JPS6188064A - ベルト式無段変速機の油圧制御装置 - Google Patents
ベルト式無段変速機の油圧制御装置Info
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- JPS6188064A JPS6188064A JP20896484A JP20896484A JPS6188064A JP S6188064 A JPS6188064 A JP S6188064A JP 20896484 A JP20896484 A JP 20896484A JP 20896484 A JP20896484 A JP 20896484A JP S6188064 A JPS6188064 A JP S6188064A
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- hydraulic
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- valve
- line oil
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control 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
- F16H61/66—Control 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
- F16H61/662—Control 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 with endless flexible members
- F16H61/66254—Control 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 with endless flexible members controlling of shifting being influenced by a signal derived from the engine and the main coupling
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
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- F16H2061/66286—Control for optimising pump efficiency
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Control Of Transmission Device (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
技術分野
本発明はベルト式無段変速機の油圧制御装置に関し、特
に油圧源において作動油を圧送するために消費される動
力損失を可及的に軽減する技術に関するものである。
に油圧源において作動油を圧送するために消費される動
力損失を可及的に軽減する技術に関するものである。
従来技術
一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設けられた
可変プーリと、それ等可変プーリに巻掛けられて動力を
伝達する伝導ベルトと、前記可変プーリの有効径を変更
する一対の油圧シリンダとを備えたベルト式無段変速機
が知られている。斯るヘルド式無段変速機においては、
減速側から増速側に至る範囲内で変速を可能とするため
に一次側回転軸側の油圧シリンダと二次側回転軸側の油
圧シリンダとの推力比(出力側油圧シリンダの推力/入
力側油圧シリンダの推力)を広範囲に、たとえば1.5
から0.5に至る範囲に変化させる必要がある。第5図
はベルト式無段変速機の所望の速度比を得るために必要
な推力比の例を速度比との関連において示したものであ
り、図中Pは正の負荷トルクが加えられた状態、Mは無
負荷の状態、Nは負の負荷トルクが加えられた状態を示
す。
可変プーリと、それ等可変プーリに巻掛けられて動力を
伝達する伝導ベルトと、前記可変プーリの有効径を変更
する一対の油圧シリンダとを備えたベルト式無段変速機
が知られている。斯るヘルド式無段変速機においては、
減速側から増速側に至る範囲内で変速を可能とするため
に一次側回転軸側の油圧シリンダと二次側回転軸側の油
圧シリンダとの推力比(出力側油圧シリンダの推力/入
力側油圧シリンダの推力)を広範囲に、たとえば1.5
から0.5に至る範囲に変化させる必要がある。第5図
はベルト式無段変速機の所望の速度比を得るために必要
な推力比の例を速度比との関連において示したものであ
り、図中Pは正の負荷トルクが加えられた状態、Mは無
負荷の状態、Nは負の負荷トルクが加えられた状態を示
す。
このため、共通の(単一の)ライン油圧が用言され1.
かつそのライン油圧が油圧シリンダの一方に直接供給さ
れて伝導ベルトの張力が適切に保持されるとともに、そ
のライン油圧の作動油が他方の油圧シリンダ内へ流入す
る流量、あるいはその油圧シリンダ内からたとえばドレ
イン油路に排出される作動油の排出量を流量制御弁によ
って調節することによりベルト式無段変速機の速度比を
制御する形式の油圧制御装置においては、前記推力比を
幅広く確保するために流量制御弁によって作動油の出入
流量が制御される側の前記他方の油圧シリンダの受圧面
積を前記一方の油圧シリンダの受圧面積に対して約2倍
程度とする必要があった。
かつそのライン油圧が油圧シリンダの一方に直接供給さ
れて伝導ベルトの張力が適切に保持されるとともに、そ
のライン油圧の作動油が他方の油圧シリンダ内へ流入す
る流量、あるいはその油圧シリンダ内からたとえばドレ
イン油路に排出される作動油の排出量を流量制御弁によ
って調節することによりベルト式無段変速機の速度比を
制御する形式の油圧制御装置においては、前記推力比を
幅広く確保するために流量制御弁によって作動油の出入
流量が制御される側の前記他方の油圧シリンダの受圧面
積を前記一方の油圧シリンダの受圧面積に対して約2倍
程度とする必要があった。
このため、その他方の油圧シリンダが大径となり、ベル
ト式無段変速機が大型となるとともに、一次側(入力端
)回転部材の慣性モーメントも大きくなり、かつ変速時
には大量の作動油を必要とするため、充分な応答性が得
られない等の問題があった。たとえば、特開昭52−9
8861号公報に記載されたベルト式無段変速機の油圧
制御装置がそれである。
ト式無段変速機が大型となるとともに、一次側(入力端
)回転部材の慣性モーメントも大きくなり、かつ変速時
には大量の作動油を必要とするため、充分な応答性が得
られない等の問題があった。たとえば、特開昭52−9
8861号公報に記載されたベルト式無段変速機の油圧
制御装置がそれである。
これに対し、2種類のライン油圧である第1ライン油圧
および第2ライン油圧をそれぞれ調圧する第1調圧弁お
よび第2調圧弁を設け、それ等の油圧のうち相対的に油
圧の小さい第1ライン油圧を専ら伝導ベルトの張力を制
