JP4204930B2

JP4204930B2 - Control device for continuously variable transmission

Info

Publication number: JP4204930B2
Application number: JP2003302409A
Authority: JP
Inventors: 知幸神田; 義道津幡; 敦佐藤
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2003-08-27
Filing date: 2003-08-27
Publication date: 2009-01-07
Anticipated expiration: 2023-08-27
Also published as: JP2005133730A

Description

本発明は、ドライブプーリとドリブンプーリとの間にベルト部材を巻き掛けて構成した無段変速機の制御装置に関する。 The present invention relates to a control device for a continuously variable transmission configured by winding a belt member between a drive pulley and a driven pulley.

無段変速機（ベルト式無段変速機）は、入力軸上に設けられたドライブプーリと出力軸上に設けられたドリブンプーリとの間にベルト部材を巻き掛けた構成を有しており、両プーリそれぞれのプーリ幅を変化させてベルト部材の両プーリに対する巻き掛け半径を変化させることにより所望の変速比が得られるようになっている。 A continuously variable transmission (belt type continuously variable transmission) has a configuration in which a belt member is wound between a drive pulley provided on an input shaft and a driven pulley provided on an output shaft. By changing the pulley width of each of the pulleys and changing the winding radius of the belt member with respect to both pulleys, a desired gear ratio can be obtained.

このような無段変速機においてベルト部材のクランプ力となるプーリ側圧の制御方法としては、トルク伝達及び変速に必要なプーリ圧をドライブプーリとドリブンプーリとのそれぞれに独立して供給するもののほか、一方側のプーリにトルク伝達に必要な油圧を与えるとともに、他方側のプーリにレシオ制御（変速制御）に必要な油圧を与えるもののなどが知られている。下記の特許文献は後者の制御方法に関するものであり、レシオ制御のための制御圧を生成するバルブの排出油路を、潤滑油の圧力制御を行うバルブの導入側に結合した構成を有している。ベルト式無段変速機では、変速比を高レシオ側（増速側）から低レシオ側（減速側）に変化させる際には、ドライブプーリのプーリ幅を広げる必要があり、このためドライブプーリ内に供給されていた作動油は排出されるのであるが、上記構成では、急激な変速動作によりドライブプーリ内の作動油が急速に排出される場合であっても、潤滑油路内の圧力が作動油の流出を阻止する方向に作用するため、ドライブプーリのプーリ幅が急激に拡開するようなことがなく、ベルトスリップの発生が抑えられるようになっている。
特開平６−１７４０６８号公報 In such a continuously variable transmission, as a method for controlling the pulley side pressure, which is the clamping force of the belt member, besides supplying the pulley pressure necessary for torque transmission and shifting independently to each of the drive pulley and the driven pulley, It is known that a hydraulic pressure necessary for torque transmission is given to one pulley and a hydraulic pressure necessary for ratio control (shift control) is given to the other pulley. The following patent document relates to the latter control method, and has a configuration in which a discharge oil passage of a valve that generates a control pressure for ratio control is coupled to an introduction side of a valve that performs pressure control of lubricating oil. Yes. In belt type continuously variable transmissions, when changing the gear ratio from the high ratio side (acceleration side) to the low ratio side (deceleration side), it is necessary to widen the pulley width of the drive pulley. However, in the above configuration, even if the hydraulic oil in the drive pulley is rapidly discharged due to a rapid shift operation, the pressure in the lubricating oil passage is activated. Since it acts in the direction of preventing oil from flowing out, the pulley width of the drive pulley does not expand suddenly, and the occurrence of belt slip is suppressed.
JP-A-6-174068

しかしながら、上記従来の構成では、レシオ制御のための制御圧がその最低値において潤滑油路内の圧力（潤滑油圧）と同等となってしまうため、相対的にベルト部材の保持圧が高くなり、エネルギーロスが増大するのみならず、ベルト部材の耐久性が低下してしまうという問題があった。また、定速運転状態から急減速したりする場合など、運転状態が過渡状態にあるときに操作者が意志通りの運転をできるよう、変速制御の応答性の向上も望まれている。 However, in the above-described conventional configuration, the control pressure for the ratio control is equivalent to the pressure in the lubricating oil passage (lubricating oil pressure) at the lowest value, so the holding pressure of the belt member becomes relatively high, In addition to an increase in energy loss, there is a problem in that the durability of the belt member decreases. In addition, it is desired to improve the response of the shift control so that the operator can perform a desired operation when the driving state is in a transitional state, such as when the vehicle is suddenly decelerated from the constant speed driving state.

本発明はこのような問題に鑑みてなされたものであり、エネルギーロスを低減して燃費を向上させることができるとともに、変速制御の応答性を向上させることが可能な構成の無段変速機の制御装置を提供することを目的としている。 The present invention has been made in view of such problems, and is a continuously variable transmission having a configuration that can improve energy consumption by reducing energy loss and improve responsiveness of shift control. The object is to provide a control device.

