4 and an output disk 5 (not shown in FIG. 6) which are arranged opposite to each other. It is rotatably supported by the trunnion 9. The power roller 6 has an eccentric shaft 1 with respect to the trunnion 9.
Supported by 0. Each trunnion 9 is supported by a casing 29 of the transmission so as to be rotatable and movable in the axial direction. That is, each trunnion 9
Is movable in the axial direction of its own tilting shaft 11 and is rotatable about the tilting shaft 11. Trunnion 9
A hydraulic actuator 12 is disposed on the tilting shaft 11 of the vehicle. The hydraulic actuator 12 is fixed to the hydraulic cylinder chambers 13A and 13B (generally referred to as 13) formed in the casing 29 and the traniton 9. And a piston 14 slidably provided in the hydraulic cylinder chamber 13. The hydraulic cylinder chamber 13 holds the piston 1
The cylinder chamber is divided into two cylinder chambers, namely, a speed increasing cylinder chamber 13A and a decelerating cylinder chamber 13B.
【0027】油圧シリンダ13の各シリンダ室13A,
13Bは油路17A,17Bによってスプール弁18に
連通している。スプール弁18内に摺動自在に配設され
たスプール21は,軸方向両端に配置されたばね22に
よって中立位置に保持されている。スプール弁18は一
端にSaポートが形成され,他端にSbポートが形成さ
れ,Saポートにはソレノイド弁23Cを介して油圧P
aが供給され,Sbポートにはソレノイド弁23Dを介
して油圧Pbが供給される。スプール弁18は,油圧ラ
イン32へ連通するPLポート,油路17Aを介して増
速側シリンダ室13Aへ連通するAポート,油路17B
を介して減速側シリンダ室13Bへ連通するBポート,
リザーバへ連通する2つのRポートを備えている。ソレ
ノイド弁23C,23Dは,コントローラ24から出力
された制御信号に応じて作動するように構成されてい
る。スプール弁18とソレノイド弁23C,23Dは,
トロイダル型無段変速機1の変速比制御弁を構成してい
る。Each of the cylinder chambers 13A of the hydraulic cylinder 13
13B communicates with the spool valve 18 through oil passages 17A and 17B. A spool 21 slidably disposed in the spool valve 18 is held at a neutral position by springs 22 disposed at both ends in the axial direction. The spool valve 18 has an Sa port at one end, an Sb port at the other end, and a hydraulic pressure P at the Sa port via a solenoid valve 23C.
a is supplied, and the hydraulic pressure Pb is supplied to the Sb port via the solenoid valve 23D. The spool valve 18 has a PL port communicating with the hydraulic line 32, an A port communicating with the speed increasing side cylinder chamber 13A via the oil passage 17A, and an oil passage 17B.
B port communicating with the deceleration side cylinder chamber 13B through the
It has two R ports that communicate with the reservoir. The solenoid valves 23C and 23D are configured to operate according to a control signal output from the controller 24. The spool valve 18 and the solenoid valves 23C and 23D
The transmission ratio control valve of the toroidal-type continuously variable transmission 1 is configured.
【0028】傾転軸11の先端にはプリセスカム15が
連結され,中央部を枢着されたレバー16の一端がプリ
セスカム15に当接し,レバー16の他端がスプール弁
18のスプール21に当接している。プリセスカム15
は,トラニオン9の傾転軸11の軸方向変位量Yに応じ
て変位すると共に傾転角変位量θに応じても変位するの
で,両変位量が存在する場合には両変位量の合成変位量
を検出することになる。スプール21は,この合成変位
量に対応してスプール弁18内を変位する。スプール弁
18は,弁ケース内を摺動可能に配置されると共に内部
をスプール21が摺動自在に嵌合するスリーブ19を有
している。A precess cam 15 is connected to the tip of the tilting shaft 11, and one end of a lever 16 pivotally connected to the center portion contacts the precess cam 15, and the other end of the lever 16 contacts the spool 21 of the spool valve 18. ing. Precess cam 15
Is displaced in accordance with the axial displacement Y of the tilt shaft 11 of the trunnion 9 and is also displaced in accordance with the displacement angular displacement θ, so if both displacements are present, the combined displacement of the two displacements The amount will be detected. The spool 21 is displaced inside the spool valve 18 in accordance with the resultant displacement. The spool valve 18 has a sleeve 19 which is slidably disposed in the valve case and into which a spool 21 is slidably fitted.
