JPS63176747A - 車両用vベルト式無段変速機の変速制御装置 - Google Patents
車両用vベルト式無段変速機の変速制御装置Info
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- JPS63176747A JPS63176747A JP6778087A JP6778087A JPS63176747A JP S63176747 A JPS63176747 A JP S63176747A JP 6778087 A JP6778087 A JP 6778087A JP 6778087 A JP6778087 A JP 6778087A JP S63176747 A JPS63176747 A JP S63176747A
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Landscapes
- Control Of Driving Devices And Active Controlling Of Vehicle (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】
〔産業上の利用分野〕
本発明は、車両用Vベルト式無段変速機の変速制御装置
に関する。
に関する。
Vベルト式無段変速機は、前進後進切り換え用の遊星歯
車変速機と組み合わせて自動車など車両の自動変速装置
として使用できる。第30図は、特開昭54−1579
30号公報に提案されている従来の無段変速機を示し、
入力軸aには固定プーリbと可動プーリCが設けられ、
また、出力軸dには固定プーリeと可動プーリfが設け
られ、入力軸aと出力軸d間にはベルトgが張設されて
いて、油路りおよび油路iにポンプjからの流体を弁に
、lを介して供給、排出させることにより可動ブーIJ
c、、fを移動させるようになっている。
車変速機と組み合わせて自動車など車両の自動変速装置
として使用できる。第30図は、特開昭54−1579
30号公報に提案されている従来の無段変速機を示し、
入力軸aには固定プーリbと可動プーリCが設けられ、
また、出力軸dには固定プーリeと可動プーリfが設け
られ、入力軸aと出力軸d間にはベルトgが張設されて
いて、油路りおよび油路iにポンプjからの流体を弁に
、lを介して供給、排出させることにより可動ブーIJ
c、、fを移動させるようになっている。
弁lのスプールmの一端には、ピトー管nにより入力軸
aの回転数に比例した流体圧が作用しており、スプール
mの他端には、スロットルペダルの動きに連動するカム
pの回動による圧力が、レバーq、スプリングrを介し
て作用している。さらに、弁にのスプールSの一端にも
、ピトー管nにより入力軸aの回転数に比例した流体圧
が作用しており、スプールSの他端には、入力軸aの可
動ブーIJ (と連動して変位される検出ロッドtの圧
力が、レバーU、スプリングVを介して作用している。
aの回転数に比例した流体圧が作用しており、スプール
mの他端には、スロットルペダルの動きに連動するカム
pの回動による圧力が、レバーq、スプリングrを介し
て作用している。さらに、弁にのスプールSの一端にも
、ピトー管nにより入力軸aの回転数に比例した流体圧
が作用しており、スプールSの他端には、入力軸aの可
動ブーIJ (と連動して変位される検出ロッドtの圧
力が、レバーU、スプリングVを介して作用している。
上記構成において、固定プーリbと可動プーリC間の溝
巾を変更、押圧して変速および動力伝達を行う無段変速
機においては、Vベルトgに対して過大な押圧力をかけ
ないためと、燃費向上のために、ライン圧(サーボ圧)
を必要最小限とし、該ライン圧をこの無段変速機と直列
に配列された動力伝達装置の摩擦クラッチへ供給して動
力伝達を行っている。
巾を変更、押圧して変速および動力伝達を行う無段変速
機においては、Vベルトgに対して過大な押圧力をかけ
ないためと、燃費向上のために、ライン圧(サーボ圧)
を必要最小限とし、該ライン圧をこの無段変速機と直列
に配列された動力伝達装置の摩擦クラッチへ供給して動
力伝達を行っている。
しかしながら、上記従来の無段変速機においては、エン
ジンのトルク変動等による過大なピークトルクが入力さ
れた場合に、無段変速機のプーリとVベルト間の接触部
に滑りを生じるため、プーリおよびVベルトの耐久性を
tiなうという問題を有している。
ジンのトルク変動等による過大なピークトルクが入力さ
れた場合に、無段変速機のプーリとVベルト間の接触部
に滑りを生じるため、プーリおよびVベルトの耐久性を
tiなうという問題を有している。
本発明は上記問題を解決するものであって、過大トルク
入力時には必ず、Vベルト式無段変速機以外のところで
該過大トルクを吸収することにより、プーリおよびVベ
ルトの耐久性を向上させることができる車両用■ベルト
式無段変速機の制御”AMを提供することを目的とする
。
入力時には必ず、Vベルト式無段変速機以外のところで
該過大トルクを吸収することにより、プーリおよびVベ
ルトの耐久性を向上させることができる車両用■ベルト
式無段変速機の制御”AMを提供することを目的とする
。
そのために本発明の車両用Vベルト式無段変速機の制御
装置は、入力軸および出力軸にそれぞれ取付けられ、実
効径が可変の入力側プーリおよび出力側プーリと、これ
らプーリ間に張設された駆動ハンドとからなりRij記
プーリの実効径を油圧により調節して入出力軸間のトル
ク比を制御する無段変速機と、油圧式摩擦係合装置を含
み該油圧式摩擦係合装置の係合により動力伝達を行う前
記無段変速機と直列に設けられた動力伝達装置とを備え
た車両用Vベルト式無段変速機において、油圧源と、該
油圧源からの作動油を調圧する第1の調圧装置と、該第
1の調圧装置によって調圧された作動油を供給され該作
動油に応じて駆動ハンドの挟持力を発生させる第1の油
圧サーボと、前記油圧源からの作動油を調圧する第2の
調圧装置と、該第2の調圧装置によって調圧された作動
油を供給され該作動油に応じて前記油圧式1g擦係合装
置の係合力を発生させる第2の油圧サーボとを備え、前
記第2の調圧装置は、前記油圧式摩擦係合装置の伝達ト
ルクが前記駆動ハンドの挟持力に応じて定まる前記無段
変速機の伝達トルクより小さくなるように前記第2の油
圧サーボに供給する作動油を調圧することを特徴とする
。
装置は、入力軸および出力軸にそれぞれ取付けられ、実
効径が可変の入力側プーリおよび出力側プーリと、これ
らプーリ間に張設された駆動ハンドとからなりRij記
プーリの実効径を油圧により調節して入出力軸間のトル
ク比を制御する無段変速機と、油圧式摩擦係合装置を含
み該油圧式摩擦係合装置の係合により動力伝達を行う前
記無段変速機と直列に設けられた動力伝達装置とを備え
た車両用Vベルト式無段変速機において、油圧源と、該
油圧源からの作動油を調圧する第1の調圧装置と、該第
1の調圧装置によって調圧された作動油を供給され該作
動油に応じて駆動ハンドの挟持力を発生させる第1の油
圧サーボと、前記油圧源からの作動油を調圧する第2の
調圧装置と、該第2の調圧装置によって調圧された作動
油を供給され該作動油に応じて前記油圧式1g擦係合装
置の係合力を発生させる第2の油圧サーボとを備え、前
記第2の調圧装置は、前記油圧式摩擦係合装置の伝達ト
ルクが前記駆動ハンドの挟持力に応じて定まる前記無段
変速機の伝達トルクより小さくなるように前記第2の油
圧サーボに供給する作動油を調圧することを特徴とする
。
本発明においては、例えば第1図および第2図に示すよ
うに、シフト制御機構70は電気制御回路の出力により
制御されるソレノイド弁74の作用で、遊星歯車変速装
置40の油圧サーボ48および49への油圧の給排タイ
ミングを調整しシフト時の衝撃を防止すると共に、プレ
ッシャリミッティング弁73の作用で油圧サーボ48お
よび49へ供給される油圧の上限を設定値以下に保つ作
用を有し、クラッチおよびブレーキの係合圧を制限して
いる。
うに、シフト制御機構70は電気制御回路の出力により
制御されるソレノイド弁74の作用で、遊星歯車変速装
置40の油圧サーボ48および49への油圧の給排タイ
ミングを調整しシフト時の衝撃を防止すると共に、プレ
ッシャリミッティング弁73の作用で油圧サーボ48お
よび49へ供給される油圧の上限を設定値以下に保つ作
用を有し、クラッチおよびブレーキの係合圧を制限して
いる。
すなわち、第24図(A)に示す如く、シフト制御弁7
1のスプール712に設けたランドの受圧面積を、図示
左側順にSt 、St 、St 、Sz、スプリング7
11の弾性力をFsい油室713の油圧をP、とすると
、前進時に係合される多板クラッチ45の油圧サーボ4
9および後進時に係合される多板ブレーキ42の油圧サ
ーボ48への供給油圧PcおよびP、は、 St St S + S z S + S tまた、ブ
レフシヤリミソティング弁73内に挿設された弁体73
1の受圧面積をSl、該弁体731に置設されたスプリ
ング732の弾性力をF、2とすると、プレッシャリミ
ッティング弁73は下式によりPsの最高圧pffii
mitで作動する。
1のスプール712に設けたランドの受圧面積を、図示
左側順にSt 、St 、St 、Sz、スプリング7
11の弾性力をFsい油室713の油圧をP、とすると
、前進時に係合される多板クラッチ45の油圧サーボ4
9および後進時に係合される多板ブレーキ42の油圧サ
ーボ48への供給油圧PcおよびP、は、 St St S + S z S + S tまた、ブ
レフシヤリミソティング弁73内に挿設された弁体73
1の受圧面積をSl、該弁体731に置設されたスプリ
ング732の弾性力をF、2とすると、プレッシャリミ
ッティング弁73は下式によりPsの最高圧pffii
mitで作動する。
p R1m1t= F s□/SS
このときPcおよびP、は下式に従って最高圧pc1i
mit、 pb 11m1tが制限される。
mit、 pb 11m1tが制限される。
前進時
Sl 52
後進時
St
p 、 7!1m1t = −91:mrtS、−S。
St St
従って、本発明によれば、Vベルト式無段変速機と直列
に配列された動力伝達装置の摩擦係合装置の係合圧の上
限をライン圧より低く設定される油圧としたので、過大
1−ルク入力時においては、確実に摩擦係合装置が滑り
、Vベルトおよびプーリ間の滑りがなく、Vベルトおよ
びプーリの耐久性を向上させることができる。
に配列された動力伝達装置の摩擦係合装置の係合圧の上
限をライン圧より低く設定される油圧としたので、過大
1−ルク入力時においては、確実に摩擦係合装置が滑り
、Vベルトおよびプーリ間の滑りがなく、Vベルトおよ
びプーリの耐久性を向上させることができる。
C実施例〕
以下本発明の実施例を図面を参照しつつ説明する。
第1図は無段変速装置を用いた自動車用伝動装置の概略
図である。
図である。
100はエンジン、102はキャブレタ、20は該エン
ジン100と駆動側車軸との間に設けられた伝動装置で
あり、エンジンの出力側101に連結された流体式フル
ードカップリング21、ディファレンシャルギア22に
連結された減速歯車機構23、およびVベルト式無段変