本発明に係る無段変速機の制御装置は、ドライブプーリ及びドリブンプーリの各シリンダ室に供給される作動油の圧力を増減することにより両プーリそれぞれのプーリ幅を変化させ、両プーリの間に巻き掛けられたベルト部材の両プーリに対する巻き掛け半径を変化させることにより所望の変速比が得られるように構成した無段変速機（例えば、実施形態における車両用ベルト式無段変速機１）の制御装置であって、ドライブプーリのシリンダ室に作動油を供給する油路（例えば、実施形態における油路１０２〜油路１０３の間）に介装され当該シリンダ室に供給される作動油の圧力の制御を行うドライブプーリ制御バルブと、ドリブンプーリのシリンダ室に作動油を供給する油路（例えば、実施形態における油路１０２〜油路１０４の間）に介装され当該シリンダ室に供給される作動油の圧力の制御を行うドリブンプーリ制御バルブと、潤滑油の流路である潤滑油路内の作動油の圧力が設定圧になるように制御する潤滑油圧制御バルブ（例えば、実施形態におけるルブリケーションバルブ８２）と、上記設定圧を少なくとも高低二段階に切換える設定圧切換手段（例えば、実施形態におけるシフトソレノイドバルブ７８）とを備え、ドリブンプーリ制御バルブがドリブンプーリのシリンダ室に供給される作動油の圧力を制御する際に余剰油として排出する作動油の油路である余剰油排出油路が、潤滑油圧制御バルブにおける潤滑油の導入部に接続され、潤滑油路の圧力が余剰油排出油路およびドリブンプーリ制御バルブを介してドリブンプーリのシリンダ室に作用する構成となっている。なお、この無段変速機の制御装置において、変速比を高レシオ側（増速側）から低レシオ側（減速側）に急速に変化させた場合、設定圧切換手段は設定圧を高圧側に設定するようになっていることが好ましい。
また、ドリブンプーリ制御バルブは、油圧源から供給されるライン圧を入力圧、ライン圧を調圧して得られるプーリ側圧を出力圧としてドリブンプーリのシリンダ室に与え、プーリ側圧は、ライン圧を減圧して得たクラッチ制御圧を変速比に応じて調圧するドリブンプーリ制御リニアソレノイドバルブから、ドリブンプーリ制御バルブに与えられるドリブンプーリ制御圧により制御されるように構成することが好ましい。 The control device for a continuously variable transmission according to the present invention changes the pulley width of each pulley by increasing or decreasing the pressure of hydraulic oil supplied to each cylinder chamber of the drive pulley and the driven pulley , and between the pulleys. A continuously variable transmission (for example, a belt-type continuously variable transmission 1 for a vehicle in the embodiment) configured to obtain a desired transmission ratio by changing a winding radius of a wound belt member with respect to both pulleys. Pressure of hydraulic oil that is a control device and is provided in an oil passage (for example, between oil passage 102 and oil passage 103 in the embodiment) that supplies hydraulic oil to the cylinder chamber of the drive pulley and is supplied to the cylinder chamber and the drive pulley control valve for control of oil passage for supplying hydraulic fluid to the cylinder chamber of the driven pulley (eg, between the oil passage 102 to fluid passage 104 in the embodiments) Lubrication control so that the driven pulley control valve for controlling the interposed by pressure of hydraulic fluid supplied to the cylinder chamber, the pressure of the operating oil of the lubricating oil passage is a flow path of the lubricating oil reaches the set pressure A hydraulic control valve (for example, a lubrication valve 82 in the embodiment) and a set pressure switching means (for example, a shift solenoid valve 78 in the embodiment) for switching the set pressure in at least two stages of high and low. A surplus oil discharge oil passage, which is an oil passage for discharging the surplus oil when controlling the pressure of the hydraulic oil supplied to the cylinder chamber of the driven pulley, is connected to the introduction portion of the lubrication oil in the lubrication hydraulic control valve. , is the pressure of the lubricating oil passage is configured to act on the cylinder chamber of the driven pulley via the surplus oil discharge oil passage and the driven pulley control valve There. In this continuously variable transmission control device, when the gear ratio is rapidly changed from the high ratio side (acceleration side) to the low ratio side (deceleration side), the set pressure switching means sets the set pressure to the high pressure side. It is preferable to set it.
The driven pulley control valve applies the line pressure supplied from the hydraulic power source as the input pressure and the pulley side pressure obtained by adjusting the line pressure as the output pressure to the driven pulley cylinder chamber. The pulley side pressure reduces the line pressure. It is preferable that the clutch control pressure obtained in this manner is controlled by a driven pulley control pressure applied to the driven pulley control valve from a driven pulley control linear solenoid valve that regulates the clutch control pressure according to the gear ratio.

このような構成の無段変速機の制御装置において、ドリブンプーリのシリンダ室に供給される作動油の圧力を高圧にし、ドライブプーリのシリンダ室に供給される作動油の圧力を低圧にする制御を行ったときには、ドリブンプーリのプーリ幅は狭く、ドライブプーリのプーリ幅は広く設定されるので、ベルト部材のドリブンプーリに対する巻き掛け半径はドライブプーリに対する巻き掛け半径よりも大きくなり、無段変速機は減速側の低レシオ状態となる。また、これとは反対に、ドライブプーリのシリンダ室に供給される作動油の圧力を高圧にし、ドリブンプーリのシリンダ室に供給される作動油の圧力を低圧にする制御を行ったときには、ドライブプーリのプーリ幅は狭く、ドリブンプーリのプーリ幅は広く設定されるので、ベルト部材のドライブプーリに対する巻き掛け半径はドリブンプーリに対する巻き掛け半径よりも大きくなり、無段変速機は増速側の高レシオ状態となる。 In the control device for a continuously variable transmission having such a configuration, control is performed so that the pressure of hydraulic fluid supplied to the cylinder chamber of the driven pulley is increased and the pressure of hydraulic fluid supplied to the cylinder chamber of the drive pulley is decreased. When done, the pulley width of the driven pulley is narrow and the pulley width of the drive pulley is set wide, so the winding radius of the belt member with respect to the driven pulley is larger than the winding radius of the drive pulley, and the continuously variable transmission is It will be in the low ratio state on the deceleration side. Furthermore, contrary to this, when performing the control of the pressure of hydraulic fluid supplied to the cylinder chamber of the drive pulley to the high pressure, the pressure of hydraulic fluid supplied to the cylinder chamber of the driven pulley to the low pressure, the drive pulley Since the pulley width of the driven pulley is narrow and the pulley width of the driven pulley is set wide, the wrapping radius of the belt member with respect to the drive pulley is larger than the wrapping radius of the driven pulley, and the continuously variable transmission has a high ratio on the high speed side. It becomes a state.