【0029】コントローラ24には,エンジン回転数セ
ンサ25及びアクセルペダル踏込み量センサ26等の各
種センサからの検出信号が入力される。コントローラ2
4は,これらのセンサで検出されたエンジン回転数,ア
クセルペダル踏込み量等の変速情報信号に基づいて,目
標変速比を計算して,ソレノイド弁23C,23Dに制
御信号を出力する。なお,出力軸回転数センサ25は車
速センサであって,アクセルペダル踏込み量センサ26
はスロットル開度センサであってもよい。スリーブ19
は,目標変速比に応じて上記したソレノイド弁23C,
23Dが出力する出力圧に基づく油圧力とばね20とが
バランスする位置へシフトしている。Detection signals from various sensors such as an engine speed sensor 25 and an accelerator pedal depression amount sensor 26 are input to the controller 24. Controller 2
Reference numeral 4 calculates a target gear ratio based on a gear shift information signal such as an engine speed and an accelerator pedal depression amount detected by these sensors, and outputs a control signal to the solenoid valves 23C and 23D. The output shaft speed sensor 25 is a vehicle speed sensor, and the accelerator pedal depression amount sensor 26
May be a throttle opening sensor. Sleeve 19
Corresponds to the solenoid valve 23C,
The position is shifted to a position where the oil pressure based on the output pressure output by 23D and the spring 20 are balanced.
【0030】スプール21の位置は,スリーブ19の位
置に合うようにフィードバック制御される。即ち,トロ
イダル型無段変速機1では,トラニオン9を中立位置か
らいずれか一方へ傾転軸方向(即ち,傾転軸11の軸方
向)に変位させると,その方向と変位量に応じた向きと
速さでトラニオン9が傾転軸11の回りで傾転するとい
う性質を利用して,該傾転を制御することにより変速制
御が行われる。詳細には,スプール21とスリーブ19
との相対位置に応じて,PLポートに入った油圧ライン
32の油圧は,油圧シリンダ13の増速側シリンダ室1
3A又は減速側シリンダ室13Bに選択的に供給され,
トラニオン9の傾転軸11方向位置が制御される。トラ
ニオン9の傾転軸11の軸方向位置Yが変化すると,ト
ラニオン9に回転支持されているパワーローラ6と入力
ディスク4及び出力ディスク5との摩擦接触点が変更さ
れ,パワーローラ6には傾転軸11の周りに傾転させる
力が発生する。トラニオン9の傾転軸11方向の変位量
Yとその回転方向変位θとの合成変位量が,プリセスカ
ム15によって検出される。検出された合成変位量は,
変速比の現在情報に該当し,レバー16を介してスプー
ル弁18のスプール21の変位に変換される。The position of the spool 21 is feedback-controlled so as to match the position of the sleeve 19. That is, in the toroidal-type continuously variable transmission 1, when the trunnion 9 is displaced in the tilt axis direction from the neutral position to either one (that is, the axial direction of the tilt shaft 11), the direction according to the direction and the amount of displacement. By using the property that the trunnion 9 tilts around the tilt shaft 11 at a high speed, the shift control is performed by controlling the tilt. Specifically, the spool 21 and the sleeve 19
The hydraulic pressure of the hydraulic line 32 that has entered the PL port depends on the relative position of the hydraulic cylinder 13 to the speed increasing side cylinder chamber 1 of the hydraulic cylinder 13.