速機3oと+’+iT進後進切り換え用遊星歯車変速機
40とからなる無段変速装置により構成される。
ジン100と駆動側車軸との間に設けられた伝動装置で
あり、エンジンの出力側101に連結された流体式フル
ードカップリング21、ディファレンシャルギア22に
連結された減速歯車機構23、およびVベルト式無段変
速機3oと+’+iT進後進切り換え用遊星歯車変速機
40とからなる無段変速装置により構成される。
フルードカップリング21は、ポンプインペラ211お
よびフルードカップリング出力軸214に連結されたタ
ービンランナ212からなる周知のものである。なおフ
ルードカップリングの代わりに他の流体式トルクコンバ
ータまたは機械的クラッチが用いられてもよい。
よびフルードカップリング出力軸214に連結されたタ
ービンランナ212からなる周知のものである。なおフ
ルードカップリングの代わりに他の流体式トルクコンバ
ータまたは機械的クラッチが用いられてもよい。
Vベルト式無段変速機3oは、咳無段変速機300Å力
軸であるフルードカップリング出力#Jb214に連結
された固定フランジ311、該固定フランジ311と、
対向してV字状空間を形成するよう設けられた可動フラ
ンジ312、および該可動フランジ312を駆動する油
圧サーボ313からなる入力側プーリ31と、無段変速
JI&30の出力軸である中間軸26に連結された固定
フランジ32】、該固定フランジ321と対向してV字
状空間を形成するよう設けられた可動フランジ322、
および該可動フランジ322を駆動する油圧サーボ32
3からなる出力側プーリ32と、これら入力側ブーIJ
31および出力側プーリ32との間を連結する駆動バン
ドである所のVベルト33とで構成される周知のもので
ある。
軸であるフルードカップリング出力#Jb214に連結
された固定フランジ311、該固定フランジ311と、
対向してV字状空間を形成するよう設けられた可動フラ
ンジ312、および該可動フランジ312を駆動する油
圧サーボ313からなる入力側プーリ31と、無段変速
JI&30の出力軸である中間軸26に連結された固定
フランジ32】、該固定フランジ321と対向してV字
状空間を形成するよう設けられた可動フランジ322、
および該可動フランジ322を駆動する油圧サーボ32
3からなる出力側プーリ32と、これら入力側ブーIJ
31および出力側プーリ32との間を連結する駆動バン
ドである所のVベルト33とで構成される周知のもので
ある。
上記人ノj側プーリ31および出力側プーリ32の可動
フランジ312および322の変位WLは0〜At 〜
i2:+ 〜!!、< (0< llz < lx
< Eg )であり、これにより入力軸214と出力軸
26との間でトルク比Tがり、〜t2〜t、〜14 (
1、<12<1.<14)の範囲で変化する無段変速が
なされる。なお本実施例では入力側の油圧サーボ313
の受圧面積は出力側の油圧サーボ323の受圧面積の2
倍程度の大きさとされ、油圧サーボ313に加わる油圧
が油圧サーボ323に加わる油圧と等しいかまたは小さ
い場合においても入力側の可動フランジ312は出力側
の可動フランジ322より大きな駆動力を得るように形
成されている。この油圧サーボ313の受圧面積の増大
は、油圧サーボの直径を大きくするか又は油圧サーボに
2重の受圧面積を有するピストンを採用することなどに
より達成される。
フランジ312および322の変位WLは0〜At 〜
i2:+ 〜!!、< (0< llz < lx
< Eg )であり、これにより入力軸214と出力軸
26との間でトルク比Tがり、〜t2〜t、〜14 (
1、<12<1.<14)の範囲で変化する無段変速が
なされる。なお本実施例では入力側の油圧サーボ313
の受圧面積は出力側の油圧サーボ323の受圧面積の2
倍程度の大きさとされ、油圧サーボ313に加わる油圧
が油圧サーボ323に加わる油圧と等しいかまたは小さ
い場合においても入力側の可動フランジ312は出力側
の可動フランジ322より大きな駆動力を得るように形
成されている。この油圧サーボ313の受圧面積の増大
は、油圧サーボの直径を大きくするか又は油圧サーボに
2重の受圧面積を有するピストンを採用することなどに
より達成される。
前進後進切り換え用遊星歯車変速機40は、無段変速a
30の出力軸である中間軸26に連結されたサンギア4
1、変速装置のケース400に多板ブレーキ42を介し
て係合されたリングギア43、サンギア41とリングギ
ア43との間に回転自在に歯合されたダブルプラネタリ
ギア44、該ダブルプラネタリギア44を回転自在に支
持すると共に多板クラッチ45を介して中間軸26に連
結され、さらに遊星l′ilj車変速[40の出力軸で
ある第2中間軸47に連結されたプラ不クリキャリャ4
6、多板ブレーキ42を作動させる油圧サーボ48、お
よび多板クラッチ45を作動させる油圧サーボ49によ
り構成される。このnD進後進切り換え用遊星歯車変速
機40は、多板クラッチ45が係合し、多板ブレーキ4
2が解放しているとき減速比1の前進ギアが得られ、多
板クラッチ45が解放し、多板ブレーキ42が係合して
いるとき減速比1.02の後進ギアとなる。この後進で
の減速比1.02は通常の自動車用変速機の後進時の減
速比に比較し小さいが、本実施例では、Vベルト式無段
変速機において得られる減速比(たとえば24)と、後
記する減速歯車機構23において減速を行っているので
、全体として適切な減速比が得られる。
30の出力軸である中間軸26に連結されたサンギア4
1、変速装置のケース400に多板ブレーキ42を介し
て係合されたリングギア43、サンギア41とリングギ
ア43との間に回転自在に歯合されたダブルプラネタリ
ギア44、該ダブルプラネタリギア44を回転自在に支
持すると共に多板クラッチ45を介して中間軸26に連
結され、さらに遊星l′ilj車変速[40の出力軸で
ある第2中間軸47に連結されたプラ不クリキャリャ4
6、多板ブレーキ42を作動させる油圧サーボ48、お
よび多板クラッチ45を作動させる油圧サーボ49によ
り構成される。このnD進後進切り換え用遊星歯車変速
機40は、多板クラッチ45が係合し、多板ブレーキ4
2が解放しているとき減速比1の前進ギアが得られ、多
板クラッチ45が解放し、多板ブレーキ42が係合して
いるとき減速比1.02の後進ギアとなる。この後進で
の減速比1.02は通常の自動車用変速機の後進時の減
速比に比較し小さいが、本実施例では、Vベルト式無段
変速機において得られる減速比(たとえば24)と、後
記する減速歯車機構23において減速を行っているので
、全体として適切な減速比が得られる。
減速tRI車機構23は、■ベルト式無段変速機30で
得られる変速範囲が油泡の車両用変速!jt置により達
成される変速範囲より低いことを補うためのものであり
、入出力軸間で減速比1.45の変速を行いトルクの増
大を行っている。
得られる変速範囲が油泡の車両用変速!jt置により達
成される変速範囲より低いことを補うためのものであり
、入出力軸間で減速比1.45の変速を行いトルクの増
大を行っている。
ディファレンシ中ルギア22は車軸(図示せず)と連結
され、3.727:1の最終減速を行っている。
され、3.727:1の最終減速を行っている。
第2図は第1図に示した伝動装置における無段変速装置
を制御する油圧制御回路を示す。
を制御する油圧制御回路を示す。
油圧制御回路は、油圧心50、油圧調整装置60、遊星
歯車変速機40における多板ブレーキ42および多板ク
ラッチ45の係合のタイミングを制御し、N−D、N−
R271時の衝撃を緩和するシフト制御機構70、およ
びトルク比制御装置80からなる。
歯車変速機40における多板ブレーキ42および多板ク
ラッチ45の係合のタイミングを制御し、N−D、N−
R271時の衝撃を緩和するシフト制御機構70、およ
びトルク比制御装置80からなる。
油圧調整装置60は、それぞれシフトレバ−(図示せず
)により手動操作されるマニュアル弁62、キャブレタ
102のスロットル開度θに応じディテント圧およびス
ロットル圧を出力するディテント弁64およびスロット
ル弁65、出力側プーリ32の可動フランジ321と連
動しその変位量に応じてディテント弁64にライン圧を
供給し且つスロットル弁65に設けた出力油圧フィード
バック油路9を排圧するトルクレシオ弁66、および油
圧源50から供給された油圧を調圧しライン圧として油
圧調整装置60の各所に供給するレギュレータ弁61で
構成される。
)により手動操作されるマニュアル弁62、キャブレタ
102のスロットル開度θに応じディテント圧およびス
ロットル圧を出力するディテント弁64およびスロット
ル弁65、出力側プーリ32の可動フランジ321と連
動しその変位量に応じてディテント弁64にライン圧を
供給し且つスロットル弁65に設けた出力油圧フィード
バック油路9を排圧するトルクレシオ弁66、および油
圧源50から供給された油圧を調圧しライン圧として油
圧調整装置60の各所に供給するレギュレータ弁61で
構成される。
油圧源50は、オイルストレーナ51からエンジンによ
り駆動されるポンプ52で汲み上げた作動油を、リリー
フ弁53が取り付けられた油路11を経て、レギュレー
タ弁61に供給する。
り駆動されるポンプ52で汲み上げた作動油を、リリー
フ弁53が取り付けられた油路11を経て、レギュレー
タ弁61に供給する。
マニュアル弁62は、運転席に設けたノフトレバーのシ
フト位置P、、R,N、D、Lに対応じて第3図に示す
如くスプール621がP、R,N、D、■7の各位置に
設定され、表■に示す如くライン圧が供給される油路1
と出力用油路3〜5とを連絡する。
フト位置P、、R,N、D、Lに対応じて第3図に示す
如くスプール621がP、R,N、D、■7の各位置に
設定され、表■に示す如くライン圧が供給される油路1
と出力用油路3〜5とを連絡する。
表 I
表]において○は油路lとの連絡状態を示し、×は油路
3〜5が排圧状態にあることを示す。
3〜5が排圧状態にあることを示す。
レギュレータ弁61は、スプール611と、ディテント
圧およびスロットル圧を入力してスプール611を制御
するレギュレータバルブプランジャ612とを備え、ス
プール611の変位に伴い第2出カポ−トロ14と連通
ずる隙間面積を調整し、出力ポートロ16から油路lに
ライン圧を出力する。ボート614からは油路12を経
てフルードカップリング、オイルクーラおよび潤滑必要
部へ油を供給する。
圧およびスロットル圧を入力してスプール611を制御
するレギュレータバルブプランジャ612とを備え、ス
プール611の変位に伴い第2出カポ−トロ14と連通
ずる隙間面積を調整し、出力ポートロ16から油路lに
ライン圧を出力する。ボート614からは油路12を経
てフルードカップリング、オイルクーラおよび潤滑必要
部へ油を供給する。
ディテント弁64は、キャブレタ102のらよつ弁のス
ロットル開度θにリンクして連動し第4図に示す如く移
動するスプール641を備え、スロットル開度が0≦θ
≦θ1においては第4図(A)に示す如く油路5とレギ
ュレータ弁61に設けられた入力ポートロ16’に連絡