ここで、本発明に係る無段変速機の制御装置においては、ドリブンプーリ制御バルブがドリブンプーリのシリンダ室に供給する作動油の圧力制御時に排出される作動油の油路が潤滑油圧制御バルブにおける潤滑油の導入部に接続されているため、或る程度の圧力を持った作動油が潤滑油として再利用されることとなり、エネルギーロス（油圧源の負荷）を少なくして燃費を向上させることができる。また、ドリブンプーリのシリンダ室に供給される作動油の圧力を低圧にする制御がなされているとき（変速機が高レシオ状態になっているとき）には、ドリブンプーリ制御バルブより余剰油排出油路内に排出される作動油の圧力は潤滑油路内の圧力と等しくなる。このため、ドリブンプーリのシリンダ室に供給される作動油の圧力は潤滑油路内の圧力を下回ることがなく、潤滑油路の圧力が余剰油排出油路およびドリブンプーリ制御バルブを介してドリブンプーリのシリンダ室に作用するように構成されているため、変速比を高レシオ側から低レシオ側に急速に変化させる場合に、設定圧切換手段により潤滑油圧制御バルブの設定圧を低圧から高圧に切換えるようにすれば、潤滑油路内の圧力がドリブンプーリのシリンダ室に作用してドリブンプーリのプーリ幅の増大作用がアシストされるので、変速応答性が高められる。 Here, in the control device for a continuously variable transmission according to the present invention, the oil passage of the hydraulic oil driven pulley control valve is discharged when the pressure control of the hydraulic fluid supplied to the cylinder chamber of the driven pulley is in the lubricating oil pressure control valve Because it is connected to the introduction part of the lubricating oil, hydraulic oil with a certain pressure will be reused as the lubricating oil, reducing energy loss (load of hydraulic pressure source) and improving fuel efficiency Can do. Also, when the pressure of the hydraulic oil supplied to the cylinder chamber of the driven pulley is controlled to be low (when the transmission is in a high ratio state), the excess oil discharge oil from the driven pulley control valve. The pressure of the hydraulic oil discharged into the passage becomes equal to the pressure in the lubricating oil passage. For this reason, the pressure of the hydraulic oil supplied to the cylinder chamber of the driven pulley does not fall below the pressure in the lubricating oil passage, and the pressure of the lubricating oil passage is driven via the excess oil discharge oil passage and the driven pulley control valve. When the gear ratio is rapidly changed from the high ratio side to the low ratio side, the set pressure of the lubricating hydraulic control valve is switched from the low pressure to the high pressure by the set pressure switching means. By doing so, the pressure in the lubricating oil passage acts on the cylinder chamber of the driven pulley to assist the increase operation of the pulley width of the driven pulley, so that the shift response is improved.

以下、図面を参照して本発明の好ましい実施形態について説明する。図２は本発明に係る無段変速機の制御装置が適用された車両用ベルト式無段変速機を示している。この車両用ベルト式無段変速機（以下、単に変速機と称する）１はエンジンＥＧの回転速度やトルクを変換し、エンジンＥＧの回転動力をディファレンシャル機構６０経由で左右の駆動輪（車両の前輪）ＷＬ，ＷＲに伝達する構成を有している。 Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 2 shows a vehicle belt type continuously variable transmission to which the control device for a continuously variable transmission according to the present invention is applied. The vehicle belt type continuously variable transmission (hereinafter simply referred to as a transmission) 1 converts the rotational speed and torque of the engine EG, and the rotational power of the engine EG is transmitted to the left and right drive wheels (front wheels of the vehicle) via a differential mechanism 60. ) It is configured to transmit to WL and WR.

変速機１は、互いに平行に延びて設けられた入力軸１０、出力軸２０及び中間軸４０を有しており、ディファレンシャル機構６０とともに変速機ケース３内に収容されている。入力軸１０はベアリングＢ１ａ，Ｂ１ｂにより軸まわり回転自在に支持されており、エンジンＥＧのクランクシャフトＣＳにカップリング機構ＣＰを介して連結されている。 The transmission 1 includes an input shaft 10, an output shaft 20, and an intermediate shaft 40 that extend in parallel with each other, and are housed in the transmission case 3 together with a differential mechanism 60. The input shaft 10 is supported by bearings B1a and B1b so as to be rotatable about the shaft, and is connected to a crankshaft CS of the engine EG via a coupling mechanism CP.

入力軸１０上にはドライブプーリ１１及び遊星歯車機構１３が設けられている。ドライブプーリ１１は、入力軸１０の外周部に入力軸１０に対して相対回転自在かつ入力軸１０の軸方向移動不能に設けられた固定側ドライブプーリ半体１１ａと、この固定側ドライブプーリ半体１１ａに対して相対回転不能かつ入力軸１０の軸方向移動自在に設けられた可動側ドライブプーリ半体１１ｂからなり、可動側ドライブプーリ半体１１ｂの側方には、供給された作動油の圧力に応じてドライブプーリ１１のプーリ幅（固定側ドライブプーリ半体１１ａと可動側ドライブプーリ半体１１ｂとの幅）を設定するドライブ側プーリ幅設定機構１２が設けられている。 A drive pulley 11 and a planetary gear mechanism 13 are provided on the input shaft 10. The drive pulley 11 includes a fixed drive pulley half 11a provided on the outer periphery of the input shaft 10 so as to be rotatable relative to the input shaft 10 and not movable in the axial direction of the input shaft 10, and the fixed drive pulley half. The movable drive pulley half 11b is provided so that it cannot rotate relative to the input shaft 11a and can move in the axial direction of the input shaft 10, and the pressure of the supplied hydraulic oil is placed on the side of the movable drive pulley half 11b. Accordingly, a drive-side pulley width setting mechanism 12 that sets the pulley width of the drive pulley 11 (the width between the fixed-side drive pulley half 11a and the movable-side drive pulley half 11b) is provided.