3A or selectively supplied to the deceleration side cylinder chamber 13B,
The position of the trunnion 9 in the direction of the tilt axis 11 is controlled. When the axial position Y of the tilt shaft 11 of the trunnion 9 changes, the friction contact points between the power roller 6 rotatably supported by the trunnion 9 and the input disk 4 and the output disk 5 are changed. A tilting force is generated around the rotation axis 11. The precess cam 15 detects the combined displacement amount of the displacement amount Y of the trunnion 9 in the direction of the tilt axis 11 and the displacement θ in the rotation direction. The detected combined displacement is
This corresponds to the current information of the gear ratio, and is converted into the displacement of the spool 21 of the spool valve 18 via the lever 16.
【0031】まず,コントローラ24は,変速情報を基
に目標変速比を算出し,スプール弁18のポートSa,
Sbに作用する圧力Pa,Pbの差圧ΔPが,この目標
変速比に比例するようにソレノイド弁23C,23Dに
出力すべきduty(デューティ)CとdutyDとを
演算する。dutyとはパルス幅変調制御におけるON
とOFFの時間比率をいう。即ち,duty(%)は次
式で与えられる。 duty=(一周期のソレノイドON時間/ソレノイド
作動周期)×100 次に,dutyC及びdutyDをそれぞれソレノイド
弁23C,23Dへ出力する。スプール弁18のスリー
ブ19は,差圧ΔPとスリーブ19の両端に配設された
ばね20のばね力を受けて,釣り合う位置にまで移動す
る。即ち,スリーブ19の変位量は,目標変速比に比例
した変位量となる。First, the controller 24 calculates a target speed ratio based on the speed change information, and calculates the port Sa,
The duty (C) and dutyD to be output to the solenoid valves 23C and 23D are calculated so that the pressure difference ΔP between the pressures Pa and Pb acting on Sb is proportional to the target gear ratio. Duty is ON in pulse width modulation control
And OFF time ratio. That is, duty (%) is given by the following equation. duty = (one cycle of solenoid ON time / solenoid operation cycle) × 100 Next, dutyC and dutyD are output to the solenoid valves 23C and 23D, respectively. The sleeve 19 of the spool valve 18 moves to a position where it is balanced by receiving the differential pressure ΔP and the spring force of the springs 20 disposed at both ends of the sleeve 19. That is, the displacement of the sleeve 19 is proportional to the target gear ratio.
【0032】例えば,トラニオン9がある中立位置にあ
るときに増速側に変速しようとする場合には,算出され
たdutyC及びdutyDがソレノイド弁23C,2
3Dに出力される結果,スプール弁18の両端に作用す
る油圧Pa及び油圧Pbの関係がPa>Pbの関係とな
り,スリーブ19は図で右側に移動する。油路17Bは
PLポートを介して油圧ライン32に連通し,油路17
AはRポートを介してリザーバへ連通して,油路17B
の圧力Puが油路17Aの圧力Pdよりも大きくなる
(Pu>Pd)。その結果,シリンダ室13A,13B
の圧力差により,図6においてトラニオン9は傾転軸方
向変位量Yが負の方向,即ち,左側のトラニオン9は上
方へ変位し,右側のトラニオン9は下方へ変位する。傾
転軸方向変位量Yが負(Y<0)であるから,パワーロ
ーラ6の傾転特性によってパワーローラ6の傾転角変位
量θが負(θ<0)の方向(増速側)へトラニオン9は
傾転を開始し増速側へ変速動作が開始される。このよう
に,パワーローラ6の傾転特性は,トラニオン9が傾転
軸11の軸方向に変位することによって傾転角の変位が
生じるものであるから,トラニオン9の傾転軸方向変位
量Yとパワーローラ6の傾転角変位量θとの合成変位量
がプリセスカム15によって検出されて,スプール21
がスリーブ19に追従するように変位する。For example, when the speed is to be shifted to the speed increasing side when the trunnion 9 is at a certain neutral position, the calculated duty C and duty D are determined by the solenoid valves 23C, 2C.
As a result of the output to 3D, the relationship between the oil pressure Pa and the oil pressure Pb acting on both ends of the spool valve 18 becomes a relationship Pa> Pb, and the sleeve 19 moves to the right in the figure. The oil passage 17B communicates with the hydraulic line 32 via the PL port.