するディテント圧出力用油路7とを連通し、θ1〈05
100%のときは第4図(B)に示す如く油路7とディ
テント弁64をトルクレシオ弁66に連絡する油路6と
を連通ずる。なお、スプール641は運転者の操作する
アクセルペダルの踏込星にリンクして連動させてもよい
。
ロットル開度θにリンクして連動し第4図に示す如く移
動するスプール641を備え、スロットル開度が0≦θ
≦θ1においては第4図(A)に示す如く油路5とレギ
ュレータ弁61に設けられた入力ポートロ16’に連絡
するディテント圧出力用油路7とを連通し、θ1〈05
100%のときは第4図(B)に示す如く油路7とディ
テント弁64をトルクレシオ弁66に連絡する油路6と
を連通ずる。なお、スプール641は運転者の操作する
アクセルペダルの踏込星にリンクして連動させてもよい
。
スロットル弁65は、ディテン]・弁のスプール641
にスプリング645を介して直列されると共に、他方に
スプリング652が背設されたスプール651を備え、
スプール641およびスプリング645を介して伝達さ
れるスロットル開度θの変動に応じて動く上記スプール
651の作用により、油路1と連絡するボート653の
開口面積を調整し、レギュレータ弁61に設けられた入
力ポートロ18に連絡するスロットル圧出力用油路8ヘ
スロツトル圧を出力する。スプール651は、それぞれ
油路8から分枝すると共に、オリフィス654および6
55が設けられた出力油圧のフィードハック用油路9お
よびIOを介してランド656と該ランド656より受
圧面積の大きいランド657に出力油圧のフィードバッ
クを受けている。
にスプリング645を介して直列されると共に、他方に
スプリング652が背設されたスプール651を備え、
スプール641およびスプリング645を介して伝達さ
れるスロットル開度θの変動に応じて動く上記スプール
651の作用により、油路1と連絡するボート653の
開口面積を調整し、レギュレータ弁61に設けられた入
力ポートロ18に連絡するスロットル圧出力用油路8ヘ
スロツトル圧を出力する。スプール651は、それぞれ
油路8から分枝すると共に、オリフィス654および6
55が設けられた出力油圧のフィードハック用油路9お
よびIOを介してランド656と該ランド656より受
圧面積の大きいランド657に出力油圧のフィードバッ
クを受けている。
トルクレシオ弁66は、出力側プーリ32の可動フラン
ツ322に連結[Jノドを介してリンクされたスプール
662を偏え、可動フランジ322の移動量I、がi、
≦L≦ρ4 (トルク比TがL2≧T≧t、)のときは
第5図(A)に示ず如くスプール662がト1示左側部
に位置し、スロットル弁65に設けられた出力油圧のフ
ィードバック用油路9と連結した人カポートロ64を閉
しると共に、ディテント弁64への出力用油路6をドレ
インボート665に連通して排圧する。可動フランジ3
22の移動iLがp、sL<e3 (t3≧r〉L2)
のときは、第5図(B)に示す如くスプール662が中
間部に位置し、油路9と連結するボート664とドレイ
ンボート666とが連通し油路9は排圧される。移動量
りが0≦L≦7!2(ta ≧T>ti)のときは、第
5図(C)に示す如くスプール662が図示右側部に位
置し、油路1に連結したボート663と油路6とが連通
し油路6にライン圧が供給される。
ツ322に連結[Jノドを介してリンクされたスプール
662を偏え、可動フランジ322の移動量I、がi、
≦L≦ρ4 (トルク比TがL2≧T≧t、)のときは
第5図(A)に示ず如くスプール662がト1示左側部
に位置し、スロットル弁65に設けられた出力油圧のフ
ィードバック用油路9と連結した人カポートロ64を閉
しると共に、ディテント弁64への出力用油路6をドレ
インボート665に連通して排圧する。可動フランジ3
22の移動iLがp、sL<e3 (t3≧r〉L2)
のときは、第5図(B)に示す如くスプール662が中
間部に位置し、油路9と連結するボート664とドレイ
ンボート666とが連通し油路9は排圧される。移動量
りが0≦L≦7!2(ta ≧T>ti)のときは、第
5図(C)に示す如くスプール662が図示右側部に位
置し、油路1に連結したボート663と油路6とが連通
し油路6にライン圧が供給される。
また、スプール662は回転状態にある出力側ブーIJ
32の可動フランジ322と摺動状態にて連動するので
あるが、第5図に示ずようにスプール662のバルブ軸
方向への移動にはスプリング、油圧等の妨げになるもの
はない構造をもっているため、可動フランジの移動を妨
げないとともに、大きな相対速度を持つ摺動部の摩耗等
を防止することができる。
32の可動フランジ322と摺動状態にて連動するので
あるが、第5図に示ずようにスプール662のバルブ軸
方向への移動にはスプリング、油圧等の妨げになるもの
はない構造をもっているため、可動フランジの移動を妨
げないとともに、大きな相対速度を持つ摺動部の摩耗等
を防止することができる。
シフト制?)U機構70は、一方にスプリング711が
背設され他端に設6ノられた油室713からライン圧を
受けるスプール712を01にえたソフト制開弁71、
油室713ヘライン圧を供給する油路1に設けられたオ
リフィス72、該オリフィス72と油室713との間に
取り付けられたプレッシャリミッティング弁73、およ
び後記する電気制御回路により制御され油室713の油
圧を調整するソレノイド弁74からなる。ソレノイド弁
74が作動してドレインボート741を開き油室713
を排圧しているときは、ンフト制御弁71のスプール7
12はスプリング711の作用で図示左方に移動され、
遊星歯車変速機40の多板クラッチ45を作動させる油
圧サーボ49に連絡する油路13と多板ブレーキ42を
作動させる油圧サーボ48に連絡する油路14とをそれ
ぞれドレインボート714と715とに連絡して排圧さ
せ、多板クラッチ45または多板ブレーキ42を解放さ
せる。ソレノイド弁74が作動していないときはドレイ
ンボート741は閉ざされ、スプール712は油室71
3に供給されるライン圧で図示右方に位置し、それぞれ
油路3および油路4を上記油路13および油路14に連
絡し、多板ブレーキ42または多板クラッチ45を係合
させる。本実施例においてはシフト制御弁71に油路1
3および油路14の出力油圧をフィードバックする油室
717と油室716を設け、出力油圧の立ち上がりを緩
和し多板クラッチ45および多板ブレーキ42の係合時
のショックを防止している。
背設され他端に設6ノられた油室713からライン圧を
受けるスプール712を01にえたソフト制開弁71、
油室713ヘライン圧を供給する油路1に設けられたオ
リフィス72、該オリフィス72と油室713との間に
取り付けられたプレッシャリミッティング弁73、およ
び後記する電気制御回路により制御され油室713の油
圧を調整するソレノイド弁74からなる。ソレノイド弁
74が作動してドレインボート741を開き油室713
を排圧しているときは、ンフト制御弁71のスプール7
12はスプリング711の作用で図示左方に移動され、
遊星歯車変速機40の多板クラッチ45を作動させる油
圧サーボ49に連絡する油路13と多板ブレーキ42を
作動させる油圧サーボ48に連絡する油路14とをそれ
ぞれドレインボート714と715とに連絡して排圧さ
せ、多板クラッチ45または多板ブレーキ42を解放さ
せる。ソレノイド弁74が作動していないときはドレイ
ンボート741は閉ざされ、スプール712は油室71
3に供給されるライン圧で図示右方に位置し、それぞれ
油路3および油路4を上記油路13および油路14に連
絡し、多板ブレーキ42または多板クラッチ45を係合
させる。本実施例においてはシフト制御弁71に油路1
3および油路14の出力油圧をフィードバックする油室
717と油室716を設け、出力油圧の立ち上がりを緩
和し多板クラッチ45および多板ブレーキ42の係合時
のショックを防止している。
トルク比制御装置80は、トルクレシオ制御弁81、オ
リフィス82と83、ダウンシフト用ソレノイド84、
及びアップシフト用ソレノイド85からなる。トルクレ
シオ制御弁81は一方にスプリング811が置設された
スプール812、それぞれオリフィス82および83を
介して油路lからライン圧が供給された両端の油室81
5および816、ライン圧が供給される油路1と連絡す
ると共に、スプール812の移動に応じて開口面積が増
減する入力ポート817およびVベルト式無段変速機3
0の入力端プーリ31の油圧サーボ313に油路2を介
して連絡する出力ボート818が設けられた油室819
、スプール812の移動に応じて油室819を排圧する
ドレインボート814、及びスプール812の移動に応
じて油室815を排圧するドレインボート813を備え
る。
リフィス82と83、ダウンシフト用ソレノイド84、
及びアップシフト用ソレノイド85からなる。トルクレ
シオ制御弁81は一方にスプリング811が置設された
スプール812、それぞれオリフィス82および83を
介して油路lからライン圧が供給された両端の油室81
5および816、ライン圧が供給される油路1と連絡す
ると共に、スプール812の移動に応じて開口面積が増
減する入力ポート817およびVベルト式無段変速機3
0の入力端プーリ31の油圧サーボ313に油路2を介
して連絡する出力ボート818が設けられた油室819
、スプール812の移動に応じて油室819を排圧する
ドレインボート814、及びスプール812の移動に応
じて油室815を排圧するドレインボート813を備え
る。
ダウンシフト用ソレノイド84とアップシフト用ソレノ
イド85とは、それぞれトルクレシオ制御弁81の油室
815と油室816とに取り付けられ、双方とも後記す
る電気制御回路の出力で作動され、それぞれ油室815
と油室816とを排圧する。
イド85とは、それぞれトルクレシオ制御弁81の油室
815と油室816とに取り付けられ、双方とも後記す
る電気制御回路の出力で作動され、それぞれ油室815
と油室816とを排圧する。
第6図は第2図に示した油圧制御回路におけるシフト制
御機構70のソレノイド弁74、トルク比制御装置80
のダウンシフト用ソレノイド84およびアップシフト用
ソレノイド85を制御する電気制御回路90の構成を示
す。
御機構70のソレノイド弁74、トルク比制御装置80
のダウンシフト用ソレノイド84およびアップシフト用
ソレノイド85を制御する電気制御回路90の構成を示
す。
901はシフトレバ−がP、R,N、D、I、のどの位
置にシフトされているかを検出するシフトレバ−スイッ
チ、902は入力側プーリ31の回転速度を検出する回
転速度センサ、903は車速センサ、904はキャブレ
タのスロットル開度またはアクセルペダル踏込!什を検
出するスロットルセンサ、905は回転速度センサ90
2の出力を電圧に変換するスピード検出処理回路、90
6は車速センサ903の出力を電圧に変換する車速検出
回路、907はスロットルセンサ904の出力を電圧に
変換するスロットル開度検出処理回路、908〜911
は各センサの入力インターフェイス、912は中央処理
装置(CPU) 、913はソレノイド弁74.84.