ドライブ側プーリ幅設定機構１２は、可動側ドライブプーリ半体１１ｂの側方（図２では右方）に設けられたシリンダ壁１２ａと、このシリンダ壁１２ａと可動側ドライブプーリ半体１１ｂとの間に形成されたシリンダ室１２ｂと、このシリンダ室１２ｂ内に設けられて可動側ドライブプーリ半体１１ｂを常時固定側ドライブプーリ半体１１ａに近づける方向（プーリ幅を狭める方向）に付勢するリターンスプリング１２ｃとを有して構成されている。シリンダ室１２ｂ内の圧力を上昇させると、可動側ドライブプーリ半体１１ｂが巻き掛けられた金属Ｖベルト３０（後述）の反力に抗して固定側ドライブプーリ半体１１ａに近づく方向（図２では紙面左方）に移動し、ドライブプーリ１１のプーリ幅が狭められる。また、シリンダ室１２ｂ内の圧力を低下させると、可動側ドライブプーリ半体１１ｂが上記金属Ｖベルト３０の反力により固定側ドライブプーリ半体１１ａから離れる方向（図２では紙面右方）に移動し、ドライブプーリ１１のプーリ幅は広げられる。 The drive-side pulley width setting mechanism 12 includes a cylinder wall 12a provided on the side (right side in FIG. 2) of the movable drive pulley half 11b, and a space between the cylinder wall 12a and the movable drive pulley half 11b. And a return spring which is provided in the cylinder chamber 12b and urges the movable drive pulley half 11b in a direction in which the movable drive pulley half 11b is always close to the fixed drive pulley half 11a (direction in which the pulley width is narrowed). 12c. When the pressure in the cylinder chamber 12b is increased, the direction approaches the fixed drive pulley half 11a against the reaction force of the metal V belt 30 (described later) around which the movable drive pulley half 11b is wound (FIG. 2). Then, the width of the pulley of the drive pulley 11 is reduced. When the pressure in the cylinder chamber 12b is reduced, the movable drive pulley half 11b moves away from the fixed drive pulley half 11a (the right side in FIG. 2) due to the reaction force of the metal V-belt 30. In addition, the pulley width of the drive pulley 11 is increased.

遊星歯車機構１３は、入力軸１０にスプライン嵌合されて入力軸１０と一体となって回転するサンギヤ１４と、固定側ドライブプーリ半体１１ａと一体に形成されたリングギヤ１５と、入力軸１０に対して相対回転自在に設けられたプラネタリキャリヤ１６と、このプラネタリキャリヤ１６に回転自在に支承された複数のプラネタリギヤ１７とを有して構成される。これら各プラネタリギヤ１７は、サンギヤ１４及びリングギヤ１５の双方と常時噛合している。サンギヤ１４とリングギヤ１５との間にはフォワードクラッチ１８が設けられており、プラネタリキャリヤ１６と変速機ケース３との間にはリバースブレーキ１９が設けられている。フォワードクラッチ１８はシリンダ室１８ｂ内に圧油を供給し、クラッチピストン１８ａをリターンスプリング１８ｃのばね力に抗して図２の左方に移動させることにより、サンギヤ１４側の摩擦板とリングギヤ１５側の摩擦板とを係合させてサンギヤ１４とリングギヤ１５とを結合することができるようになっている。また、リバースブレーキ１９はシリンダ室１９ｂ内に圧油を供給し、ブレーキピストン１９ａをリターンスプリング１９ｃのばね力に抗して図２の左方に移動させることにより、変速機ケース３側の摩擦板とプラネタリキャリヤ１６側の摩擦板とを係合させて変速機ケース３とプラネタリキャリヤ１６とを結合することができるようになっている。 The planetary gear mechanism 13 includes a sun gear 14 that is spline-fitted to the input shaft 10 and rotates integrally with the input shaft 10, a ring gear 15 that is formed integrally with the fixed drive pulley half 11 a, and an input shaft 10. The planetary carrier 16 is provided so as to be relatively rotatable, and a plurality of planetary gears 17 are rotatably supported by the planetary carrier 16. Each of these planetary gears 17 is always meshed with both the sun gear 14 and the ring gear 15. A forward clutch 18 is provided between the sun gear 14 and the ring gear 15, and a reverse brake 19 is provided between the planetary carrier 16 and the transmission case 3. The forward clutch 18 supplies pressure oil into the cylinder chamber 18b, and moves the clutch piston 18a to the left in FIG. 2 against the spring force of the return spring 18c, whereby the friction plate on the sun gear 14 side and the ring gear 15 side are moved. The sun gear 14 and the ring gear 15 can be coupled by engaging with the friction plate. Further, the reverse brake 19 supplies pressure oil into the cylinder chamber 19b, and moves the brake piston 19a to the left in FIG. 2 against the spring force of the return spring 19c. The transmission case 3 and the planetary carrier 16 can be coupled by engaging the friction plate on the planetary carrier 16 side.