御するための前記一方の油圧シリンダに供給させるとと
もに、相対的に油圧の大きい第2ライン油圧を流量制御
弁へ供給する油圧制御装置が知られている。斯る油圧制
御によれば、前記一方の油圧シリンダおよび他方の油圧
シリンダの受圧面積が略同等であっても、第1ライン油
圧と第2ライン油圧との油圧差に応じて一方の油圧シリ
ンダと他方の油圧シリンダとの推力比を大きく確保する
ことができる。特公昭48−26692号公報に記載さ
れた装置がそれである。
および第2ライン油圧をそれぞれ調圧する第1調圧弁お
よび第2調圧弁を設け、それ等の油圧のうち相対的に油
圧の小さい第1ライン油圧を専ら伝導ベルトの張力を制
御するための前記一方の油圧シリンダに供給させるとと
もに、相対的に油圧の大きい第2ライン油圧を流量制御
弁へ供給する油圧制御装置が知られている。斯る油圧制
御によれば、前記一方の油圧シリンダおよび他方の油圧
シリンダの受圧面積が略同等であっても、第1ライン油
圧と第2ライン油圧との油圧差に応じて一方の油圧シリ
ンダと他方の油圧シリンダとの推力比を大きく確保する
ことができる。特公昭48−26692号公報に記載さ
れた装置がそれである。
発明が解決すべき問題点
しかしながら、斯る従来のベルト式無段変速はの油圧制
御装置によれば、前記流量制御弁によって容量が変化さ
せられる他方の油圧シリンダの推力を前記第1ライン油
圧が供給される前記一方の油圧シリンダの推力に比べて
小さくする領域、すなわち推力比が1より小さい領域に
おいては、本来的に第1ライン油圧よりも大きな第2ラ
イン油圧を用いる必要はなく、このような領域において
は第2ライン油圧を作り出すために油圧ポンプが不要に
駆動される結果となり、油圧ポンプを駆動するために費
やされる動力が無用に消費される不都合があった。しか
も、その第2ライン油圧はベルト式無段変速機の速度比
全域に渡って確実な変速応答性を得るために相当量の余
裕を考慮して第1ライン油圧よりも一定量だけ高く設定
する必要があり、この面においても油圧ポンプの駆動ト
ルクが増加して動力損失が大きくなるという問題があっ
た。
御装置によれば、前記流量制御弁によって容量が変化さ
せられる他方の油圧シリンダの推力を前記第1ライン油
圧が供給される前記一方の油圧シリンダの推力に比べて
小さくする領域、すなわち推力比が1より小さい領域に
おいては、本来的に第1ライン油圧よりも大きな第2ラ
イン油圧を用いる必要はなく、このような領域において
は第2ライン油圧を作り出すために油圧ポンプが不要に
駆動される結果となり、油圧ポンプを駆動するために費
やされる動力が無用に消費される不都合があった。しか
も、その第2ライン油圧はベルト式無段変速機の速度比
全域に渡って確実な変速応答性を得るために相当量の余
裕を考慮して第1ライン油圧よりも一定量だけ高く設定
する必要があり、この面においても油圧ポンプの駆動ト
ルクが増加して動力損失が大きくなるという問題があっ
た。
問題点を解決するための手段
本発明は以上の事情を背景として為されたものであり、
その要旨とするところは、前記ベルト式無段変速機にお
いて、油圧源から前記油圧シリンダの前記他方に供給さ
れる作動油の流量、およびその油圧シリンダから排出さ
れる作動油の流量を調節して前記ベルト式無段変速機の
速度比を制御する流量制御弁装置を備えた油圧制御装置
であって、前記油圧源と第一調圧弁装置との間に設けら
れ、前記油圧源から供給される作動油圧を前記他方の油
圧シリンダ内の作動油圧に対して所定圧高い第2ライン
油圧に調圧し、かつ該油圧源から供給される作動油圧が
前記第1ライン油圧または大気圧に対して予め定められ
た一定の圧力を超えた時該油圧源と前記第1ライン油圧
を導く第1ライン油路との間を連通させる第二調圧弁装
置を含み、前記第2ライン油圧を前記流量制御弁に供給
させるとともに、前記油圧源から供給される作動油圧の
前記予め定められた一定の圧力以上の昇圧を防止するよ
うにしたことを含むことにある。
その要旨とするところは、前記ベルト式無段変速機にお
いて、油圧源から前記油圧シリンダの前記他方に供給さ
れる作動油の流量、およびその油圧シリンダから排出さ
れる作動油の流量を調節して前記ベルト式無段変速機の
速度比を制御する流量制御弁装置を備えた油圧制御装置
であって、前記油圧源と第一調圧弁装置との間に設けら
れ、前記油圧源から供給される作動油圧を前記他方の油
圧シリンダ内の作動油圧に対して所定圧高い第2ライン
油圧に調圧し、かつ該油圧源から供給される作動油圧が
前記第1ライン油圧または大気圧に対して予め定められ
た一定の圧力を超えた時該油圧源と前記第1ライン油圧
を導く第1ライン油路との間を連通させる第二調圧弁装
置を含み、前記第2ライン油圧を前記流量制御弁に供給
させるとともに、前記油圧源から供給される作動油圧の
前記予め定められた一定の圧力以上の昇圧を防止するよ
うにしたことを含むことにある。
作用および発明の効果
このようにすれば、油圧源から前記流量制御弁装置へ供
給される作動油圧が調圧弁装置によって他方のシリンダ
内の作動油圧に対して所定圧高い油圧に調圧されるので
、油圧源から流量制御弁装置へ供給される作動油圧が他
方の油圧シリンダ内の作動油圧の変化、換言すればベル
ト式無段変速機の速度比あるいは伝達トルクの変化に応
じて所定圧高く調圧される。この油圧シリンダ間の受圧
面積が略同等であってもベルト式無段変速機の速度比等
に拘らず、作動油圧が流量制御弁装・置を介して他方の
油圧シリンダ内に流入させられ得て、それ等の間の推力
比が充分に得られる。同時に、調圧弁によって油圧−か
ら流量制御弁装置−・供給される作動油圧は、必要な推
力比を得るために必要かつ充分な値に変化させられるの
で、無用な動力損失が解消されるのである。
給される作動油圧が調圧弁装置によって他方のシリンダ
内の作動油圧に対して所定圧高い油圧に調圧されるので
、油圧源から流量制御弁装置へ供給される作動油圧が他
方の油圧シリンダ内の作動油圧の変化、換言すればベル
ト式無段変速機の速度比あるいは伝達トルクの変化に応
じて所定圧高く調圧される。この油圧シリンダ間の受圧
面積が略同等であってもベルト式無段変速機の速度比等
に拘らず、作動油圧が流量制御弁装・置を介して他方の
油圧シリンダ内に流入させられ得て、それ等の間の推力
比が充分に得られる。同時に、調圧弁によって油圧−か
ら流量制御弁装置−・供給される作動油圧は、必要な推
力比を得るために必要かつ充分な値に変化させられるの
で、無用な動力損失が解消されるのである。
また、本第二調圧弁装置は、油圧源から供給される作動
油圧が前記第1ライン油圧に対して予め定められた一定
の圧力を超えたとき、油圧源と第1ライン油路との間を
連通させるので、恰も、第2ライン油圧を導く第2ライ
ン油路と第1ライン油路との間に設けられるリリーフ弁
の機能を備えることとなる。それ故、たとえば、前記流
量制御弁装置による作動油の供給によって前記他方の油
圧シリンダが前記他方の可変プーリのV溝幅を最小とし
、その流量制御弁装置が油圧源とその他方の油圧シリン
ダ内との間を連通させると、その油圧シリンダ内と油圧
源との間に前記所定値の差圧を形成しよう生して前記第