85を制御するプログラムおよび制御に必要なデータを
格納しであるリードオンメモリ (ROM) 、914
は入力データおよび制御に必要なハラメータを一時的に
格納するランダムアクセスメモリ (RAM) 、91
5はクロック、916は出力インターフェイス、917
はソレノイド出力ドライハであり出力インターフェイス
916の出力をアップシフトソレノイド85、ダウンシ
フトソレノイド84およびシフトコントロールソレノイ
ド74の作動出力に変、する。
置にシフトされているかを検出するシフトレバ−スイッ
チ、902は入力側プーリ31の回転速度を検出する回
転速度センサ、903は車速センサ、904はキャブレ
タのスロットル開度またはアクセルペダル踏込!什を検
出するスロットルセンサ、905は回転速度センサ90
2の出力を電圧に変換するスピード検出処理回路、90
6は車速センサ903の出力を電圧に変換する車速検出
回路、907はスロットルセンサ904の出力を電圧に
変換するスロットル開度検出処理回路、908〜911
は各センサの入力インターフェイス、912は中央処理
装置(CPU) 、913はソレノイド弁74.84.
85を制御するプログラムおよび制御に必要なデータを
格納しであるリードオンメモリ (ROM) 、914
は入力データおよび制御に必要なハラメータを一時的に
格納するランダムアクセスメモリ (RAM) 、91
5はクロック、916は出力インターフェイス、917
はソレノイド出力ドライハであり出力インターフェイス
916の出力をアップシフトソレノイド85、ダウンシ
フトソレノイド84およびシフトコントロールソレノイ
ド74の作動出力に変、する。
入力インターフェイス908〜911とCPU912、
ROM913、RAM914、出力インターフェイス9
16との間はデータバス918とアドレスバス919と
で連絡されている。
ROM913、RAM914、出力インターフェイス9
16との間はデータバス918とアドレスバス919と
で連絡されている。
つぎにトルクレシオ弁66、ディテント弁64、スロッ
トル弁65、マニュアル弁62およびレギュレータ弁6
1で構成される本実施例の油圧調整装置60の作用を説
明する。
トル弁65、マニュアル弁62およびレギュレータ弁6
1で構成される本実施例の油圧調整装置60の作用を説
明する。
油圧制御回路に供給される作動油は、エンジンで駆動さ
れるポンプ52を供給源としており、ライン圧が高けれ
ばそれに応じてポンプ52により動力の消耗が増大する
。よって車両を低燃費で走行させるためには油圧制御回
路に供給するライン圧を必要最小限に近づけることが必
要となり、無段変速装置において該ライン圧は入力側プ
ーリ31および出力側プーリ32の各油圧サーボがVベ
ルト33の滑りを生ずることなくトルクの伝達を行える
油圧で規定される。エンジンを最良燃費となる状態で作
動させた場合入出力軸間のトルク比Tの変化に対する必
要最小限のライン圧をスロットル開度θをパラメータと
して第7図の実線で示す。車両の発進時には両プーリに
よって実現可能なトルク比の範囲では、エンジンを最良
燃費の状態で作動させることが不可能であるから点線で
示す如く上記実線で示した最良燃費の特性曲線より20
%程度大きな破線で示すライン圧とすることが望ましく
、またエンジンブレーキ時にはスロットル開度θ−0に
おいても一点鎖線で示すより商いライン圧特性とするこ
とが望ましい。
れるポンプ52を供給源としており、ライン圧が高けれ
ばそれに応じてポンプ52により動力の消耗が増大する
。よって車両を低燃費で走行させるためには油圧制御回
路に供給するライン圧を必要最小限に近づけることが必
要となり、無段変速装置において該ライン圧は入力側プ
ーリ31および出力側プーリ32の各油圧サーボがVベ
ルト33の滑りを生ずることなくトルクの伝達を行える
油圧で規定される。エンジンを最良燃費となる状態で作
動させた場合入出力軸間のトルク比Tの変化に対する必
要最小限のライン圧をスロットル開度θをパラメータと
して第7図の実線で示す。車両の発進時には両プーリに
よって実現可能なトルク比の範囲では、エンジンを最良
燃費の状態で作動させることが不可能であるから点線で
示す如く上記実線で示した最良燃費の特性曲線より20
%程度大きな破線で示すライン圧とすることが望ましく
、またエンジンブレーキ時にはスロットル開度θ−0に
おいても一点鎖線で示すより商いライン圧特性とするこ
とが望ましい。
本実施例においては、レギュレータ弁61の出力である
ライン圧は、油圧調整装置60により、マニュアル弁6
2のシフト位Z (L、D、N、R。
ライン圧は、油圧調整装置60により、マニュアル弁6
2のシフト位Z (L、D、N、R。
P)、スロットル開度θおよび両プーリのトルク比(入
出力軸間のトルク比)の変化により以下の如く調整され
る。
出力軸間のトルク比)の変化により以下の如く調整され
る。
D位置
表1に示すように、マニュアル弁62において油路3の
みが油路1と連通しており油路4および油路5は排圧さ
れている。このときはシフト制御機構70において、シ
フト制御ソレノイド74がOFF状態で油室713にラ
イン圧が供給されている場合には、スプール712が右
方に位置することにより、油路3と油路13とが連絡さ
れ、油路3に供給されたライン圧が油路13を通して前
進用の多板クラッチ45の油圧サーボ49に作用し、車
両は前進可能な状態となる。
みが油路1と連通しており油路4および油路5は排圧さ
れている。このときはシフト制御機構70において、シ
フト制御ソレノイド74がOFF状態で油室713にラ
イン圧が供給されている場合には、スプール712が右
方に位置することにより、油路3と油路13とが連絡さ
れ、油路3に供給されたライン圧が油路13を通して前
進用の多板クラッチ45の油圧サーボ49に作用し、車
両は前進可能な状態となる。
(1)トルク比Tが1.≦T≦t2のとき。
第5図(A)に示す如くトルクレシオ弁66は、油路1
に連絡したボート663を閉じ、油路6をドレインボー
ト665と連通して排圧している。
に連絡したボート663を閉じ、油路6をドレインボー
ト665と連通して排圧している。
これによりスロットル開度θの何如にかかわらず油路7
にディテント圧(ライン圧と等しい)は住じない。また
スロットル弁65は、油路9と連絡したトルクレシオ弁
66のボート664が閉ざされており、スプール651
がランド656の他にランド657にもフィードバック
圧を受けるので、スロットル開度θに対し第8図(ハ)
に示す特性のスロットル圧を油路8を経て調整弁61の
レギュレータバルブプランジャー612に出力する。
にディテント圧(ライン圧と等しい)は住じない。また
スロットル弁65は、油路9と連絡したトルクレシオ弁
66のボート664が閉ざされており、スプール651
がランド656の他にランド657にもフィードバック
圧を受けるので、スロットル開度θに対し第8図(ハ)
に示す特性のスロットル圧を油路8を経て調整弁61の
レギュレータバルブプランジャー612に出力する。
これにより調整弁61の出力するライン圧は第9図の(
へ)域および第10図の(ホ)に示す如(なる。
へ)域および第10図の(ホ)に示す如(なる。
(2)トルク比TがL2<T≦t、のとき。
7i、5図(B)に示ず如くトルクレシオ弁66はボー
ト663を閉じており、油路9とドレインボート666
とを連通させる。また油路6はボート665を通して排
圧される。よってディテント圧は発生せず、スロットル
圧は油路9が排圧されスプール651のランド657に
フィードバック圧が印加されなくなった分だけ増大し、
第8図の(ニ)に示す特性曲線で表される。このときの
ライン圧は第9図の(ル)域および第10図の(ト)で
示す特性を存する。
ト663を閉じており、油路9とドレインボート666
とを連通させる。また油路6はボート665を通して排
圧される。よってディテント圧は発生せず、スロットル
圧は油路9が排圧されスプール651のランド657に
フィードバック圧が印加されなくなった分だけ増大し、
第8図の(ニ)に示す特性曲線で表される。このときの
ライン圧は第9図の(ル)域および第10図の(ト)で
示す特性を存する。
(3)トルク比Tがt3くT≦t4のとき。
151i9 (C)に示す如く油路9はドレインボート
666から排圧され、よってスロットル圧は上記(2)
と同様第8図の(ニ)で表される。しかるにボート66
3が開口し油路1と油路6とが連通ずるので、スロット
ル開度θが0≦θ≦θ3%の範囲内にあり、ディテント
弁64のスプール641が、第4図(A>に示す如く図
示左側部にある間は、該スプール641により油路6は
閉じられ且つ油路7は油路5を介してマニュアル弁62
から排圧されているが、スロットル開度θがθ。
666から排圧され、よってスロットル圧は上記(2)
と同様第8図の(ニ)で表される。しかるにボート66
3が開口し油路1と油路6とが連通ずるので、スロット
ル開度θが0≦θ≦θ3%の範囲内にあり、ディテント
弁64のスプール641が、第4図(A>に示す如く図
示左側部にある間は、該スプール641により油路6は
閉じられ且つ油路7は油路5を介してマニュアル弁62
から排圧されているが、スロットル開度θがθ。
%く05100%のときは、第4図(B)に示す如くス
プール641が動き油路6と油路7とが連通し、油路7
にディテント圧が生じる。これによりライン圧は第9図
の(ヲ)域および第1O図の(ワ)に示す如く、θ−θ
1%でステップ状に変化する特性となる。
プール641が動き油路6と油路7とが連通し、油路7
にディテント圧が生じる。これによりライン圧は第9図
の(ヲ)域および第1O図の(ワ)に示す如く、θ−θ
1%でステップ状に変化する特性となる。
し位置
マニュアル弁62において油路5が油路lと連通ずる。
油路3と油路4はD位置と同じ。
(1)トルク比T ′IJ<t + ≦T≦L2のと
き。
き。
スロットル開度θが050601%のとき、ディテント
弁64において油に35と油1路7とが連通し、ディテ
ント圧が発生してスロットルプランジャーを押し上げ、
高いライン圧を生ずる。61%〈05100%のとき、
油路7は油路6および第4図(B)に示す様にトルクレ
シオ弁のドレインポート665を経て排圧されてディテ
ント圧は発生せず、またスロットル圧はD位置の場合と
同じである。よってライン圧は第11図の(ル)に示す