ここで、フォワードクラッチ１８が係合（サンギヤ１４側の摩擦板とリングギヤ１５側の摩擦板とが係合）されると、リングギヤ１５はサンギヤ１４に対して相対回転不能となり、リバースブレーキ１９が係合（変速機ケース３側の摩擦板とプラネタリキャリヤ１６側の摩擦板とが係合）されると、プラネタリキャリヤ１６は変速機ケース３に対して相対回転不能となる。このため、入力軸１０が回転した状態でフォワードクラッチ１８を係合させると（リバースブレーキ１９は非係合とする）、リングギヤ１５はサンギヤ１４と一体となってサンギヤ１４とともに回転し、これによりドライブプーリ１１は入力軸１０と同一の方向に回転する（これを順方向回転とする）。なお、このとき各プラネタリギヤ１７は自転することなく、サンギヤ１４及びリングギヤ１５と一体となって、入力軸１０のまわりを回転（公転）する。一方、入力軸１０が回転した状態でリバースブレーキ１９を係合させると（フォワードクラッチ１８は非係合とする）、サンギヤ１４が入力軸１０と一体となって回転する一方で、各プラネタリギヤ１７は自転してリングギヤ１５をサンギヤ１４とは反対の方向へ回転させる。これによりドライブプーリ１１は入力軸１０とは反対の方向に回転する（これを逆方向回転とする）。なお、フォワードクラッチ１８とリバースブレーキ１９がともに非係合となっているときには、入力軸１０及びサンギヤ１４が回転するのみであり、エンジンＥＧの回転動力はドライブプーリ１１には伝達されない。 Here, when the forward clutch 18 is engaged (the friction plate on the sun gear 14 side and the friction plate on the ring gear 15 side are engaged), the ring gear 15 cannot rotate relative to the sun gear 14 and the reverse brake 19 is engaged. When combined (the friction plate on the transmission case 3 side and the friction plate on the planetary carrier 16 side are engaged), the planetary carrier 16 cannot rotate relative to the transmission case 3. For this reason, when the forward clutch 18 is engaged with the input shaft 10 rotated (the reverse brake 19 is disengaged), the ring gear 15 rotates together with the sun gear 14 and thereby drives. The pulley 11 rotates in the same direction as the input shaft 10 (this is referred to as forward rotation). At this time, each planetary gear 17 rotates (revolves) around the input shaft 10 together with the sun gear 14 and the ring gear 15 without rotating. On the other hand, when the reverse brake 19 is engaged with the input shaft 10 rotated (the forward clutch 18 is disengaged), the sun gear 14 rotates integrally with the input shaft 10, while each planetary gear 17 is Rotate to rotate the ring gear 15 in the direction opposite to the sun gear 14. As a result, the drive pulley 11 rotates in the opposite direction to the input shaft 10 (this is referred to as reverse rotation). When both the forward clutch 18 and the reverse brake 19 are disengaged, only the input shaft 10 and the sun gear 14 rotate, and the rotational power of the engine EG is not transmitted to the drive pulley 11.

出力軸２０はベアリングＢ２ａ，Ｂ２ｂにより軸まわり回転自在に支持されており、その軸上には、ドリブンプーリ２１、中間軸ドライブギヤ２３及びスタートクラッチ２４が設けられている。ドリブンプーリ２１は、出力軸２０の外周部に出力軸２０に対して相対回転不能かつ出力軸２０の軸方向移動不能に設けられた固定側ドリブンプーリ半体２１ａと、この固定側ドリブンプーリ半体２１ａに対して相対回転不能かつ出力軸２０の軸方向移動自在に設けられた可動側ドリブンプーリ半体２１ｂからなり、可動側ドリブンプーリ半体２１ｂの側方には、供給された作動油の圧力に応じてドリブンプーリ２１のプーリ幅（固定側ドリブンプーリ半体２１ａと可動側ドリブンプーリ半体２１ｂとの幅）を設定するドリブン側プーリ幅設定機構２２が設けられている。 The output shaft 20 is supported by bearings B2a and B2b so as to be rotatable around the shaft, and a driven pulley 21, an intermediate shaft drive gear 23, and a start clutch 24 are provided on the shaft. The driven pulley 21 includes a fixed-side driven pulley half 21a provided on the outer periphery of the output shaft 20 so as not to rotate relative to the output shaft 20 and to prevent the output shaft 20 from moving in the axial direction, and the fixed-side driven pulley half. The movable driven pulley half 21b is provided so as not to rotate relative to the shaft 21a and to be movable in the axial direction of the output shaft 20. The pressure of the supplied hydraulic oil is placed on the side of the movable driven pulley half 21b. Accordingly, a driven pulley width setting mechanism 22 for setting the pulley width of the driven pulley 21 (the width between the fixed driven pulley half 21a and the movable driven pulley half 21b) is provided.

ドリブン側プーリ幅設定機構２２は、可動側ドリブンプーリ半体２１ｂの側方（図２では左方）に設けられたシリンダ壁２２ａと、このシリンダ壁２２ａと可動側ドリブンプーリ半体２１ｂとの間に形成されたシリンダ室２２ｂと、このシリンダ室２２ｂ内に設けられて可動側ドリブンプーリ半体２１ｂを常時固定側ドリブンプーリ半体２１ａに近づける方向（プーリ幅を狭める方向）に付勢するリターンスプリング２２ｃとを有して構成されている。シリンダ室２２ｂ内の圧力を上昇させると、可動側ドリブンプーリ半体２１ｂが巻き掛けられた金属Ｖベルト３０の反力に抗して固定側ドリブンプーリ半体２１ａに近づく方向（図２では左方）に移動し、ドリブンプーリ２１のプーリ幅が狭められる。また、シリンダ室２２ｂ内の圧力を低下させると、可動側ドリブンプーリ半体２１ｂが上記金属Ｖベルト３０の反力により固定側ドリブンプーリ半体２１ａから離れる方向（図２では左方）に移動し、ドリブンプーリ２１のプーリ幅は広げられる。 The driven pulley width setting mechanism 22 includes a cylinder wall 22a provided on the side of the movable driven pulley half 21b (left side in FIG. 2), and a space between the cylinder wall 22a and the movable driven pulley half 21b. And a return spring that is provided in the cylinder chamber 22b and biases the movable driven pulley half 21b toward the fixed driven pulley half 21a at all times (in the direction of narrowing the pulley width). 22c. When the pressure in the cylinder chamber 22b is increased, the direction toward the fixed driven pulley half 21a against the reaction force of the metal V belt 30 around which the movable driven pulley half 21b is wound (leftward in FIG. 2) ) And the pulley width of the driven pulley 21 is narrowed. When the pressure in the cylinder chamber 22b is reduced, the movable driven pulley half 21b moves in a direction away from the fixed driven pulley half 21a (leftward in FIG. 2) by the reaction force of the metal V belt 30. The pulley width of the driven pulley 21 is increased.