二調圧弁装置により油圧源から第1ライン油路へ流され
る作動油流量が絞られて第2ライン油圧が高められるが
、このような状態において前記第二調圧弁装置のリリー
フ弁機能が作動して前記第2ライン油圧の作動油がそれ
よりも油圧の小さい第1ライン油路に排出されるので、
第2ライン油圧の昇圧が防止され、この点においてもそ
の昇圧に対する油圧ポンプの無用の動力損失が解消され
るとともに、過度の昇圧に起因する伝導ベルトに対する
過大な挟圧力が解消されてベルト式無段変速機の耐久性
が向上するのである。
油圧が前記第1ライン油圧に対して予め定められた一定
の圧力を超えたとき、油圧源と第1ライン油路との間を
連通させるので、恰も、第2ライン油圧を導く第2ライ
ン油路と第1ライン油路との間に設けられるリリーフ弁
の機能を備えることとなる。それ故、たとえば、前記流
量制御弁装置による作動油の供給によって前記他方の油
圧シリンダが前記他方の可変プーリのV溝幅を最小とし
、その流量制御弁装置が油圧源とその他方の油圧シリン
ダ内との間を連通させると、その油圧シリンダ内と油圧
源との間に前記所定値の差圧を形成しよう生して前記第
二調圧弁装置により油圧源から第1ライン油路へ流され
る作動油流量が絞られて第2ライン油圧が高められるが
、このような状態において前記第二調圧弁装置のリリー
フ弁機能が作動して前記第2ライン油圧の作動油がそれ
よりも油圧の小さい第1ライン油路に排出されるので、
第2ライン油圧の昇圧が防止され、この点においてもそ
の昇圧に対する油圧ポンプの無用の動力損失が解消され
るとともに、過度の昇圧に起因する伝導ベルトに対する
過大な挟圧力が解消されてベルト式無段変速機の耐久性
が向上するのである。
また、第二調圧弁装置内には上記リリーフ弁機能が備え
られているので、別途リリーフ弁を設ける場合に比較し
て油圧制御回路が簡単となる利点がある。
られているので、別途リリーフ弁を設ける場合に比較し
て油圧制御回路が簡単となる利点がある。
なお、前記第一調圧弁装置は、通常、コントローラ(コ
ンピュータ)からの信号に従って作動させられ、第1ラ
イン油圧はベルト式無段変速機の速度比あるいは伝達ト
ルクに応じて伝導ヘルドに滑りが生じない範囲で必要か
つ充分に制御されるので、第1ライン油圧が前記他方の
油圧シリンダ内の油圧よりも大きくなる場合がある。こ
のような場合においては前記第2調圧弁装置は調圧作動
をし得す第2ライン油圧は第1ライン油圧とともに変化
するが、第1ライン油圧が第2ライン油圧、換言すれば
他方の油圧シリンダ内の作動油圧よりも小さい領域にお
いて調圧作動し1.その他方の油圧シリンダ内の作動油
圧よりも所定値だけ高く第2ライン油圧を調圧する。
ンピュータ)からの信号に従って作動させられ、第1ラ
イン油圧はベルト式無段変速機の速度比あるいは伝達ト
ルクに応じて伝導ヘルドに滑りが生じない範囲で必要か
つ充分に制御されるので、第1ライン油圧が前記他方の
油圧シリンダ内の油圧よりも大きくなる場合がある。こ
のような場合においては前記第2調圧弁装置は調圧作動
をし得す第2ライン油圧は第1ライン油圧とともに変化
するが、第1ライン油圧が第2ライン油圧、換言すれば
他方の油圧シリンダ内の作動油圧よりも小さい領域にお
いて調圧作動し1.その他方の油圧シリンダ内の作動油
圧よりも所定値だけ高く第2ライン油圧を調圧する。
その第二調圧弁装置は、好ましくはシリンダボアと、そ
のシリンダボア内に摺動可能に嵌合されて前記油圧源と
第1ライン油路との間を開閉する弁子と、その弁子に設
けられ、前記第1ライン油圧を受けて該弁子を閉弁方向
へ付勢する第1受圧面と、前記弁子にそれぞれ設けられ
、前記第2ライン油圧および他方の油圧シリンダ内の作
動油圧をそれぞれ受けてその弁子を開弁方向および閉弁
方向へ互いに逆向きに付勢する一対の第2および第3受
圧面とを含んで成るものである。この種の第2調圧弁装
置は上記弁子を閉弁方向へ付勢するスプリングを備えて
も良い。このような場合には、前記各受圧面積が受ける
推力差およびスプリングの付勢力によって前記第2ライ
ン油圧の前記他方の油圧シリンダ内の油圧に対する差圧
(所定値)が決定される。
のシリンダボア内に摺動可能に嵌合されて前記油圧源と
第1ライン油路との間を開閉する弁子と、その弁子に設
けられ、前記第1ライン油圧を受けて該弁子を閉弁方向
へ付勢する第1受圧面と、前記弁子にそれぞれ設けられ
、前記第2ライン油圧および他方の油圧シリンダ内の作
動油圧をそれぞれ受けてその弁子を開弁方向および閉弁
方向へ互いに逆向きに付勢する一対の第2および第3受
圧面とを含んで成るものである。この種の第2調圧弁装
置は上記弁子を閉弁方向へ付勢するスプリングを備えて
も良い。このような場合には、前記各受圧面積が受ける
推力差およびスプリングの付勢力によって前記第2ライ
ン油圧の前記他方の油圧シリンダ内の油圧に対する差圧
(所定値)が決定される。
実施例
以下、本発明の一実施例を示す図面に基づいて詳細に説
明する。
明する。
第1図において、車両用のエンジン10のクランク軸1
2は電磁クラッチ、遠心クラッチ、流体クラッチ等のク
ラッチ14を介してベルト式無段変速機16の一次側回
転軸18に連結されている。
2は電磁クラッチ、遠心クラッチ、流体クラッチ等のク
ラッチ14を介してベルト式無段変速機16の一次側回
転軸18に連結されている。
一次側回転軸18には固定回転体20が固設されている
とともに、可動回転体22が軸まわりの回転不能かつ軸
方向の移動可能に設けられており、それ等固定回転体2
0および可動回転体22によって■溝幅、換言すれば有
効径(伝導ベルトの掛り径)の変更可能な可変プーリ2
4が構成されている。ベルト式無段変速機■6の二次[
!1回転軸26においても固定回転体28および可動回
転体30が設けられており、それ等固定回転体28およ
び可動回転体30によって二次側可変プーリ32が構成
されている。一次側可変ブーIJ 24の可動回転体2
2は、一次側油圧シリンダ34によって駆動されるよう
になっており、また二次側可変ブー I732の可動回
転体30は二次側油圧シリンダ36によって駆動される
ようになっている。ここで、一次側油圧シリンダ34お
よび二次側油圧シリンダ36は略同等の受圧面積を備え
たものであり、可変プーリ24.32の径も略同等とさ
れている。一次側可変プーリ24および二次側可変プー
リ32には、通常、無端環状のフープとそのフープに沿
って重ねられた多数のブロックとからなる伝導ベルト3
8が巻き掛けられており、エンジン10から一次側回転
軸18に伝達された回転力が伝導ベルト38を介して二
次側回転軸26に伝達され、さらに図示しない副変速機
、終減速機を介して車両の駆動輪に伝達されるようにな
っている。油圧源としてのポンプ40は前記一次側回転
軸18内を縦通する図示しない連結軸を介してクランク
軸12と連結されており、エンジン10によって駆動さ
れるようになっている。ポンプ40はオイルタンク42
内の作動油をストレーナ44を介して吸入するとともに
第2ライン油路46を介して電磁式の流量制御サーボ弁
48および調圧弁50に圧送する。流量制御サーボ弁4
8は二方弁であって油路52を介して一次側油圧シリン