特性となる。
弁64において油に35と油1路7とが連通し、ディテ
ント圧が発生してスロットルプランジャーを押し上げ、
高いライン圧を生ずる。61%〈05100%のとき、
油路7は油路6および第4図(B)に示す様にトルクレ
シオ弁のドレインポート665を経て排圧されてディテ
ント圧は発生せず、またスロットル圧はD位置の場合と
同じである。よってライン圧は第11図の(ル)に示す
特性となる。
(2)トルク比TがL2<T≦t3のとき。
上記(1)との相違は、トルクレシオ弁66において油
路9がドレインポート666と連通して排圧され、スロ
ットル弁65が油路8を介して調整弁61に出力するス
ロットル圧が増大することにあり、これによりライン圧
は第11図の(チ)に示す如き特性曲線で表される。
路9がドレインポート666と連通して排圧され、スロ
ットル弁65が油路8を介して調整弁61に出力するス
ロットル圧が増大することにあり、これによりライン圧
は第11図の(チ)に示す如き特性曲線で表される。
(3)トルク比Tがt、<T≦L4のとき。
トルクレシオ弁66によって油路6と油路1とが連通さ
れ、油路9はドレインポート666から排圧されている
。油路6と油路5の両方にライン圧が供給されているの
で、ディテント弁64はスロットル開度に関係なくディ
テント圧を出力し、該ディテント圧および上記(2)と
同しスロットル圧を入力する調整弁61は第11図(ヌ
)に示すライン圧を出力する。
れ、油路9はドレインポート666から排圧されている
。油路6と油路5の両方にライン圧が供給されているの
で、ディテント弁64はスロットル開度に関係なくディ
テント圧を出力し、該ディテント圧および上記(2)と
同しスロットル圧を入力する調整弁61は第11図(ヌ
)に示すライン圧を出力する。
R位置
表■に示すように、マニュアル弁62において油路4お
よび油路5が油路1と連通し、油路3は排圧されている
。このときシフト制御a構70において、シフト制御ソ
レノイド74がOFF状態で油室713にライン圧が供
給されている場合には、スプール712が左方に位置す
ることにより、油路4が油路14とが連通され、油路4
に供給されたライン圧が油路14を通して後進用多板ブ
レーキ42の油圧サーボ48に供給され、車両は後進状
態となる。また、油路5にライン圧が専かれているため
、ライン圧はし位置のときと同一の特性となる。R位置
ではVベルト式無段変速機3゜におけるトルク比Tを最
大のT−t、とじて使用する。このため、遊星歯車変速
機4o内で変速(減速)を行う必要はないが、本実施例
によれば、R位置においてトルク比Tを変化させた場合
でも、L位置の場合と同様のライン圧の制御が可能であ
る。
よび油路5が油路1と連通し、油路3は排圧されている
。このときシフト制御a構70において、シフト制御ソ
レノイド74がOFF状態で油室713にライン圧が供
給されている場合には、スプール712が左方に位置す
ることにより、油路4が油路14とが連通され、油路4
に供給されたライン圧が油路14を通して後進用多板ブ
レーキ42の油圧サーボ48に供給され、車両は後進状
態となる。また、油路5にライン圧が専かれているため
、ライン圧はし位置のときと同一の特性となる。R位置
ではVベルト式無段変速機3゜におけるトルク比Tを最
大のT−t、とじて使用する。このため、遊星歯車変速
機4o内で変速(減速)を行う必要はないが、本実施例
によれば、R位置においてトルク比Tを変化させた場合
でも、L位置の場合と同様のライン圧の制御が可能であ
る。
P位置およびN位置
マニュアル弁62において油路3.4−および5がとも
に排圧さγl、ており、油路5が排圧されているためレ
ギュレータ弁61の出力であるライン圧はD位置と同じ
となる。
に排圧さγl、ており、油路5が排圧されているためレ
ギュレータ弁61の出力であるライン圧はD位置と同じ
となる。
このライン圧調整においてマニュアル弁62をり、N、
Pの各シフト位置にソフトしている場合、トルク比Tが
L3<TSL4の範囲にあるときのライン圧を第10図
の特性曲線(す)の如くスロットル開度θ1%以下で低
く設定したのは、アイドリングなどスロットル開度θが
小さく且つポンプの吐出樋が少ない運転状況においてラ
イン圧を高く設定していくと、高油温で油圧回路の各所
からの油洩れが大きいときなどはライン圧の保持が困難
となり、さらにはオイルクーラーへ供給される油)ルの
減少により油温かさらに上昇してトラブルの原因となり
やすいためである。また、マニュアル弁62がり、Hの
各シフト位置にシフトしている場合、第11図の特性曲
線(チ)、(ル)に示す如くトルク比Tがt1≦T≦t
2の範囲で且つスロットル開度θが01%以下の運転条
件においてライン圧を冑く設定したのは、エンジンブレ
ーキ時においては低スロツトル開度のときも比較的高い
油圧が要求されることによる。そのときの必要油圧は第
7図に一点鎖線で示されている。このように第9図に示
す如くライン圧を第7図に示す必要最小限の油圧に近づ
けることにより、ポンプ52による動力ti4失を小さ
くできるので燃費および燃料消費率が向上できる。
Pの各シフト位置にソフトしている場合、トルク比Tが
L3<TSL4の範囲にあるときのライン圧を第10図
の特性曲線(す)の如くスロットル開度θ1%以下で低
く設定したのは、アイドリングなどスロットル開度θが
小さく且つポンプの吐出樋が少ない運転状況においてラ
イン圧を高く設定していくと、高油温で油圧回路の各所
からの油洩れが大きいときなどはライン圧の保持が困難
となり、さらにはオイルクーラーへ供給される油)ルの
減少により油温かさらに上昇してトラブルの原因となり
やすいためである。また、マニュアル弁62がり、Hの
各シフト位置にシフトしている場合、第11図の特性曲
線(チ)、(ル)に示す如くトルク比Tがt1≦T≦t
2の範囲で且つスロットル開度θが01%以下の運転条
件においてライン圧を冑く設定したのは、エンジンブレ
ーキ時においては低スロツトル開度のときも比較的高い
油圧が要求されることによる。そのときの必要油圧は第
7図に一点鎖線で示されている。このように第9図に示
す如くライン圧を第7図に示す必要最小限の油圧に近づ
けることにより、ポンプ52による動力ti4失を小さ
くできるので燃費および燃料消費率が向上できる。
つぎに、第6図で説明した電気制御回路90により制御
されるシフト制御機構70およびトルク比制御装置80
の作動を第18図ないし第231mに示すプログラムフ
ローチャートとともに説明する。
されるシフト制御機構70およびトルク比制御装置80
の作動を第18図ないし第231mに示すプログラムフ
ローチャートとともに説明する。
本実施例では電気制御回路90により、各スロットル開
度θにおいて最良燃費となるよう入力側プーリ回転数N
を制御する例が示されている。
度θにおいて最良燃費となるよう入力側プーリ回転数N
を制御する例が示されている。
一般に、エンジンを最良燃費の状態で作動させる場合、
第121QIのグラフに示す破線の最良燃費動力線に従
って運転する。この第12図で横軸はエンジン回転数(
rpm)、kl軸はエンジン出力軸のトルク(kr−m
)を示し、最良燃費動力線は次の様にして得られる。す
なわち、第12図で実線で示すエンジンの等燃料消費率
曲線(単位はg/p s −h)と、2点鎖線で示す等
馬力曲線(単位はps)とから、図中のA点における燃
料消費率Q (g/p s −h) 、馬力をP(ps
)とすると、A点では毎時 5=QXP (g/h) の燃料を消費することになる。各等馬力曲線上の全ての
点において1時間当たりの燃料消費v・Sを求めること
により、各等馬力線上でSが最小となる点が決定でき、
これらの点を結ぶことにより各馬力に対し最良燃費とな
るエンジン運転状態を示す最良燃費動力線が得られる。
第121QIのグラフに示す破線の最良燃費動力線に従
って運転する。この第12図で横軸はエンジン回転数(
rpm)、kl軸はエンジン出力軸のトルク(kr−m
)を示し、最良燃費動力線は次の様にして得られる。す
なわち、第12図で実線で示すエンジンの等燃料消費率
曲線(単位はg/p s −h)と、2点鎖線で示す等
馬力曲線(単位はps)とから、図中のA点における燃
料消費率Q (g/p s −h) 、馬力をP(ps
)とすると、A点では毎時 5=QXP (g/h) の燃料を消費することになる。各等馬力曲線上の全ての
点において1時間当たりの燃料消費v・Sを求めること
により、各等馬力線上でSが最小となる点が決定でき、
これらの点を結ぶことにより各馬力に対し最良燃費とな
るエンジン運転状態を示す最良燃費動力線が得られる。
しかるに本実施例の如く、エンジン100と流体式伝達
機構であるフルードカップリング21とを組合わせた場
合には同様の方法にて、第13図に示す各スロットル開
度θにおけるエンジン出力性能曲線と、第14図に示す
フルードカップリング性能曲線と、第15図に示すエン
ジン等燃費率曲線から第16図に示すように、フルード
カップリング出力性能曲線上に最良燃費フルードカップ
リング出力線を求めることができる。第17図は第16
図に示す最良燃費フルードカップリング出力線をスロッ
トル開度とフルードカップリング出力回転数の関係にお
きかえたものである。このフルードカップリング出力回
転数は、本実施例の無段変速装置ではそのまま入力側プ
ーリ回転数となる。
機構であるフルードカップリング21とを組合わせた場
合には同様の方法にて、第13図に示す各スロットル開
度θにおけるエンジン出力性能曲線と、第14図に示す
フルードカップリング性能曲線と、第15図に示すエン
ジン等燃費率曲線から第16図に示すように、フルード
カップリング出力性能曲線上に最良燃費フルードカップ
リング出力線を求めることができる。第17図は第16
図に示す最良燃費フルードカップリング出力線をスロッ
トル開度とフルードカップリング出力回転数の関係にお
きかえたものである。このフルードカップリング出力回
転数は、本実施例の無段変速装置ではそのまま入力側プ
ーリ回転数となる。
本実施例の無段変速装置においては、以上の様にして得
られた最良燃費入力側プーリ回転数と検出した実際の入
力側プーリ回転数により、入力側プーリ31および出力
側プーリ32間の変速比を制御する。
られた最良燃費入力側プーリ回転数と検出した実際の入
力側プーリ回転数により、入力側プーリ31および出力
側プーリ32間の変速比を制御する。