中間軸ドライブギヤ２３は出力軸２０に対して相対回転自在に設けられている。スタートクラッチ２４はシリンダ室２４ｂ内に圧油を供給し、クラッチピストン２４ａをリターンスプリング２４ｃのばね力に抗して図２の左方に移動させることにより、出力軸２０側の摩擦板と中間軸ドライブギヤ２３側の摩擦板とを係合させて出力軸２０と中間軸ドライブギヤ２３とを結合することができるようになっている。ここで、スタートクラッチ２４が係合（出力軸２０側の摩擦板と中間軸ドライブギヤ２３側の摩擦板とが係合）されると、中間軸ドライブギヤ２３は出力軸２０に対して相対回転不能となる。このため、出力軸２０が回転した状態でスタートクラッチ２４を係合させると、中間軸ドライブギヤ２３は出力軸２０と一体となって出力軸２０とともに回転する。 The intermediate shaft drive gear 23 is provided to be rotatable relative to the output shaft 20. The start clutch 24 supplies pressure oil into the cylinder chamber 24b and moves the clutch piston 24a to the left in FIG. 2 against the spring force of the return spring 24c. The output shaft 20 and the intermediate shaft drive gear 23 can be coupled by engaging the friction plate on the drive gear 23 side. Here, when the start clutch 24 is engaged (the friction plate on the output shaft 20 side and the friction plate on the intermediate shaft drive gear 23 side are engaged), the intermediate shaft drive gear 23 rotates relative to the output shaft 20. It becomes impossible. Therefore, when the start clutch 24 is engaged with the output shaft 20 rotated, the intermediate shaft drive gear 23 rotates together with the output shaft 20 together with the output shaft 20.

入力軸１０上に設けられたドライブプーリ１１と出力軸２０上に設けられたドリブンプーリ２１との間には金属Ｖベルト３０が巻き掛けられている。この金属Ｖベルト３０は多数のエレメント３２が図示しないリング状部材により連結されており、各エレメント３２に形成されたＶ字面がドライブプーリ１１のプーリ面とドリブンプーリ２１のプーリ面と接触し、両側から強く押さえ付けられた状態でエンジンＥＧの動力をドライブプーリ１１からドリブンプーリ２１へ伝える。 A metal V-belt 30 is wound around a drive pulley 11 provided on the input shaft 10 and a driven pulley 21 provided on the output shaft 20. The metal V-belt 30 has a large number of elements 32 connected by a ring-shaped member (not shown), and the V-shaped surface formed on each element 32 is in contact with the pulley surface of the drive pulley 11 and the pulley surface of the driven pulley 21. In this state, the power of the engine EG is transmitted from the drive pulley 11 to the driven pulley 21 in a state where it is strongly pressed from the drive pulley 11.

中間軸４０はベアリングＢ４ａ，Ｂ４ｂにより軸まわり回転自在に支持されており、その軸上には中間軸ドリブンギヤ４２とディファレンシャルドライブギヤ４４とが設けられている。中間軸ドリブンギヤ４２及びディファレンシャルドライブギヤ４４はともに中間軸４０上に固定して設けられており、中間軸ドリブンギヤ４２は、出力軸２０上に設けられた上記中間軸ドライブギヤ２３と常時噛合している。また、ディファレンシャルドライブギヤ４４は、ディファレンシャル機構６０のディファレンシャルケース６１に固定されたディファレンシャルドリブンギヤ６４と常時噛合している。 The intermediate shaft 40 is rotatably supported by bearings B4a and B4b, and an intermediate shaft driven gear 42 and a differential drive gear 44 are provided on the shaft. The intermediate shaft driven gear 42 and the differential drive gear 44 are both fixedly provided on the intermediate shaft 40, and the intermediate shaft driven gear 42 is always meshed with the intermediate shaft drive gear 23 provided on the output shaft 20. . Further, the differential drive gear 44 is always meshed with a differential driven gear 64 fixed to the differential case 61 of the differential mechanism 60.

ディファレンシャル機構６０は、ディファレンシャルケース６１の内部に２つのディファレンシャルピニオン６２ａ，６２ａ及び２つのサイドギヤ６２ｂ，６２ｂからなる差動機構６３が収容された構成となっており、サイドギヤ６２ｂ，６２ｂには左右のアクスルシャフトＡＳＬ，ＡＳＲが固定されている。これら左右のアクスルシャフトＡＳＬ，ＡＳＲの中心軸は中間軸４０と平行に配置されており、ディファレンシャルケース６１はこれら左右のアクスルシャフトＡＳＬ，ＡＳＲの中心軸を回転軸として回転できるようにベアリングＢ６ａ，Ｂ６ｂにより支持されている。また、左右のアクスルシャフトＡＳＬ，ＡＳＲの端部には左右の駆動輪ＷＬ，ＷＲが取り付けられている。ディファレンシャルケース６１に固定されたディファレンシャルドリブンギヤ６４は前述のディファレンシャルドライブギヤ４４と常時噛合しており、中間軸４０の回転に伴ってディファレンシャルケース６１全体が左右のアクスルシャフトＡＳＬ，ＡＳＲまわりに回転する構成となっている。 The differential mechanism 60 is configured such that a differential mechanism 63 including two differential pinions 62a and 62a and two side gears 62b and 62b is accommodated in a differential case 61. The side gears 62b and 62b include left and right axles. The shafts ASL and ASR are fixed. The center axes of these left and right axle shafts ASL and ASR are arranged in parallel with the intermediate shaft 40, and the differential case 61 is supported by bearings B6a and B6b so that the center axis of these left and right axle shafts ASL and ASR can be rotated. Is supported by Also, left and right drive wheels WL, WR are attached to the ends of the left and right axle shafts ASL, ASR. The differential driven gear 64 fixed to the differential case 61 is always meshed with the above-described differential drive gear 44, and the entire differential case 61 rotates around the left and right axle shafts ASL and ASR as the intermediate shaft 40 rotates. It has become.