A communicates with the reservoir via the R port, and oil passage 17B
Is higher than the pressure Pd of the oil passage 17A (Pu> Pd). As a result, the cylinder chambers 13A, 13B
6, the trunnion 9 in FIG. 6 is displaced in the negative direction of the displacement axis direction Y, that is, the left trunnion 9 is displaced upward, and the right trunnion 9 is displaced downward. Since the tilt axis displacement Y is negative (Y <0), the tilt angle displacement θ of the power roller 6 is negative (θ <0) due to the tilt characteristics of the power roller 6 (speed increasing side). The heft trunnion 9 starts to tilt, and the speed change operation to the speed increasing side is started. As described above, the tilt characteristic of the power roller 6 is such that the displacement of the tilt angle is caused by the displacement of the trunnion 9 in the axial direction of the tilt shaft 11, so that the displacement amount Y of the trunnion 9 in the tilt axis direction is changed. The combined displacement of the power roller 6 and the tilt angle displacement θ of the power roller 6 is detected by the
Is displaced so as to follow the sleeve 19.
【0033】更にトラニオン4の傾転が続くと,スプー
ル21は右側に変位し,スリーブ19との相対的な位置
が変化し,その相対位置の変化に応じて油路17Aの圧
力Paと油路17Bの圧力Pbが切り替わり,トラニオ
ン9の傾転軸方向変位量Yの方向が変化し,傾転軸方向
変位量Yが正の値になると減速側に傾転し,以上の変速
動作を繰り返して変速比は目標変速比に収束する。その
ときには,トラニオン4の傾転軸方向変位量Yもゼロに
なっており,変速動作が終了する。このとき,スプール
21とスリーブ19との位置が合わせられ,油圧アクチ
ュエータ12への作動油の供給が停止することになる。
この場合,油圧アクチュエータ12への作動油の圧力の
変動が少ないないことが安定した変速動作に繋がる。変
速動作時には,入力ディスク4とパワーローラ6及び出
力ディスク5とパワーローラ6との接線力に対向する力
と共に変速用に必要な油圧を油圧ライン32のライン圧
から油圧アクチュエータ12に供給する必要があるが,
ライン圧PLの圧力が安定していると,トラニオン9の
傾転軸11の軸方向変位に変速に必要なもの以外の変動
が生じず,安定した変速動作を得ることができる。When the trunnion 4 continues to be tilted, the spool 21 is displaced to the right, the relative position with respect to the sleeve 19 changes, and the pressure Pa of the oil passage 17A and the oil passage 17B, the direction of the tilt axis displacement Y of the trunnion 9 changes. When the tilt axis displacement Y becomes a positive value, the trunnion 9 tilts to the deceleration side, and the above shifting operation is repeated. The speed ratio converges to the target speed ratio. At that time, the displacement amount Y of the trunnion 4 in the tilt axis direction is also zero, and the shift operation ends. At this time, the positions of the spool 21 and the sleeve 19 are aligned, and the supply of hydraulic oil to the hydraulic actuator 12 is stopped.
In this case, a small change in the pressure of the hydraulic oil applied to the hydraulic actuator 12 leads to a stable shift operation. At the time of the shifting operation, it is necessary to supply the hydraulic pressure necessary for shifting from the line pressure of the hydraulic line 32 to the hydraulic actuator 12 together with the force opposing the tangential force between the input disk 4 and the power roller 6 and the output disk 5 and the power roller 6. There is
When the pressure of the line pressure PL is stable, the axial displacement of the tilt shaft 11 of the trunnion 9 does not change except for the gear required for shifting, and a stable shifting operation can be obtained.