ダ34に接続されており、流量制御サーボ弁48は専ら
第2ライン油路46から一次側油圧シリンダ34へ流れ
る作動油の流量を制御する。また、油路52とドレイン
油路54との間には上記流量制御サーボ弁48と同様の
流量制御サーボ弁56が設けられており、流量制御サー
ボ弁56は専ら一次側油圧シリンダ34からオイルタン
ク42へ排出される作動油の流量を制御する。流量制御
サーボ弁48および56は図示しないコントローラから
供給される駆動信号に従って択一的に作動することによ
り一次側可変プーリ24の有効径を拡大または縮小し、
ベルト式無段変速殿16の速度比(二次側回転軸26の
回転速度/一次側回転軸18の回転速度)を調節する。
とともに、可動回転体22が軸まわりの回転不能かつ軸
方向の移動可能に設けられており、それ等固定回転体2
0および可動回転体22によって■溝幅、換言すれば有
効径(伝導ベルトの掛り径)の変更可能な可変プーリ2
4が構成されている。ベルト式無段変速機■6の二次[
!1回転軸26においても固定回転体28および可動回
転体30が設けられており、それ等固定回転体28およ
び可動回転体30によって二次側可変プーリ32が構成
されている。一次側可変ブーIJ 24の可動回転体2
2は、一次側油圧シリンダ34によって駆動されるよう
になっており、また二次側可変ブー I732の可動回
転体30は二次側油圧シリンダ36によって駆動される
ようになっている。ここで、一次側油圧シリンダ34お
よび二次側油圧シリンダ36は略同等の受圧面積を備え
たものであり、可変プーリ24.32の径も略同等とさ
れている。一次側可変プーリ24および二次側可変プー
リ32には、通常、無端環状のフープとそのフープに沿
って重ねられた多数のブロックとからなる伝導ベルト3
8が巻き掛けられており、エンジン10から一次側回転
軸18に伝達された回転力が伝導ベルト38を介して二
次側回転軸26に伝達され、さらに図示しない副変速機
、終減速機を介して車両の駆動輪に伝達されるようにな
っている。油圧源としてのポンプ40は前記一次側回転
軸18内を縦通する図示しない連結軸を介してクランク
軸12と連結されており、エンジン10によって駆動さ
れるようになっている。ポンプ40はオイルタンク42
内の作動油をストレーナ44を介して吸入するとともに
第2ライン油路46を介して電磁式の流量制御サーボ弁
48および調圧弁50に圧送する。流量制御サーボ弁4
8は二方弁であって油路52を介して一次側油圧シリン
ダ34に接続されており、流量制御サーボ弁48は専ら
第2ライン油路46から一次側油圧シリンダ34へ流れ
る作動油の流量を制御する。また、油路52とドレイン
油路54との間には上記流量制御サーボ弁48と同様の
流量制御サーボ弁56が設けられており、流量制御サー
ボ弁56は専ら一次側油圧シリンダ34からオイルタン
ク42へ排出される作動油の流量を制御する。流量制御
サーボ弁48および56は図示しないコントローラから
供給される駆動信号に従って択一的に作動することによ
り一次側可変プーリ24の有効径を拡大または縮小し、
ベルト式無段変速殿16の速度比(二次側回転軸26の
回転速度/一次側回転軸18の回転速度)を調節する。
そのコントローラは、たとえば、特願昭57−4074
7号に記載されたものと同様に、車両のアクセル操作量
に基づいて決定された目標回転速度とエンジン10の実
際の回転速度とを一致させるための速度比を得るように
流量制御サーボ弁48.56へ駆動信号を出力するので
ある。本実施例では流量制御サーボ弁48.56がe、
、量制御弁装置を構成している。
7号に記載されたものと同様に、車両のアクセル操作量
に基づいて決定された目標回転速度とエンジン10の実
際の回転速度とを一致させるための速度比を得るように
流量制御サーボ弁48.56へ駆動信号を出力するので
ある。本実施例では流量制御サーボ弁48.56がe、
、量制御弁装置を構成している。
前記調圧弁50は、第二調圧弁装置として機能し、第2
ライン油路46から第1ライン油路58へ流出する作動
油の流量を調節することにより第2ライン油路46内の
第2ライン油圧Pβ2を前記一次側油圧シリンダ34内
の作動油圧Pcに対して所定値(差圧ΔP□)だけ高く
なるように調圧とともに、第2ライン油圧Pβ2の異常
昇圧を防止するものである。すなわち、調圧弁50と油
路52および第1ライン油路58との間には油路60お
よび62がそれぞれ接続されており、それ等油路60お
よび62を介して上記作動油圧Pcおよび第1ライン油
圧Pβ、が調圧弁50に伝゛達され、上記作動油圧Pc
に基づいて第2ライ、ン油圧1)12が制御され、かつ
第1ライン油圧Pj21と作動油圧Pc(第2ライン油
圧P12)との差圧に基づいて第2ライン油圧P12の
異常昇圧が防止されるようになっている。
ライン油路46から第1ライン油路58へ流出する作動
油の流量を調節することにより第2ライン油路46内の
第2ライン油圧Pβ2を前記一次側油圧シリンダ34内
の作動油圧Pcに対して所定値(差圧ΔP□)だけ高く
なるように調圧とともに、第2ライン油圧Pβ2の異常
昇圧を防止するものである。すなわち、調圧弁50と油
路52および第1ライン油路58との間には油路60お
よび62がそれぞれ接続されており、それ等油路60お
よび62を介して上記作動油圧Pcおよび第1ライン油
圧Pβ、が調圧弁50に伝゛達され、上記作動油圧Pc
に基づいて第2ライ、ン油圧1)12が制御され、かつ
第1ライン油圧Pj21と作動油圧Pc(第2ライン油
圧P12)との差圧に基づいて第2ライン油圧P12の
異常昇圧が防止されるようになっている。
第2図に詳しく示すように、調圧弁50は大径部におい
て第2ライン油路46、第1ライン油路58、および油
路62と、小径部において油路60とそれぞれ連通する
段付状のシリンダボア66内に摺動可能に嵌合された弁
子68を備えている。
て第2ライン油路46、第1ライン油路58、および油
路62と、小径部において油路60とそれぞれ連通する
段付状のシリンダボア66内に摺動可能に嵌合された弁
子68を備えている。
弁子68は第2ライン油路46と第1ライン浦路58と
の間を開閉するものであって大径部70および小径部7
2から成り、スプリング74によって常時閉弁方向に付
勢されている。また、大IZ Un70の小径部72側
端面には第1ライン油圧pz、を受けて弁子68を閉弁
方向に付勢する第1受圧面76が設けられているととも
に、大径部70と小径部72とには、第2ライン油圧P
N2を受けて弁子68をスプリング74の付勢力に抗し
て付勢する第2受圧面78と一次側油圧シリンダ34内
の作動油圧Pcを受けて弁子68を閉弁方向へ付勢する
第3受圧面80とが備えられており、第2受圧面78に
受ける推力と第1受圧面76および第3受圧面80に受
ける推力およびスプリング74の付勢力とが平衡した位
置に位置決めされて、第2ライン油路46と第1ライン
油路58との間の流通断面積を調節する。すなわち、第
1受圧面76の受圧面積をSi、第1ライン油路58内
の油圧をPR□、第2受圧面78の受圧面積をS2、第
2ライン油路の圧力をPI3、第3受圧面80の受圧面