ここで、上記両シリンダ室１２ｂ，２２ｂへ供給される作動油の圧力を制御し、金属Ｖベルト３０の滑りが発生することのないプーリ側圧をドライブプーリ１１のシリンダ室１２ｂとドリブンプーリ２１のシリンダ室２２ｂとに与えた状態で入力軸１０にエンジンＥＧの回転動力を入力すると、その回転動力は、入力軸１０→ドライブプーリ１１→金属Ｖベルト３０→ドリブンプーリ２１→出力軸２０と伝達される。そして、ドライブプーリ１１とドリブンプーリ２１の両プーリ側圧を増減させることによって両プーリ１１，２１それぞれのプーリ幅を変化させ、金属Ｖベルト１５の両プーリ１１，２１に対する巻き掛け半径を変化させることにより、これら巻き掛け半径の比（プーリ比）に応じた所望の変速比を無段階で得ることができる。 Here, the pressure of the hydraulic oil supplied to both the cylinder chambers 12b and 22b is controlled, and the pulley side pressure that does not cause the metal V-belt 30 to slip is applied to the cylinders of the cylinder chamber 12b of the drive pulley 11 and the driven pulley 21. When the rotational power of the engine EG is input to the input shaft 10 in the state applied to the chamber 22b, the rotational power is transmitted to the input shaft 10 → drive pulley 11 → metal V belt 30 → driven pulley 21 → output shaft 20. . Then, by increasing or decreasing the pulley side pressures of the drive pulley 11 and the driven pulley 21, the pulley widths of the pulleys 11 and 21 are changed, and the winding radius of the metal V belt 15 around the pulleys 11 and 21 is changed. A desired speed change ratio corresponding to the ratio of the wrapping radii (pulley ratio) can be obtained in a stepless manner.

具体的には、ドリブンプーリ２１のプーリ側圧を高圧にし、ドライブプーリ１１のプーリ側圧を低圧にする制御を行ったときには、ドリブンプーリ２１のプーリ幅は狭く、ドライブプーリ１１のプーリ幅は広く設定されるので、金属Ｖベルト３０のドリブンプーリ２１に対する巻き掛け半径はドライブプーリ１１に対する巻き掛け半径よりも大きくなり、無段変速機１は減速側の低レシオ状態（出力軸２０の回転速度が入力軸１０の回転速度よりも小さい変速状態）となる。また、ドライブプーリ１２のプーリ側圧とドリブンプーリ２１のプーリ側圧とを同程度の圧力とする制御を行ったときには、ドライブプーリ１１のプーリ幅とドリブンプーリ２１のプーリ幅とはほぼ等しくなるように設定されるので、金属Ｖベルト３０のドライブプーリ２１に対する巻き掛け半径とドリブンプーリ２１に対する巻き掛け半径とはほぼ等しくなり、無段変速機１は等速の中レシオ状態（出力軸２０の回転速度が入力軸１０の回転速度とほぼ同程度となる変速状態）となる。また、ドライブプーリ１１のプーリ側圧を高圧にし、ドリブンプーリ２１のプーリ側圧を低圧にする制御を行ったときには、ドライブプーリ１１のプーリ幅は狭く、ドリブンプーリ２１のプーリ幅は広く設定されるので、金属Ｖベルト３０のドライブプーリ１１に対する巻き掛け半径はドリブンプーリ２１に対する巻き掛け半径よりも大きくなり、無段変速機１は増速側の高レシオ状態（出力軸２０の回転速度が入力軸１０の回転速度より大きい変速状態）となる。 Specifically, when control is performed to increase the pulley side pressure of the driven pulley 21 and the pulley side pressure of the drive pulley 11 to be low, the pulley width of the driven pulley 21 is narrow and the pulley width of the drive pulley 11 is set wide. Therefore, the winding radius of the metal V-belt 30 around the driven pulley 21 is larger than the winding radius around the drive pulley 11, and the continuously variable transmission 1 is in the low-ratio state on the deceleration side (the rotational speed of the output shaft 20 is the input shaft). (Speed change state smaller than 10 rotation speed). Further, when the control is performed so that the pulley side pressure of the drive pulley 12 and the pulley side pressure of the driven pulley 21 are the same level, the pulley width of the drive pulley 11 and the pulley width of the driven pulley 21 are set to be substantially equal. Therefore, the wrapping radius of the metal V-belt 30 around the drive pulley 21 and the wrapping radius of the driven pulley 21 are substantially equal, and the continuously variable transmission 1 has a constant speed medium ratio state (the rotational speed of the output shaft 20 is A shift state in which the rotational speed of the input shaft 10 is approximately the same. Further, when control is performed to increase the pulley side pressure of the drive pulley 11 and the pulley side pressure of the driven pulley 21 to a low pressure, the pulley width of the drive pulley 11 is narrow and the pulley width of the driven pulley 21 is set wide. The winding radius of the metal V-belt 30 around the drive pulley 11 is larger than the winding radius around the driven pulley 21, and the continuously variable transmission 1 is in a high ratio state on the acceleration side (the rotational speed of the output shaft 20 is that of the input shaft 10). A shift state greater than the rotational speed).