【0034】[0034]
【発明の効果】この発明によるリリーフ弁は,上記のよ
うに構成されているので,次のような効果を奏する。即
ち,それぞれの弁開部で排出される流量が従来のリリー
フ弁と比較して概略半分になるので,発生する流体力の
絶対値自体が小さくなると共に,各弁開部を作動油が通
過することによって生じる油圧力は,互いに向きが逆に
方向を向いているので相殺され,スプールの釣合いへの
影響を事実上無視できる程度にまで軽減される。したが
って,オイルポンプの吐出ラインである油圧ラインのラ
イン圧は,スプールのランドの縁部と弁ケースの壁部と
の間の弁開部を流れる油圧力の影響を受け難くなるの
で,所定の圧力に調圧される。その結果,ライン圧が低
圧に調圧されて変速機内部のクラッチへ供給すべき油圧
が不足して滑りを生じるということも,ライン圧が高圧
に調圧されてオイルポンプでの動力損失が増大する等の
問題が生じることがない。特に,トロイダル型無段変速
機のように,油圧源としてのオイルポンプから作動油が
供給される油圧アクチュエータの油圧力によってトラニ
オンの傾転軸方向の位置を制御し,それによって変速比
を制御するものにおいては,変速比制御弁を通じて消費
するオイル量が変速動作に合わせて大きく変化しても,
リリーフ弁で適正な圧力に調圧されることになり,安定
した変速比を得ることができる。The relief valve according to the present invention is configured as described above, and has the following effects. That is, since the flow rate discharged at each valve opening is approximately half as compared with the conventional relief valve, the absolute value of the generated fluid force itself is reduced, and the hydraulic oil passes through each valve opening. The resulting hydraulic pressures are offset because they face in opposite directions, and the effect on the balance of the spool is reduced to a virtually negligible effect. Therefore, the line pressure of the hydraulic line, which is the discharge line of the oil pump, becomes less affected by the oil pressure flowing through the valve opening between the edge of the spool land and the wall of the valve case. Is regulated. As a result, the line pressure is adjusted to a low pressure and the hydraulic pressure to be supplied to the clutch inside the transmission is insufficient, causing slippage. This also means that the line pressure is adjusted to a high pressure and the power loss in the oil pump increases. There is no problem such as doing. In particular, like a toroidal type continuously variable transmission, the position of the trunnion in the tilt axis direction is controlled by the hydraulic pressure of a hydraulic actuator to which hydraulic oil is supplied from an oil pump as a hydraulic power source, thereby controlling the gear ratio. In this case, even if the amount of oil consumed through the gear ratio control valve changes greatly in accordance with the shifting operation,
The pressure is adjusted to an appropriate pressure by the relief valve, and a stable gear ratio can be obtained.
【図1】この発明によるリリーフ弁の一実施例を示す断
面図である。FIG. 1 is a sectional view showing an embodiment of a relief valve according to the present invention.
【図2】従来のリリーフ弁の一例を示す断面図である。FIG. 2 is a sectional view showing an example of a conventional relief valve.
【図3】従来のリリーフ弁の別の例を示す断面図であ
る。FIG. 3 is a sectional view showing another example of a conventional relief valve.
【図4】オイルポンプを油圧源とし,トロイダル型無段
変速機を含む負荷に油圧を供給する油圧システムの概略
図である。FIG. 4 is a schematic diagram of a hydraulic system that uses an oil pump as a hydraulic pressure source and supplies hydraulic pressure to a load including a toroidal-type continuously variable transmission.
【図5】変速比制御機構を含むトロイダル型無段変速機
の一例を示す概略図である。FIG. 5 is a schematic diagram showing an example of a toroidal-type continuously variable transmission including a speed ratio control mechanism.
【図6】図5に示したトロイダル型無段変速機の制御シ
ステムの一例を示す図である。FIG. 6 is a diagram showing an example of a control system of the toroidal-type continuously variable transmission shown in FIG.