積をS3、一次側油圧シリンダ34内の圧力をPc、ス
プリング74の付勢力をF(X)とすれば、次式+11
の平衡条件が成立する位置に弁子68が移動させられる
。
の間を開閉するものであって大径部70および小径部7
2から成り、スプリング74によって常時閉弁方向に付
勢されている。また、大IZ Un70の小径部72側
端面には第1ライン油圧pz、を受けて弁子68を閉弁
方向に付勢する第1受圧面76が設けられているととも
に、大径部70と小径部72とには、第2ライン油圧P
N2を受けて弁子68をスプリング74の付勢力に抗し
て付勢する第2受圧面78と一次側油圧シリンダ34内
の作動油圧Pcを受けて弁子68を閉弁方向へ付勢する
第3受圧面80とが備えられており、第2受圧面78に
受ける推力と第1受圧面76および第3受圧面80に受
ける推力およびスプリング74の付勢力とが平衡した位
置に位置決めされて、第2ライン油路46と第1ライン
油路58との間の流通断面積を調節する。すなわち、第
1受圧面76の受圧面積をSi、第1ライン油路58内
の油圧をPR□、第2受圧面78の受圧面積をS2、第
2ライン油路の圧力をPI3、第3受圧面80の受圧面
積をS3、一次側油圧シリンダ34内の圧力をPc、ス
プリング74の付勢力をF(X)とすれば、次式+11
の平衡条件が成立する位置に弁子68が移動させられる
。
PI3 ・s、=pg、 ・S1+Pc−33+ F
(Xl ・・・(1)ただし、Xは弁子6
8の変位である。このため、一次側油圧シリンダ34内
の作動油圧Pcが低下すればそれに応じて第2ライン油
路46と第1ライン油路58との間の流通断面積が拡大
されて第2ライン油路46内の作動油流出量が増加して
第2ライン油圧Pi2が低下する。逆に一次側油圧シリ
ンダ34内の作動油圧Pcが上昇すれば第2ライン油路
46と第1ライン油路58との間の流通断面積が小さく
されて、第2ライン油圧Pβ2が上昇させられる。この
ようにして、一次側油圧シリンダ34内の油圧Pcの変
動に追従して第2ライン油圧P12がそれよりも所定値
だけ高い油圧となるように追従させられるので、流量制
御サーボ弁48の両端にはベルト式無段変速機16の速
度比が変化しても所定値の差圧ΔPs <=P7!2
PNt)が発生するようになっている。
(Xl ・・・(1)ただし、Xは弁子6
8の変位である。このため、一次側油圧シリンダ34内
の作動油圧Pcが低下すればそれに応じて第2ライン油
路46と第1ライン油路58との間の流通断面積が拡大
されて第2ライン油路46内の作動油流出量が増加して
第2ライン油圧Pi2が低下する。逆に一次側油圧シリ
ンダ34内の作動油圧Pcが上昇すれば第2ライン油路
46と第1ライン油路58との間の流通断面積が小さく
されて、第2ライン油圧Pβ2が上昇させられる。この
ようにして、一次側油圧シリンダ34内の油圧Pcの変
動に追従して第2ライン油圧P12がそれよりも所定値
だけ高い油圧となるように追従させられるので、流量制
御サーボ弁48の両端にはベルト式無段変速機16の速
度比が変化しても所定値の差圧ΔPs <=P7!2
PNt)が発生するようになっている。
また、速度比を最大とするために流量制御サーボ弁48
が開放されて第2ライン油圧PN2と一次側油圧シリン
ダ34内の油圧Pcとが同等となり、調圧弁50が前記
差圧ΔP1を形成しようとして第2ライン油路54と第
1ライン油路58との間の流通断面積を小さくすると、
第2ライン油圧Pβ2が大幅に高められる″。このよう
な場合には調圧弁50のリリーフ機能によって第2ライ
ン油圧PA2の大幅な上昇が阻止される。すなわち、P
β2≧Pcという条件を前記(1)式に適用すると次式
(2)が表わされる。
が開放されて第2ライン油圧PN2と一次側油圧シリン
ダ34内の油圧Pcとが同等となり、調圧弁50が前記
差圧ΔP1を形成しようとして第2ライン油路54と第
1ライン油路58との間の流通断面積を小さくすると、
第2ライン油圧Pβ2が大幅に高められる″。このよう
な場合には調圧弁50のリリーフ機能によって第2ライ
ン油圧PA2の大幅な上昇が阻止される。すなわち、P
β2≧Pcという条件を前記(1)式に適用すると次式
(2)が表わされる。
S2 −S3
この(2)式が成立する条件下において油路46と第1
ライン油路58との間が開かれて油路46内の作動油が
第1ライン油路58へ流されることにより、第2ライン
油路46の油圧上昇が阻止されるようになっている。
ライン油路58との間が開かれて油路46内の作動油が
第1ライン油路58へ流されることにより、第2ライン
油路46の油圧上昇が阻止されるようになっている。
第1ライン油路58とポンプ40の吸入側に連通ずる戻
り油路84との間には第一調圧弁装置としての電磁式の
圧力制御サーボ弁86およびリリーフ弁82が設けられ
ており、その圧力制御サーボ弁86によって第1ライン
油路58内の作動油の戻り油路84への流量が変更され
ることにより第1ライン油路58内の第1ライン油圧P
1tが調節されるようになっている。圧力制御サーボ弁
86には、たとえば特願昭57−071467号に記載
されているものと同様に、図示しないコントローラから
ベルト式無段変速機16の実際の速度比および伝達トル
クに対応した駆動信号が供給され、第1ライン油圧P2
□が伝導ベルト38の滑りが生じない範囲で可及的に小
さくなるように関節される。なお、圧力制御サーボ弁8
6の下流側にリリーフ弁82が介挿されている。このリ
リーフ弁82は図示しない潤滑必要部材への潤滑油圧を
設定するように機能するものであるので、除去されても
本発明の効果が得られることに変わりはない。
り油路84との間には第一調圧弁装置としての電磁式の
圧力制御サーボ弁86およびリリーフ弁82が設けられ
ており、その圧力制御サーボ弁86によって第1ライン
油路58内の作動油の戻り油路84への流量が変更され
ることにより第1ライン油路58内の第1ライン油圧P
1tが調節されるようになっている。圧力制御サーボ弁
86には、たとえば特願昭57−071467号に記載
されているものと同様に、図示しないコントローラから
ベルト式無段変速機16の実際の速度比および伝達トル
クに対応した駆動信号が供給され、第1ライン油圧P2
□が伝導ベルト38の滑りが生じない範囲で可及的に小
さくなるように関節される。なお、圧力制御サーボ弁8
6の下流側にリリーフ弁82が介挿されている。このリ
リーフ弁82は図示しない潤滑必要部材への潤滑油圧を
設定するように機能するものであるので、除去されても
本発明の効果が得られることに変わりはない。
以下、本実施例の作動を第3図の特性図を参考にしつつ
説明する。なお、第3図のHに示すグループはベルト式
無段変速機16の伝達トルクが大であるとき、しに示す
グループは伝達トルクがその1/2程度であるときの油
圧である。ヘルド式無段変速機16の速度比eに応じて
圧力制御サーボ弁86が作動させられることにより第1
ライン油圧P61が変化させられる。これにより二次(
jji可変ブー1J32の伝導ベルト38に対する挟圧
力が必要かつ充分に制御されるとともに、その挟圧力に
対応する伝導ベルト38の張力に伴って一次側油圧シリ