トルク比制御装置80の制御は、第17(沼で求めた最
良燃費入力側プーリ回転数と、実際の入力側プーリ回転
数とを比較することにより、入出力プーリ間の変速比の
増減をトルク圧制1711装置80に設けた2個のソレ
ノイド弁84および85の作動により行い、実際の入力
側プーリ回転数を最良燃費入力端プーリ回転数に一致さ
せるようになされる。第18図は入力側プーリ回転数制
御の全体のフローチャートを示す。
良燃費入力側プーリ回転数と、実際の入力側プーリ回転
数とを比較することにより、入出力プーリ間の変速比の
増減をトルク圧制1711装置80に設けた2個のソレ
ノイド弁84および85の作動により行い、実際の入力
側プーリ回転数を最良燃費入力端プーリ回転数に一致さ
せるようになされる。第18図は入力側プーリ回転数制
御の全体のフローチャートを示す。
スロットルセンサ904によりスロットル開度θの読み
込み(921)を行った後、シフトレバ−スイッチ90
1によりシフトレバ−位置の判別を行う (922)。
込み(921)を行った後、シフトレバ−スイッチ90
1によりシフトレバ−位置の判別を行う (922)。
判別の結果、シフトレバ−がP位置またばN位置の場合
には、第19図に示ずP位置またはN位置処理サブルー
チンによりソレノイド弁84および85の双方を○FF
L、(931)、PまたはN状態をRAM914に記憶
ゼしめる(932)。これにより入力プーリ31のニュ
ートラル状態が得られる。シフトレバ−がP位置または
N位置からR位置に変化した場合、およびN位置からD
位置に変化した場合には、それぞれN−Rシフトおよび
N−Dシフトに伴うンフトショソクを緩和するためにシ
フトショックコントロール処理を行う (940,95
0)。シフトショックコントロールは、パルス中が次第
に小さくなっていくパルスを第20図に示すシフト制御
ソレノイド弁74に加えることによりなされる(以下こ
れをデユーティ−コントロールという)。このようにシ
フト制御ソレノイド弁74をデユーティ−コントロール
することにより、シフト制j1■弁71の油室713に
デユーティ−に対応じて調整された油圧P、が生じる。
には、第19図に示ずP位置またはN位置処理サブルー
チンによりソレノイド弁84および85の双方を○FF
L、(931)、PまたはN状態をRAM914に記憶
ゼしめる(932)。これにより入力プーリ31のニュ
ートラル状態が得られる。シフトレバ−がP位置または
N位置からR位置に変化した場合、およびN位置からD
位置に変化した場合には、それぞれN−Rシフトおよび
N−Dシフトに伴うンフトショソクを緩和するためにシ
フトショックコントロール処理を行う (940,95
0)。シフトショックコントロールは、パルス中が次第
に小さくなっていくパルスを第20図に示すシフト制御
ソレノイド弁74に加えることによりなされる(以下こ
れをデユーティ−コントロールという)。このようにシ
フト制御ソレノイド弁74をデユーティ−コントロール
することにより、シフト制j1■弁71の油室713に
デユーティ−に対応じて調整された油圧P、が生じる。
シフト制御機構70は前述した電気制御回路90の出力
により制御されるソレノイド弁74の作用で、遊星歯車
変速装置40の油圧サーボ48および49への油圧の給
排タイミングを調整しシフト時の衝撃を防止すると共に
、プレッシャリミッティング弁73の作用で油圧サーボ
48および49へ供給される油圧の上限を設定値以下に
保つ作用を有し、クラッチおよびブレーキの係合圧を制
限している。
により制御されるソレノイド弁74の作用で、遊星歯車
変速装置40の油圧サーボ48および49への油圧の給
排タイミングを調整しシフト時の衝撃を防止すると共に
、プレッシャリミッティング弁73の作用で油圧サーボ
48および49へ供給される油圧の上限を設定値以下に
保つ作用を有し、クラッチおよびブレーキの係合圧を制
限している。
N−DシフトおよびN−R278時における係合ンヨソ
クを緩和する場合、油圧サーボ48または油圧サーボ4
9への供給油圧P、またはPCの立ら上がりを第24図
(B)に示す油圧特性曲線の如くコイトロールし、M中
、AC間での多板クラッチ45または多板ブレーキ42
の係合を完了せしめる。このように油圧サーボ48また
は49への供給油圧をコントロールするためのソレノイ
ド弁74のデユーティ (%)とソレノイド弁74の作
動で油室713に生じるソレノイド圧P、との関係を第
25図に示す。デユーティ (%)は次式で与えられる
。
クを緩和する場合、油圧サーボ48または油圧サーボ4
9への供給油圧P、またはPCの立ら上がりを第24図
(B)に示す油圧特性曲線の如くコイトロールし、M中
、AC間での多板クラッチ45または多板ブレーキ42
の係合を完了せしめる。このように油圧サーボ48また
は49への供給油圧をコントロールするためのソレノイ
ド弁74のデユーティ (%)とソレノイド弁74の作
動で油室713に生じるソレノイド圧P、との関係を第
25図に示す。デユーティ (%)は次式で与えられる
。
デユーティ (%)−
ソレノイド作動時間
第25図に示すソレノイド圧は、シフト制御弁71によ
り増幅され、第26図に示す油圧サーボ48または49
への供給油圧P、またはPcが得られる。
り増幅され、第26図に示す油圧サーボ48または49
への供給油圧P、またはPcが得られる。
本実施例において、第24図(A)に示す如く、シフト
制御弁71のスプール712に設けたランドの受圧面積
を、図示左側順にS4、Sl、Sl、Sz、スプリング
711の弾性力をFSI、油室713の油圧をP、とす
ると、前進時に係合される多板クラッチ45の油圧サー
ボ49および後進時に係合される多板ブレーキ42の油
圧サーボ48への供給油圧PCおよびPbは、それぞれ
シフト制御弁71の油圧平衡式である第0式および0式
から次のように与えられる。
制御弁71のスプール712に設けたランドの受圧面積
を、図示左側順にS4、Sl、Sl、Sz、スプリング
711の弾性力をFSI、油室713の油圧をP、とす
ると、前進時に係合される多板クラッチ45の油圧サー
ボ49および後進時に係合される多板ブレーキ42の油
圧サーボ48への供給油圧PCおよびPbは、それぞれ
シフト制御弁71の油圧平衡式である第0式および0式
から次のように与えられる。
前進時 Pg x3.−Pc XSI ”Fs+
■S+ Fs+ St St 後進時 PS XSI =pb X (31−32)ト
F、1 ■ Sl Sz Sl 32また、
ブレノンヤリミノティング弁73内に挿設された弁体7
31の受圧面積をSff、該弁体731に荷設されたス
プリング732の弾性力をFs2とすると、プレッシャ
リミッティング弁73は油圧平衡式第■式によりP、の
最高圧pm!1m1tで作動する。
■S+ Fs+ St St 後進時 PS XSI =pb X (31−32)ト
F、1 ■ Sl Sz Sl 32また、
ブレノンヤリミノティング弁73内に挿設された弁体7
31の受圧面積をSff、該弁体731に荷設されたス
プリング732の弾性力をFs2とすると、プレッシャ
リミッティング弁73は油圧平衡式第■式によりP、の
最高圧pm!1m1tで作動する。
p j! 1m1tX S、I= F 32
■p j!1m1L=Fsz/S3 このときPeおよびP、は第0式および第0式に従って
最高圧pc e 1m1t、 p b 11m1tが制
限される。
■p j!1m1L=Fsz/S3 このときPeおよびP、は第0式および第0式に従って
最高圧pc e 1m1t、 p b 11m1tが制
限される。
前進時
St St
後進時
pb it imi t = −p l11m1 tS
、−S。
、−S。
Sl St
第18図に戻って説明すると、N−Dシフトショックコ
ントロール処理950の次には、入力側プーリの回転速
度センサ902により実際の入力側プーリ回転数Nを読
み込み(923)、つぎにスロットル開度θが0か否か
の判別を行い(924)、θ≠0のときは、第21図に
示すサブルーチンに従い予めデータとしてROM913
に格納しである第17図のスロットル開度θに対応する
最良燃費入力端プーリ凹転数N′の設定をする(960
)ため、スロットル開度に対応した入力側プーリ回転数
N”データの格納アドレスの七ノドをしく961)、セ
ットしたアドレスがらNoのデータを8売みだしく96
2)、S売み出したN1のデータをデータ格納用RAM
914に一時格納する(963)。
ントロール処理950の次には、入力側プーリの回転速
度センサ902により実際の入力側プーリ回転数Nを読
み込み(923)、つぎにスロットル開度θが0か否か
の判別を行い(924)、θ≠0のときは、第21図に
示すサブルーチンに従い予めデータとしてROM913
に格納しである第17図のスロットル開度θに対応する
最良燃費入力端プーリ凹転数N′の設定をする(960
)ため、スロットル開度に対応した入力側プーリ回転数
N”データの格納アドレスの七ノドをしく961)、セ
ットしたアドレスがらNoのデータを8売みだしく96
2)、S売み出したN1のデータをデータ格納用RAM
914に一時格納する(963)。
次に実際の入力側プーリ回転数Nと最良燃費入力側プー
リ回転数N1との比較を行い(927)、NUN”のと
きはダウンシフトソレノイド弁84の作動指令を発しく
928) 、NUN”のときはアンプシフトソレノイド
弁85の作動指令を発しく929) 、N=N”のとき
は両ソレノイド弁84および85のOFF指令を発する
(920)。
リ回転数N1との比較を行い(927)、NUN”のと
きはダウンシフトソレノイド弁84の作動指令を発しく
928) 、NUN”のときはアンプシフトソレノイド
弁85の作動指令を発しく929) 、N=N”のとき
は両ソレノイド弁84および85のOFF指令を発する
(920)。
θ−〇でスロットル全開時には、エンジンブレーキの必
要性を判断するためシフトレバ−がD位置に設定されて
いるかまたは[7位置に設定されているかの判別を行い
(926)、必要に応じてエンジンブレーキ処理970
または980を行う。D位置のエンジンブレーキ処理9
70は、第22図に示す如く、車速センサ903により
車速Vを読み込み(971)、その時点での加速度αを
算出しく972)、つぎに該加速度αが車速に対して適
当な加速度Aであるか否かの判別をする(973)。α