1 リリーフ弁 2 入力軸 3 出力軸 4 入力ディスク 5 出力ディスク 6 パワーローラ 9 トラニオン 11 傾転軸 12 油圧アクチュエータ 13A,13B 油圧シリンダ室 18 スプール弁 30 オイルポンプ 31 リザーバ 32 油圧ライン 40 リリーフ弁 41 弁ケース 42 大径穴 43 小径穴 44 スプール 47a 第1受圧面 47c 第2受圧面 48A 第1弁開部 48B 第2弁開部 49 設定ばね θ 傾転角度 P 入口ポート R1 第1出口ポート R2 第2出口ポート B1 第1室 B2 第2室 F 制御ポート Pmf パイロット制御圧 PL ライン圧 Reference Signs List 1 relief valve 2 input shaft 3 output shaft 4 input disk 5 output disk 6 power roller 9 trunnion 11 tilting shaft 12 hydraulic actuator 13A, 13B hydraulic cylinder chamber 18 spool valve 30 oil pump 31 reservoir 32 hydraulic line 40 relief valve 41 valve case 42 Large-diameter hole 43 Small-diameter hole 44 Spool 47a First pressure-receiving surface 47c Second pressure-receiving surface 48A First valve opening 48B Second valve opening 49 Setting spring θ Tilt angle P Inlet port R1 First outlet port R2 Second outlet Port B1 First chamber B2 Second chamber F Control port Pmf Pilot control pressure PL Line pressure
Claims (5)
接続される入口ポートとドレンラインに接続される出口
ポートとが形成された弁ケース,及び前記油圧ラインの
ライン圧と前記油圧ラインの設定圧との偏差に基づいて
前記中空穴内に変位可能に収容されたスプールを備え,
前記弁ケースと前記スプールとの間に形成され且つ前記
入口ポートと前記出口ポートとを接続する弁開部を前記
スプールの変位によって開閉することにより前記ライン
圧を前記設定圧に維持することから成るリリーフ弁にお
いて,前記出口ポートは第1出口ポート及び第2出口ポ
ートから構成され,前記弁開部は,前記入口ポートを前
記第1出口ポートに接続する第1弁開部と前記入口ポー
トを前記第2出口ポートに接続する第2弁開部とから成
り,圧油が前記第1弁開部と前記第2弁開部とを流れる
ときに前記スプールに生じる油圧力は互いに相殺される
ことを特徴とするリリーフ弁。1. A valve case in which a hollow hole is formed and an inlet port connected to a hydraulic line and an outlet port connected to a drain line are formed, and the line pressure of the hydraulic line and the setting of the hydraulic line A spool accommodated in the hollow hole so as to be displaceable based on a deviation from pressure.
Maintaining the line pressure at the set pressure by opening and closing a valve opening formed between the valve case and the spool and connecting the inlet port and the outlet port by displacement of the spool. In the relief valve, the outlet port includes a first outlet port and a second outlet port, and the valve opening unit connects the first valve opening unit that connects the inlet port to the first outlet port and the inlet port. A second valve opening connected to a second outlet port, wherein hydraulic pressures generated in the spool when the pressure oil flows through the first valve opening and the second valve opening cancel each other out. Features a relief valve.
なくとも第1室と第2室とを形成しており,前記第1室
は前記入口ポートに常に連通すると共に前記第1弁開部
を通じて前記第1出口ポートに連通しており,前記第2
室は前記第2弁開部を通じて前記入口ポートに連通する
と共に前記第2出口ポートに常に連通していることを特
徴とする請求項1に記載のリリーフ弁。2. The spool further defines at least a first chamber and a second chamber by dividing the hollow hole, and the first chamber is always in communication with the inlet port and through the first valve opening. The first outlet port and the second outlet port;
2. The relief valve according to claim 1, wherein the chamber communicates with the inlet port through the second valve opening and constantly communicates with the second outlet port.
圧を定めるため,設定ばねが係合すると共にパイロット
制御圧が作用する第1受圧面が形成されており,前記ス
プールの第2端部には前記ライン圧が作用する第2受圧
面が形成されていることを特徴とする請求項1又は2に
記載のリリーフ弁。3. A first pressure receiving surface on which a set spring is engaged and a pilot control pressure acts to determine the set pressure is formed at a first end of the spool. The relief valve according to claim 1, wherein a second pressure receiving surface on which the line pressure acts is formed at an end portion.