ンダ34内に伝導ベルト38の張力に対応した油圧Pc
が生ずる。この圧力1) (は油路52、油路60を介
して調圧弁50に伝達される。
説明する。なお、第3図のHに示すグループはベルト式
無段変速機16の伝達トルクが大であるとき、しに示す
グループは伝達トルクがその1/2程度であるときの油
圧である。ヘルド式無段変速機16の速度比eに応じて
圧力制御サーボ弁86が作動させられることにより第1
ライン油圧P61が変化させられる。これにより二次(
jji可変ブー1J32の伝導ベルト38に対する挟圧
力が必要かつ充分に制御されるとともに、その挟圧力に
対応する伝導ベルト38の張力に伴って一次側油圧シリ
ンダ34内に伝導ベルト38の張力に対応した油圧Pc
が生ずる。この圧力1) (は油路52、油路60を介
して調圧弁50に伝達される。
調圧弁50は前述の如く一次側油圧シリンダ34内の油
圧pcの低下とともに第2ライン油路46から第1ライ
ン油路58への作動油流量を増加させ、あるいは一次側
シリンダ34内の作動油圧PCの増加とともに第2ライ
ン油路46から第1ライン油路58への作動油の流量を
減少させて、第2ライン油圧P12を一次側油圧シリン
ダ34内の圧力に対して所定の圧力差ΔP1となるよう
に形成する。このため、流量制御サーボ弁48の両端に
は常に差圧ΔP□が形成されるため、一次側油圧シリン
ダ34と二次側油圧シリンダ36との受圧面積差が略同
等であるにも拘らず速度比eが大きい領域においても必
要な推力比が充分に得られて速度比eが広範囲に変更さ
れ得るのである。
圧pcの低下とともに第2ライン油路46から第1ライ
ン油路58への作動油流量を増加させ、あるいは一次側
シリンダ34内の作動油圧PCの増加とともに第2ライ
ン油路46から第1ライン油路58への作動油の流量を
減少させて、第2ライン油圧P12を一次側油圧シリン
ダ34内の圧力に対して所定の圧力差ΔP1となるよう
に形成する。このため、流量制御サーボ弁48の両端に
は常に差圧ΔP□が形成されるため、一次側油圧シリン
ダ34と二次側油圧シリンダ36との受圧面積差が略同
等であるにも拘らず速度比eが大きい領域においても必
要な推力比が充分に得られて速度比eが広範囲に変更さ
れ得るのである。
したがって、ポンプ40の出力油圧である第2ライン油
圧Pβ2は第3図に示すように一次側油圧シリンダ34
内の油圧に対して所定値ΔPlだけ高くなるように調圧
弁50によって制御されるので、ベルト式無段変速機1
6の速度比eに応じて必要かつ最小限の油圧に制御され
、ポンプ40の作動に費やされるエンジン10の動力損
失が可及的に小さくされて、車両の燃料消費効率か高め
られるのである。なお、差圧ΔP、は大き過ぎると動力
損失を増大させ、小さ過ぎると充分な推力差が得られず
変速動作に支障が生ずる。本発明者等の実験によれば、
前記差圧ΔP1はたとえば0゜1乃至0.5(MPa)
の範囲が好ましく、前記スプリング74の付勢力あるい
は弁子68の各受圧面積はこのように定められるのであ
る。
圧Pβ2は第3図に示すように一次側油圧シリンダ34
内の油圧に対して所定値ΔPlだけ高くなるように調圧
弁50によって制御されるので、ベルト式無段変速機1
6の速度比eに応じて必要かつ最小限の油圧に制御され
、ポンプ40の作動に費やされるエンジン10の動力損
失が可及的に小さくされて、車両の燃料消費効率か高め
られるのである。なお、差圧ΔP、は大き過ぎると動力
損失を増大させ、小さ過ぎると充分な推力差が得られず
変速動作に支障が生ずる。本発明者等の実験によれば、
前記差圧ΔP1はたとえば0゜1乃至0.5(MPa)
の範囲が好ましく、前記スプリング74の付勢力あるい
は弁子68の各受圧面積はこのように定められるのであ
る。
ここで、速度比が1より小さい領域において第1ライン
油圧Pj2.が上昇して一次側油圧シリンダ34内の油
圧、或いは第2ライン浦圧P12を超える場合がある。
油圧Pj2.が上昇して一次側油圧シリンダ34内の油
圧、或いは第2ライン浦圧P12を超える場合がある。
たとえば、第3図のA点よりも速度比eが小さくなる領
域である。このような場合には差圧ΔP、を流量制御サ
ーボ弁48の両側に形成しようとする調圧弁50の作動
に拘らず、調圧弁50の下流側である第1ライン油圧P
eiが上流側である第2ライン油圧PA2と同等以上と
なるので、第2ライン油圧P12は第1ライン油圧Pf
i、とともに上昇する。しかし、一次側油圧シリンダ3
4内の油圧Pcは伝導ベルト38の張力に応じて決まる
ので、第3図に示す如く、第1ライン油圧Pi□ととも
には上昇しない。
域である。このような場合には差圧ΔP、を流量制御サ
ーボ弁48の両側に形成しようとする調圧弁50の作動
に拘らず、調圧弁50の下流側である第1ライン油圧P
eiが上流側である第2ライン油圧PA2と同等以上と
なるので、第2ライン油圧P12は第1ライン油圧Pf
i、とともに上昇する。しかし、一次側油圧シリンダ3
4内の油圧Pcは伝導ベルト38の張力に応じて決まる
ので、第3図に示す如く、第1ライン油圧Pi□ととも
には上昇しない。
逆に、流量制御サーボ弁48の働きによって一次側油圧
シリンダ34内に第2ライン油路46から作動油が大量
に供給され、速度比eが最大とされて一次側可変ブー1
J24における可動回転体22の移動ストロークが最大
に振り切って阻止された状態になると、流量制御サーボ
弁48が開いているので第2ライン油路46と油路52
との間の差圧ΔP□が消滅してしまう。調圧弁50はそ
の差圧を形成しようとして第2ライン油路46と第1ラ
イン油路58との流通断面積を絞るので、第2ライン油
圧P12は急激に上昇しようとする。
シリンダ34内に第2ライン油路46から作動油が大量
に供給され、速度比eが最大とされて一次側可変ブー1
J24における可動回転体22の移動ストロークが最大
に振り切って阻止された状態になると、流量制御サーボ
弁48が開いているので第2ライン油路46と油路52
との間の差圧ΔP□が消滅してしまう。調圧弁50はそ
の差圧を形成しようとして第2ライン油路46と第1ラ
イン油路58との流通断面積を絞るので、第2ライン油
圧P12は急激に上昇しようとする。
しかし、その第2ライン油路46の圧力上昇により調圧
弁50のリリーフ機能が作用して第2ライン油路46の
作動油を第1ライン油路へ流通させるので、第2ライン
油路46の圧力上昇が阻止されて無用な動力損失が解消
されるのである。
弁50のリリーフ機能が作用して第2ライン油路46の
作動油を第1ライン油路へ流通させるので、第2ライン
油路46の圧力上昇が阻止されて無用な動力損失が解消
されるのである。
たとえば、前記第1受圧面76の受圧面積を0゜5 c
ra、第2受圧面78の受面積を2 ci、第3受圧面
80の受圧面積をl、 5 cntとし、スプリング7
4の付勢力を4ONとすると、(11式より次式(3)
が導かれる。
ra、第2受圧面78の受面積を2 ci、第3受圧面
80の受圧面積をl、 5 cntとし、スプリング7
4の付勢力を4ONとすると、(11式より次式(3)
が導かれる。
P 12 = 1.5 / 2 X P c + 0.