〉へのときはダウンシフトのコントロール974を行う
ためN4にNより大きい値を設定した後リターンし、α
≦AのときはN″にスロットル開度0に対応する最良燃
費入力側プーリ回転数N*の設定を行った(975)i
!リターンする。
要性を判断するためシフトレバ−がD位置に設定されて
いるかまたは[7位置に設定されているかの判別を行い
(926)、必要に応じてエンジンブレーキ処理970
または980を行う。D位置のエンジンブレーキ処理9
70は、第22図に示す如く、車速センサ903により
車速Vを読み込み(971)、その時点での加速度αを
算出しく972)、つぎに該加速度αが車速に対して適
当な加速度Aであるか否かの判別をする(973)。α
〉へのときはダウンシフトのコントロール974を行う
ためN4にNより大きい値を設定した後リターンし、α
≦AのときはN″にスロットル開度0に対応する最良燃
費入力側プーリ回転数N*の設定を行った(975)i
!リターンする。
車速と適当な加速度Aとの関係は、各車両について実験
または計算により求められるものであり、第22図の(
B)のグラフに示す。
または計算により求められるものであり、第22図の(
B)のグラフに示す。
L位置のエンジンブレーキ処理980では、第23図に
示すように、車速■の読み込み(981)をした後、車
速■と入力側プーリ回転fiNからトルク比Tを次式か
ら算出する演算を行う(982)。
示すように、車速■の読み込み(981)をした後、車
速■と入力側プーリ回転fiNからトルク比Tを次式か
ら算出する演算を行う(982)。
T= (N/V)xk
kはトランスミッション内部の減速歯車機構23の減速
比、車両の最終減速比およびタイヤ半径等とから決定さ
れる定数である。つぎに現在のトルク比Tがその車速V
に対して安全かつ適性なエンジンブレーキが得られるト
ルク比T1より大きいか否かの判別を行い(983)
、T<T”のときはダウンシフトがなされるようにN3
にNより大きい値の設定を行い(984) 、T≧T0
のときはN1にNと等しい値の設定を行って(985)
リターンする。各車速に対して安全かつ適性なエンジン
ブレーキが得られるトルク比T”は、各車両について実
験または計算により求められるものであり、第23図(
B)のグラフに示す。
比、車両の最終減速比およびタイヤ半径等とから決定さ
れる定数である。つぎに現在のトルク比Tがその車速V
に対して安全かつ適性なエンジンブレーキが得られるト
ルク比T1より大きいか否かの判別を行い(983)
、T<T”のときはダウンシフトがなされるようにN3
にNより大きい値の設定を行い(984) 、T≧T0
のときはN1にNと等しい値の設定を行って(985)
リターンする。各車速に対して安全かつ適性なエンジン
ブレーキが得られるトルク比T”は、各車両について実
験または計算により求められるものであり、第23図(
B)のグラフに示す。
次に、トルク比制御装置80の作用を第27図と共に説
明する。
明する。
定速走行時
第27図(A)に示す如く、電気制御回路の出力により
制御されるソレノイド弁84および85はOFFされて
いる。これにより、油室816の油圧PIはライン圧と
なり、油室815の油圧P8もスプール812が図示右
側にあるときはライン圧となっている。スプール812
はスプリング811による押圧力P、があるので図示左
方に動かされる。スプール812が左方に移動され油室
815とドレインポート813とが連通するとP、は排
圧されるので、スプール812は油室816の油圧P、
により図示右方に動かされる。スプール812が右方に
移動されるとドレインボート813は閉ざされる。よっ
て、スプール812はこの場合、第27図に示すように
、ドレインポート813とスプール812とのランドエ
ツジにフラットな切り欠き812bを設けることにより
、より安定した状態でスプール812を第27図(A)
の如く中間位置の平衡点に保持することが可能となる。
制御されるソレノイド弁84および85はOFFされて
いる。これにより、油室816の油圧PIはライン圧と
なり、油室815の油圧P8もスプール812が図示右
側にあるときはライン圧となっている。スプール812
はスプリング811による押圧力P、があるので図示左
方に動かされる。スプール812が左方に移動され油室
815とドレインポート813とが連通するとP、は排
圧されるので、スプール812は油室816の油圧P、
により図示右方に動かされる。スプール812が右方に
移動されるとドレインボート813は閉ざされる。よっ
て、スプール812はこの場合、第27図に示すように
、ドレインポート813とスプール812とのランドエ
ツジにフラットな切り欠き812bを設けることにより
、より安定した状態でスプール812を第27図(A)
の如く中間位置の平衡点に保持することが可能となる。
この状態においては油路2は閉しられており、入力側ブ
ーIJ31の油圧サーボ313の油圧は、出力側プーリ
32の油圧サーボ323に加わっているライン圧により
■ベルト33を介して圧縮される状態になり、結果的に
油圧サーボ323の油圧と平衡する。実際上は油路2に
おいても油洩れがあるため、入力側プーリ31は徐々に
拡げられてトルク比Tが増加する方向に変化して行く。
ーIJ31の油圧サーボ313の油圧は、出力側プーリ
32の油圧サーボ323に加わっているライン圧により
■ベルト33を介して圧縮される状態になり、結果的に
油圧サーボ323の油圧と平衡する。実際上は油路2に
おいても油洩れがあるため、入力側プーリ31は徐々に
拡げられてトルク比Tが増加する方向に変化して行く。
従って第27図(A)に示すように、スプール812が
平衡する位置においては、ドレインボート814を閉じ
、油路1はやや開いた状態となるようスプール812と
のランドエツジにフラットな切り欠き812aを設け、
油路2における油洩れを補うようにしている。また第2
9図に示すように切り欠き812aの代わりに油路lと
油路2の間をオリフィス821を存する油路822で連
結しても同様な機能を果たすことは明らかである。
平衡する位置においては、ドレインボート814を閉じ
、油路1はやや開いた状態となるようスプール812と
のランドエツジにフラットな切り欠き812aを設け、
油路2における油洩れを補うようにしている。また第2
9図に示すように切り欠き812aの代わりに油路lと
油路2の間をオリフィス821を存する油路822で連
結しても同様な機能を果たすことは明らかである。
アンプシフト時
第27図(B)に示す如く電気制御回路の出力によりソ
レノイド弁85がONされる。これにより油室816が
排圧されるため、スプール812は図示左方に動かされ
、スプール812の移動に伴い、油室815もドレイン
ボート813から排圧されるが、スプリング811の作
用でスプール812は図示左端に設定される。
レノイド弁85がONされる。これにより油室816が
排圧されるため、スプール812は図示左方に動かされ
、スプール812の移動に伴い、油室815もドレイン
ボート813から排圧されるが、スプリング811の作
用でスプール812は図示左端に設定される。
この状態では油路1のライン圧がボート81Bを介して
油路2に供給されるため油圧サーボ313の油圧は上昇
し、入力側プーリ31は閉じられる方向に作動してトル
ク比Tは減少する。従ってソレノイド弁85のON時間
を必要に応じて制御することによって所望のトルク比だ
け減少させアンプシフトを行う。
油路2に供給されるため油圧サーボ313の油圧は上昇
し、入力側プーリ31は閉じられる方向に作動してトル
ク比Tは減少する。従ってソレノイド弁85のON時間
を必要に応じて制御することによって所望のトルク比だ
け減少させアンプシフトを行う。
ダウンシフト時
第27図(C)に示す如く電気側?ffU回路の出力に
よりソレノイド弁84がONされ、油室815が排圧さ
れる。スプール812は油室816のライン圧により図
示右方に動かされ、油路2はドレインボート814と連
通して排圧され、入力側プーリ31は拡がる方向に作動
してトルク比増大する。このようにソレノイド弁84の
ON時間を制御することによりトルク比を増大させダウ
ンシフトさせる。
よりソレノイド弁84がONされ、油室815が排圧さ
れる。スプール812は油室816のライン圧により図
示右方に動かされ、油路2はドレインボート814と連
通して排圧され、入力側プーリ31は拡がる方向に作動
してトルク比増大する。このようにソレノイド弁84の
ON時間を制御することによりトルク比を増大させダウ
ンシフトさせる。
以上のように入力側(ドライブ側)ブーIJ 31の油
圧サーボ312は、トルクレシオ制御弁81の出力油圧
が供給され、出力側(ドリブン側)プーリ32の油圧サ
ーボ323にはライン圧が導かれており、入力側油圧サ
ーボ312の油圧をP。
圧サーボ312は、トルクレシオ制御弁81の出力油圧
が供給され、出力側(ドリブン側)プーリ32の油圧サ
ーボ323にはライン圧が導かれており、入力側油圧サ
ーボ312の油圧をP。
、出力側油圧サーボ322の油圧を20とすると、P、
/Pi はトルク比Tに対して第28図のグラフに示す
如き特性を存し、例えば、スロットル開度θ−50%、
トルク比T=1. 5 (図中a点)で走行している状
態からアクセルを緩めてθ=30%とした場合、P0/
Piがそのまま維持されるときはトルク比T=0.87
の図中す点に移行し、逆にトルク比T=1.5の状態を
保場合には、入力側プーリを制御するトルク比制御機構
80の出力によりP。/Pi の値を増大させ図中C点
の値に変更する。このようにP0/Pi の値を必要に
応じて制御することにより、あらゆる負荷状態に対応じ
て任、音のトルク比に設定できる。
/Pi はトルク比Tに対して第28図のグラフに示す
如き特性を存し、例えば、スロットル開度θ−50%、
トルク比T=1. 5 (図中a点)で走行している状
態からアクセルを緩めてθ=30%とした場合、P0/
Piがそのまま維持されるときはトルク比T=0.87
の図中す点に移行し、逆にトルク比T=1.5の状態を
保場合には、入力側プーリを制御するトルク比制御機構
80の出力によりP。/Pi の値を増大させ図中C点
の値に変更する。このようにP0/Pi の値を必要に
応じて制御することにより、あらゆる負荷状態に対応じ
て任、音のトルク比に設定できる。
第1図は車両用Vベルト弐無段変速機の概略図、第2図