ンプ又は可変容量式オイルポンプの吐出ラインであるこ
とを特徴とする請求項1〜3のいずれか1項に記載のリ
リーフ弁。4. The relief valve according to claim 1, wherein the hydraulic line is a discharge line of a fixed displacement oil pump or a variable displacement oil pump.
機の変速用油圧シリンダに接続される前記油圧ラインと
しての変速用油圧ラインに適用されており,前記トロイ
ダル型無段変速機は,対向して配置された入力ディスク
と出力ディスク,前記両ディスクに対する傾転角度に応
じて前記入力ディスクの回転を無段階に変速して前記出
力ディスクに伝達する一対のパワーローラ,及び前記パ
ワーローラをそれぞれ回転自在に支持し且つ前記変速用
油圧シリンダの作動によって傾転軸方向へ変位されるこ
とにより前記傾転軸回りに回転するトラニオンを具備
し,前記変速用油圧シリンダは変速比制御弁を通じての
前記変速用油圧ラインのライン圧が供給されて作動する
二つのシリンダ室を備え,前記各シリンダ室は前記変速
比制御弁が中立位置にある状態で前記変速用油圧ライン
と遮断され且つ前記変速比制御弁が前記中立位置から変
位した状態で前記各シリンダ室を前記変速用油圧ライン
とリザーバとにそれぞれ選択的に連通されることから成
ることを特徴とする請求項1〜4のいずれか1項に記載
のリリーフ弁。5. The relief valve is applied to a transmission hydraulic line as the hydraulic line connected to a transmission hydraulic cylinder of a toroidal type continuously variable transmission, and the toroidal type continuously variable transmission is opposed to the transmission line. A pair of power rollers for continuously changing the rotation of the input disk according to the tilt angle of the input disk and the output disk with respect to the two disks and transmitting the rotation to the output disk; and rotating the power rollers. And a trunnion that is freely supported and rotates about the tilt axis by being displaced in the tilt axis direction by the operation of the shift hydraulic cylinder, and the shift hydraulic cylinder is configured to shift the gear through a gear ratio control valve. And two cylinder chambers that are operated by being supplied with the line pressure of the hydraulic pressure line, and each of the cylinder chambers has the gear ratio control valve in the neutral position. In a certain state, the cylinder chambers are selectively disconnected from the shift hydraulic line and the reservoir while the gear ratio control valve is displaced from the neutral position. The relief valve according to any one of claims 1 to 4, characterized in that:
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP10186898A JPH11287341A (en) | 1998-03-31 | 1998-03-31 | Relief valve |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP10186898A JPH11287341A (en) | 1998-03-31 | 1998-03-31 | Relief valve |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH11287341A true JPH11287341A (en) | 1999-10-19 |
Family
ID=14311977
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP10186898A Pending JPH11287341A (en) | 1998-03-31 | 1998-03-31 | Relief valve |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPH11287341A (en) |
Cited By (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
CN103038558A (en) * | 2010-06-11 | 2013-04-10 | 布勒股份公司 | Valve arrangement |
CN108050225A (en) * | 2017-12-29 | 2018-05-18 | 浙江大学城市学院 | Stepless speed changing with hydraulic transmission system |
CN109323025A (en) * | 2018-12-12 | 2019-02-12 | 李军 | A kind of pressure release pump |
-
1998
- 1998-03-31 JP JP10186898A patent/JPH11287341A/en active Pending
Cited By (6)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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JP2013528271A (en) * | 2010-06-11 | 2013-07-08 | ビューラー・アクチエンゲゼルシャフト | Valve apparatus and method for controlling flow through between main flow path and at least one flow path |
CN108050225A (en) * | 2017-12-29 | 2018-05-18 | 浙江大学城市学院 | Stepless speed changing with hydraulic transmission system |
CN108050225B (en) * | 2017-12-29 | 2023-09-08 | 浙江大学城市学院 | Hydraulic transmission stepless speed change system |
CN109323025A (en) * | 2018-12-12 | 2019-02-12 | 李军 | A kind of pressure release pump |
CN109323025B (en) * | 2018-12-12 | 2019-12-03 | 万静琼 | A kind of pressure release pump |
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