5 / 2 X P e t+40/2X10
・・・・(3)ここで、速度比eを最大(2,0”)と
するための流量制御サーボ弁48の開動作による条件P
/2=Pcを(3)式に適用すると(4)式の如(とな
る。
5 / 2 X P e t+40/2X10
・・・・(3)ここで、速度比eを最大(2,0”)と
するための流量制御サーボ弁48の開動作による条件P
/2=Pcを(3)式に適用すると(4)式の如(とな
る。
P(22−Pl、=8X 10 (Pa)=ΔP2
・・・・(4) すなわち、調圧弁50におけるリリーフ設定圧ΔP2は
8 M P aであり、第1ライン油圧PR,よりもリ
リーフ設定圧ΔP2だけ高い圧力以上の第2ライン油路
46の昇圧が阻止されるのである。
・・・・(4) すなわち、調圧弁50におけるリリーフ設定圧ΔP2は
8 M P aであり、第1ライン油圧PR,よりもリ
リーフ設定圧ΔP2だけ高い圧力以上の第2ライン油路
46の昇圧が阻止されるのである。
上記設定圧ΔP2は第2ライン油圧Pi2と第1ライン
油圧Pl□との差圧の最大値よりも若干大きい値に設定
されることが望ましい。
油圧Pl□との差圧の最大値よりも若干大きい値に設定
されることが望ましい。
次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説
明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号
を付して説明を省略する。
明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号
を付して説明を省略する。
第4図に示すように前記一対の流量制御サーボ弁48.
56の代わりに流量制御サーボ弁90が設けられても良
い。流量制御サーボ弁90は共通ボート92、第1ポー
ト94、第2ポート96を備えた三方弁であって共通ポ
ート92を第1ポート94または第2ポート96に択一
的に切り換えるとともに流通断面積を調節するものであ
る。共通ボー1−92は油路52と接続されるとともに
、第1ポート94は第2ライン油路46と接続され、第
2ポート96はドレイン油路54と接続されている。
56の代わりに流量制御サーボ弁90が設けられても良
い。流量制御サーボ弁90は共通ボート92、第1ポー
ト94、第2ポート96を備えた三方弁であって共通ポ
ート92を第1ポート94または第2ポート96に択一
的に切り換えるとともに流通断面積を調節するものであ
る。共通ボー1−92は油路52と接続されるとともに
、第1ポート94は第2ライン油路46と接続され、第
2ポート96はドレイン油路54と接続されている。
また、第2図に示す調圧弁50において、油路62に替
えてドレイン油路54または戻り油路84を接続しても
良い。このような場合には、第1受圧面76にはドレイ
ン油路54または戻り油路84内の大気圧が作用させら
れる。ここで、ドレイン油路54内の油圧はタンク42
に至る間の圧損に相当する分だけ大気圧よりも若干高く
、戻り油路84内の油圧はストレーナ44等の吸入抵抗
に相当する分だけ大気圧よりも若干負圧であるが、上記
大気圧とはそれ等のような油圧(準大気圧)を含むもの
とする。本実施例によれば、Pa4−〇の条件を加えた
(11式に基づいて差圧ΔPlが決定され、第2ライン
油圧Pi2は第3図の破線Pり、′に示す如くとなる。
えてドレイン油路54または戻り油路84を接続しても
良い。このような場合には、第1受圧面76にはドレイ
ン油路54または戻り油路84内の大気圧が作用させら
れる。ここで、ドレイン油路54内の油圧はタンク42
に至る間の圧損に相当する分だけ大気圧よりも若干高く
、戻り油路84内の油圧はストレーナ44等の吸入抵抗
に相当する分だけ大気圧よりも若干負圧であるが、上記
大気圧とはそれ等のような油圧(準大気圧)を含むもの
とする。本実施例によれば、Pa4−〇の条件を加えた
(11式に基づいて差圧ΔPlが決定され、第2ライン
油圧Pi2は第3図の破線Pり、′に示す如くとなる。
たとえば、第2受圧面78の受圧面積を’l ctl、
第3受圧面80の受圧面積を1.6cれスプリング74
の付勢力を100Nとすると、(11式より次式(5)
が導かれる。
第3受圧面80の受圧面積を1.6cれスプリング74
の付勢力を100Nとすると、(11式より次式(5)
が導かれる。
Pl2 =1.6/2Xi)c+5xl Q5 (Pa
)・ ・ ・ (5) この(5)式に基づいて差圧ΔP1 (−P42 p
c)が決定されるのである。ここで、速度比eを最大と
するための条件P62=Pcを(5)式に代入すると(
6)式の如くとなる。
)・ ・ ・ (5) この(5)式に基づいて差圧ΔP1 (−P42 p
c)が決定されるのである。ここで、速度比eを最大と
するための条件P62=Pcを(5)式に代入すると(
6)式の如くとなる。
Pl2 =Pc=2.5 (MPa) ・・−
!6)すなわち、調圧弁50は、第2ライン油圧Pi。
!6)すなわち、調圧弁50は、第2ライン油圧Pi。
を大気圧よりも2.5 M P a以上上昇することを
阻止し、動力損失を可及的に防止するのである。このと
きのリリーフ設定値(2,5M P a )も第2ライ
ン油圧PA2と大気圧との差圧の最大値よりも若干高い
値に設定されることが望ましい。
阻止し、動力損失を可及的に防止するのである。このと
きのリリーフ設定値(2,5M P a )も第2ライ
ン油圧PA2と大気圧との差圧の最大値よりも若干高い
値に設定されることが望ましい。
以上、本発明の一実施例を示す図面に基づいて説明した
が、本発明はその他の態様においても適用される。
が、本発明はその他の態様においても適用される。
たとえば、前述の実施例において圧力制御サーボ弁86
は調圧弁50の下流側に設けられて、調圧弁50から流
出する作動油の戻り油路84への流量を調節して第1ラ
イン油圧Pβ1を調圧するように設けられているが、そ
の圧力制御弁86は図示しない絞り弁を介して第2ライ
ン油路46に直接段けられ、その絞り弁から流出させら
れる作動油の圧力を調圧するようにしても良いのである
。
は調圧弁50の下流側に設けられて、調圧弁50から流
出する作動油の戻り油路84への流量を調節して第1ラ
イン油圧Pβ1を調圧するように設けられているが、そ
の圧力制御弁86は図示しない絞り弁を介して第2ライ
ン油路46に直接段けられ、その絞り弁から流出させら
れる作動油の圧力を調圧するようにしても良いのである
。
また、前述の実施例において流量制御サーボ弁48.5
6または90が一次側可変プーリ24の有効径を変更す
るための一次側油圧シリンダ34に対して流量制御する
ように設けられているが、反対に二次側油圧シリンダ3
6に対して流量を制御するように設けられ、圧力制御サ
ーボ弁86によって調圧される第1ライン油圧Pa、を
一次側油圧シリンダ34に作用させられるようにしても
良いのである。
6または90が一次側可変プーリ24の有効径を変更す
るための一次側油圧シリンダ34に対して流量制御する
ように設けられているが、反対に二次側油圧シリンダ3
6に対して流量を制御するように設けられ、圧力制御サ
ーボ弁86によって調圧される第1ライン油圧Pa、を
一次側油圧シリンダ34に作用させられるようにしても
良いのである。
また、前述の実施例においては電磁式の流量制御サーボ
弁48,56.90あるいは圧力制御サーボ弁86が用
いられているが、たとえば特公昭58−18657号公
報に記載されているものと同様に流量制御弁、°調圧弁
としてメカニカルリンクによって駆動される形式の弁が
用いられても良いし、デユーティ制御される0N−OF
F作動の開閉弁であっても良い。
弁48,56.90あるいは圧力制御サーボ弁86が用
いられているが、たとえば特公昭58−18657号公
報に記載されているものと同様に流量制御弁、°調圧弁
としてメカニカルリンクによって駆動される形式の弁が