は本発明の1実施例を示す油圧制御回路図、第3図はマ
ニエアル弁の作動を説明するための図、第4図はディテ
ント弁およびスロットル弁の作動を説明するための図、
第5図はトルクレシオ弁の作動を説明するための図、第
6図は電気制御回路の構成図、第7図は油圧制御回路の
必要ライン圧特性を示す図、第8図はスロットル圧の特
性を示す図、第9図、第10図および第11図は本発明
の制御装置により得られるライン圧特性を示す図、第1
2図はエンジンの最良燃費動力線を示す図、第13図は
エンジンの出力性能の特性を示す図、第14図は流体伝
達機構の性能曲線を示す図、第15図はエンジンの等燃
費率曲線を示す図、第16図は最良燃費フルードカップ
リング出力曲線を示す図、第17図は最良燃費フルード
カップリング出力回転数の特性を示す図、第18図、第
19図、第21図、および第22図(A)、第23図(
A)は電気制御回路における処理の流れを説明するため
の図、第20図はソレノイド弁の作用を説明するための
図、第22図(B)は設定加速度を示す図、第23図(
B)は設定トルク比を示す図、第24図(A)はシフト
制御機構の作動を説明するための図、第24図(B)は
入力側および出力側の油圧サーボの供給油圧の特性を示
す図、第25図はソレノイド圧の特性を示す図、第26
図はシフト制御弁の出力油圧の特性を示す図、第27図
はトルク比制御装置の作動を説明するための図、第28
図はトルク比と入出力側油圧サーボの圧力比との関係を
示す図、第29図はトルク比制御装置の他の実施例を示
す構成図、第30図は従来の車両用■ベルト式無段変速
機の概略図である。 30・・・無段変速機、214・・・入力軸、26・・
・出力軸、31・・・入力側プーリ、32・・・出力側
プーリ、313.323・・・油圧サーボ、33・・・
駆動ハンド、40・・・前進後進切り換え用遊星歯車変
速機(動力伝達装置)、42.45・・・多板ブレーキ
、多板クラッチ(摩擦係合装置)、70・・・シフト制
御機構、73・・・プレッシャリミンティング弁、90
・・・電気制御回路、84・・・ダウンシフトソレノイ
ド弁、85・・・アップシフトソレノイド弁、81・・
・トルクレシオ制御弁。 出 願 人 アイシン・ワーナー株式会社第1図 第3図 第4図 (A) 第5図 第6図 第7図 ’に9/Cm2) 第8図 第9図 第12図 第13図 エンツノ1.!1牡鳳 (rPm)第14図 第15図 第16図 第17図 スLIWトル闇/lFj (’A) 第18図 第19図 第21図 第20図 第22図 (A) (巳) 第23図 (A) (巳) 第24図 (A) (巳) イa4?LrI] Pcまた1よPb (kg/crrr’)Ps′l
:i′l−r、八(−く 第28図 第29図 第30図
は本発明の1実施例を示す油圧制御回路図、第3図はマ
ニエアル弁の作動を説明するための図、第4図はディテ
ント弁およびスロットル弁の作動を説明するための図、
第5図はトルクレシオ弁の作動を説明するための図、第
6図は電気制御回路の構成図、第7図は油圧制御回路の
必要ライン圧特性を示す図、第8図はスロットル圧の特
性を示す図、第9図、第10図および第11図は本発明
の制御装置により得られるライン圧特性を示す図、第1
2図はエンジンの最良燃費動力線を示す図、第13図は
エンジンの出力性能の特性を示す図、第14図は流体伝
達機構の性能曲線を示す図、第15図はエンジンの等燃
費率曲線を示す図、第16図は最良燃費フルードカップ
リング出力曲線を示す図、第17図は最良燃費フルード
カップリング出力回転数の特性を示す図、第18図、第
19図、第21図、および第22図(A)、第23図(
A)は電気制御回路における処理の流れを説明するため
の図、第20図はソレノイド弁の作用を説明するための
図、第22図(B)は設定加速度を示す図、第23図(
B)は設定トルク比を示す図、第24図(A)はシフト
制御機構の作動を説明するための図、第24図(B)は
入力側および出力側の油圧サーボの供給油圧の特性を示
す図、第25図はソレノイド圧の特性を示す図、第26
図はシフト制御弁の出力油圧の特性を示す図、第27図
はトルク比制御装置の作動を説明するための図、第28
図はトルク比と入出力側油圧サーボの圧力比との関係を
示す図、第29図はトルク比制御装置の他の実施例を示
す構成図、第30図は従来の車両用■ベルト式無段変速
機の概略図である。 30・・・無段変速機、214・・・入力軸、26・・
・出力軸、31・・・入力側プーリ、32・・・出力側
プーリ、313.323・・・油圧サーボ、33・・・
駆動ハンド、40・・・前進後進切り換え用遊星歯車変
速機(動力伝達装置)、42.45・・・多板ブレーキ
、多板クラッチ(摩擦係合装置)、70・・・シフト制
御機構、73・・・プレッシャリミンティング弁、90
・・・電気制御回路、84・・・ダウンシフトソレノイ
ド弁、85・・・アップシフトソレノイド弁、81・・
・トルクレシオ制御弁。 出 願 人 アイシン・ワーナー株式会社第1図 第3図 第4図 (A) 第5図 第6図 第7図 ’に9/Cm2) 第8図 第9図 第12図 第13図 エンツノ1.!1牡鳳 (rPm)第14図 第15図 第16図 第17図 スLIWトル闇/lFj (’A) 第18図 第19図 第21図 第20図 第22図 (A) (巳) 第23図 (A) (巳) 第24図 (A) (巳) イa4?LrI] Pcまた1よPb (kg/crrr’)Ps′l
:i′l−r、八(−く 第28図 第29図 第30図
Claims (5)
- (1)入力軸および出力軸にそれぞれ取付けられ、実効
径が可変の入力側プーリおよび出力側プーリと、これら
プーリ間に張設された駆動バンドとからなり前記プーリ
の実効径を油圧により調節して入出力軸間のトルク比を
制御する無段変速機と、油圧式摩擦係合装置を含み該油
圧式摩擦係合装置の係合により動力伝達を行う前記無段
変速機と直列に設けられた動力伝達装置とを備えた車両
用Vベルト式無段変速機において、油圧源と、該油圧源
からの作動油を調圧する第1の調圧装置と、該第1の調
圧装置によって調圧された作動油を供給され該作動油に
応じて駆動バンドの挟持力を発生させる第1の油圧サー
ボと、前記油圧源からの作動油を調圧する第2の調圧装
置と、該第2の調圧装置によって調圧された作動油を供
給され該作動油に応じて前記油圧式摩擦係合装置の係合
力を発生させる第2の油圧サーボとを備え、前記第2の
調圧装置は、前記油圧式摩擦係合装置の伝達トルクが前
記駆動バンドの挟持力に応じて定まる前記無段変速機の
伝達トルクより小さくなるように前記第2の油圧サーボ
に供給する作動油を調圧することを特徴とする車両用V
ベルト式無段変速機の制御装置。 - (2)前記第2の調圧装置は、前記第1の調圧装置によ
って作動油を供給され、該作動油を調圧して前記第2の
油圧サーボに供給することを特徴とする特許請求の範囲
第1項記載の車両用Vベルト式無段変速機の制御装置。 - (3)前記第1の調圧装置は、前記無段変速機ののトル
ク比に応じて作動油を調圧することを特徴とする特許請
求の範囲第2項記載の車両用Vベルト式無段変速機の制
御装置。 - (4)前記第2の調圧装置は、供給される作動油を所定
圧以下に制限して前記第2の油圧サーボに供給すること
を特徴とする特許請求の範囲第1項ないし第3項にいず
れか記載の車両用Vベルト式無段変速機の制御装置。 - (5)前記第2の調圧装置は作動油が供給される油路か
ら前記第2の油圧サーボに作動油を供給する油路への作
動油の流量を制限する弁体と、前記第2の油圧サーボに
供給する作動油を受け前記弁体を前記流量を減少させる
方向に付勢させる第1の油室と、供給される作動油をオ
リフィスを介して受け前記弁体を前記流量を増加させる
方向に付勢させる第2の油室と、該第2の油室に供給さ
れる油圧を所定値以下に制限するプレッシャーリミッテ
ィング弁とから構成されることを特徴とする特許請求の
範囲第4項に記載の車両用Vベルト式無段変速機の制御
装置。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP6778087A JPS63176747A (ja) | 1987-03-24 | 1987-03-24 | 車両用vベルト式無段変速機の変速制御装置 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP6778087A JPS63176747A (ja) | 1987-03-24 | 1987-03-24 | 車両用vベルト式無段変速機の変速制御装置 |
Related Parent Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP3726080A Division JPS56134658A (en) | 1980-03-24 | 1980-03-24 | Controller for torque ratio of v-bent type stepless transmission for vehicle |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS63176747A true JPS63176747A (ja) | 1988-07-21 |
JPH028927B2 JPH028927B2 (ja) | 1990-02-27 |
Family
ID=13354814
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP6778087A Granted JPS63176747A (ja) | 1987-03-24 | 1987-03-24 | 車両用vベルト式無段変速機の変速制御装置 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPS63176747A (ja) |
-
1987
- 1987-03-24 JP JP6778087A patent/JPS63176747A/ja active Granted
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPH028927B2 (ja) | 1990-02-27 |
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