用いられても良いし、デユーティ制御される0N−OF
F作動の開閉弁であっても良い。
なお、上述したのはあくまでも本発明の一実施例であり
、本発明はその精神を逸脱しない範囲において種々変更
が加えられ得るものである。
、本発明はその精神を逸脱しない範囲において種々変更
が加えられ得るものである。
第1図は本発明の一実施例の構成を示す油圧回路図であ
る。第2図は第1図の実施例の調圧弁の構成を示す断面
図である。第3図は第1図の実施例の作動を説明するた
めの図であって、速度比に対する各部の作動油圧の変化
を示す特性図である。 第4図は本発明の他の実施例における油圧回路の要部を
示す図である。第5図は第1図のベルト式無段変速機に
おける速度比に対する推力比の変化を示す特性図である
。 16:ベルト式無段変速機 18ニ一次側回転軸 24ニ一次側可変プーリ26二
二次側回転軸 32:二次側可変プーリ34ニー次側
油圧シリンダ 36:二次側油圧シリンダ 38:伝導ベルト 40:ポンプ(油圧源) 48.56,90:流量制御サーボ弁(流量制御弁装置
) 50:調圧弁(第二調圧弁装置) 66:シリンダポア 68:弁子 74ニスプリング 76:第1受圧面78:第2
受圧面 80:第3受圧面86:圧力制御サーボ
弁(第一調圧弁装置)第2vJ 第3図
る。第2図は第1図の実施例の調圧弁の構成を示す断面
図である。第3図は第1図の実施例の作動を説明するた
めの図であって、速度比に対する各部の作動油圧の変化
を示す特性図である。 第4図は本発明の他の実施例における油圧回路の要部を
示す図である。第5図は第1図のベルト式無段変速機に
おける速度比に対する推力比の変化を示す特性図である
。 16:ベルト式無段変速機 18ニ一次側回転軸 24ニ一次側可変プーリ26二
二次側回転軸 32:二次側可変プーリ34ニー次側
油圧シリンダ 36:二次側油圧シリンダ 38:伝導ベルト 40:ポンプ(油圧源) 48.56,90:流量制御サーボ弁(流量制御弁装置
) 50:調圧弁(第二調圧弁装置) 66:シリンダポア 68:弁子 74ニスプリング 76:第1受圧面78:第2
受圧面 80:第3受圧面86:圧力制御サーボ
弁(第一調圧弁装置)第2vJ 第3図
Claims (3)
- (1)一次側回転軸および二次側回転軸にそれぞれ設け
られた可変プーリと、該可変プーリに巻掛けられて動力
を伝達する伝導ベルトと、前記可変プーリの有効径を変
更する一対の油圧シリンダとを備えたベルト式無段変速
機において、油圧源から供給される作動油圧を第1ライ
ン油圧に調圧して前記油圧シリンダの一方に供給し、前
記伝導ベルトに対する狭圧力を制御する第一調圧弁装置
と、前記油圧シリンダの他方に供給される作動油および
該油圧シリンダから排出される作動油の流量を調節して
前記ベルト式無段変速機の速度比を制御する流量制御弁
装置とを備えた油圧制御装置であって、 前記油圧源と第一調圧弁装置との間に設けられ、前記油
圧源から供給される作動油圧を前記他方の油圧シリンダ
内の作動油圧に対して所定圧高い第2ライン油圧に調圧
し、かつ該油圧源から供給される作動油圧が前記第1ラ
イン油圧または大気圧に対して予め定められた一定の圧
力を超えた時該油圧源と前記第1ライン油圧を導く第1
ライン油路との間を連通させる第二調圧弁装置を含み、
前記第2ライン油圧を前記流量制御弁に供給させるとと
もに、前記油圧源から供給される作動油圧の前記予め定
められた一定の圧力以上の昇圧を防止するようにしたこ
とを特徴とするベルト式無段変速機の油圧制御装置。 - (2)前記第二調圧弁装置は、シリンダボアと、該シリ
ンダボア内に摺動可能に嵌合されて前記油圧源と第一調
圧弁との間を開閉する弁子と、該弁子に設けられ、前記
第1ライン油圧または大気圧を受けて該弁子を閉弁方向
へ付勢する第1受圧面と、前記弁子に設けられ、前記第
2ライン油圧を受けて該弁子を開弁方向へ付勢する第2
受圧面と、前記弁子に設けられ、前記他方の油圧シリン
ダ内の作動油圧を受けて該弁子を閉弁方向へ付勢する、
前記第2受圧面よりも小さい第3受圧面とを、含んで成
るものである特許請求の範囲第1項に記載のベルト式無
段変速機の油圧制御装置。 - (3)前記第二調圧弁装置は、前記弁子を閉弁方向へ付
勢するスプリングを含むものである特許請求の範囲第2
項に記載のベルト式無段変速機の油圧制御装置。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP20896484A JPS6188064A (ja) | 1984-10-04 | 1984-10-04 | ベルト式無段変速機の油圧制御装置 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP20896484A JPS6188064A (ja) | 1984-10-04 | 1984-10-04 | ベルト式無段変速機の油圧制御装置 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS6188064A true JPS6188064A (ja) | 1986-05-06 |
Family
ID=16565068
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP20896484A Pending JPS6188064A (ja) | 1984-10-04 | 1984-10-04 | ベルト式無段変速機の油圧制御装置 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPS6188064A (ja) |
Cited By (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US4685357A (en) * | 1984-11-30 | 1987-08-11 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Continuously variable transmission hydraulic control system having two pressure regulating valves |
JPH04258562A (ja) * | 1991-02-12 | 1992-09-14 | Honda Motor Co Ltd | ベルト式無段変速機の制御装置 |
JP2007205280A (ja) * | 2006-02-02 | 2007-08-16 | Honda Motor Co Ltd | エンジンの吸気制御装置 |
-
1984
- 1984-10-04 JP JP20896484A patent/JPS6188064A/ja active Pending
Cited By (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US4685357A (en) * | 1984-11-30 | 1987-08-11 | Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha | Continuously variable transmission hydraulic control system having two pressure regulating valves |
JPH04258562A (ja) * | 1991-02-12 | 1992-09-14 | Honda Motor Co Ltd | ベルト式無段変速機の制御装置 |
JP2007205280A (ja) * | 2006-02-02 | 2007-08-16 | Honda Motor Co Ltd | エンジンの吸気制御装置 |
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