上記のようにエンジンＥＧの回転動力が入力軸１０から出力軸２０に伝達されている状態でスタートクラッチ２４を係合させると、中間軸ドライブギヤ２３が出力軸２０と連結されてこれと一体となって回転するので、出力軸２０に伝達された回転動力が更に中間軸ドライブギヤ２３から中間軸ドリブンギヤ４２に伝達されて、中間軸４０が回転する。そして、この中間軸４０上のディファレンシャルドライブギヤ４４がディファレンシャルドリブンギヤ６４、すなわちディファレンシャルケース６４を回転させるので、左右のサイドギヤ６２ｂ，６２ｂに連結されたアクスルシャフトＡＳＬ，ＡＳＲを介して左右の駆動輪ＷＬ，ＷＲが駆動される。一方、スタートクラッチ２４が非係合の状態では中間軸ドライブギヤ２３と出力軸２０とは連結されず、出力軸２０の回転動力は中間軸ドライブギヤ２３に伝達されないので、左右の駆動輪ＷＬ，ＷＲは駆動されない。 When the start clutch 24 is engaged in a state where the rotational power of the engine EG is transmitted from the input shaft 10 to the output shaft 20 as described above, the intermediate shaft drive gear 23 is connected to the output shaft 20 and integrated therewith. Therefore, the rotational power transmitted to the output shaft 20 is further transmitted from the intermediate shaft drive gear 23 to the intermediate shaft driven gear 42, and the intermediate shaft 40 rotates. The differential drive gear 44 on the intermediate shaft 40 rotates the differential driven gear 64, that is, the differential case 64, so that the left and right drive wheels WL and the left and right drive wheels WL are connected via the axle shafts ASL and ASR connected to the left and right side gears 62b and 62b. WR is driven. On the other hand, when the start clutch 24 is disengaged, the intermediate shaft drive gear 23 and the output shaft 20 are not connected, and the rotational power of the output shaft 20 is not transmitted to the intermediate shaft drive gear 23. WR is not driven.

ところで、上記ドライブプーリ１１のプーリ幅の制御、ドリブンプーリ２１のプーリ幅の制御、フォワードクラッチ１８の係止・非係止の制御、リバースブレーキ１９の係止・非係止の制御及びスタートクラッチ２４の係止・非係止の制御は、それぞれドライブプーリ１１のシリンダ室１２ｂへ供給される作動油の圧力制御、ドリブンプーリ２１のシリンダ室２２ｂへ供給される作動油の圧力制御、フォワードクラッチ１８のシリンダ室１８ｂへ供給される作動油の圧力制御、リバースブレーキ１９のシリンダ室１９ｂへ供給される作動油の圧力制御及びスタートクラッチ２４のシリンダ室２４ｂへ供給される作動油の圧力制御により行われる。図１は上記変速機１の油圧制御回路を示しており、以下、この図を用いて変速機１の油圧回路構成について説明する。 By the way, control of the pulley width of the drive pulley 11, control of the pulley width of the driven pulley 21, control of locking / non-locking of the forward clutch 18, control of locking / non-locking of the reverse brake 19, and start clutch 24. The control of the locking / non-locking of the hydraulic oil includes the pressure control of the hydraulic oil supplied to the cylinder chamber 12b of the drive pulley 11, the pressure control of the hydraulic oil supplied to the cylinder chamber 22b of the driven pulley 21, and the forward clutch 18 This is performed by pressure control of hydraulic oil supplied to the cylinder chamber 18b, pressure control of hydraulic oil supplied to the cylinder chamber 19b of the reverse brake 19, and pressure control of hydraulic oil supplied to the cylinder chamber 24b of the start clutch 24. FIG. 1 shows a hydraulic control circuit of the transmission 1, and the hydraulic circuit configuration of the transmission 1 will be described below with reference to FIG.

図１において、油圧ポンプＰはエンジンＥＧにより図示しないチェーンを介して駆動され、油タンクＴ内の作動油を吸い上げて油路１０１内に圧油を吐出供給する。レギュレータバルブ７１は、バルブスプール７１ａ及びこれを常時図１の左方に付勢するリターンスプリング７１ｂを有して構成され、油圧ポンプＰの吐出圧を車両の走行状態に応じて調整し、油路１０２内にライン圧（高圧制御油圧）ＰＨを与える。このライン圧は変速に必要なプーリ側圧を発生させ得る油圧であり、リターンスプリング７１ｂのばね力と、油路１０２の分岐油路である油路１０２ａを介して与えられるライン圧のフィードバック圧と、後述の高圧制御シフトバルブ７７から油路１１２を経て油室７１ｃ内に与えられる高圧制御圧ＰＨＣとのバランスにより得られる。また、この調圧により余剰油となった作動油は潤滑用の作動油の流路である潤滑油路１２２内に供給され、この潤滑油路１２２内に供給された作動油は潤滑油として、変速機１を構成する各ギヤや軸のベアリング等に供給される。 In FIG. 1, the hydraulic pump P is driven by an engine EG through a chain (not shown), sucks up the hydraulic oil in the oil tank T, and discharges and supplies the pressure oil into the oil passage 101. The regulator valve 71 includes a valve spool 71a and a return spring 71b that constantly urges the valve spool 71 to the left in FIG. 1, and adjusts the discharge pressure of the hydraulic pump P in accordance with the traveling state of the vehicle. A line pressure (high pressure control hydraulic pressure) PH is applied to the inside 102. This line pressure is a hydraulic pressure that can generate a pulley side pressure necessary for shifting, and the spring force of the return spring 71b, the feedback pressure of the line pressure given through the oil passage 102a that is a branch oil passage of the oil passage 102, It is obtained by a balance with a high pressure control pressure PHC applied to the oil chamber 71c from the high pressure control shift valve 77, which will be described later, through the oil passage 112. Further, the hydraulic oil that has become surplus oil by this pressure adjustment is supplied into the lubricating oil passage 122 which is a flow passage of the lubricating hydraulic oil, and the hydraulic oil supplied into the lubricating oil passage 122 is used as the lubricating oil. Supplied to the gears and shaft bearings constituting the transmission 1.

クラッチレデューシングバルブ７２は、バルブスプール７２ａ及びこれを常時図１の右方に付勢するリターンスプリング７２ｂを有して構成され、油路１０２から分岐した分岐油路１０５内のライン圧ＰＨを減圧し、油路１０６内にクラッチ制御圧（低圧制御油圧）ＣＲを与える。 The clutch reducing valve 72 includes a valve spool 72a and a return spring 72b that constantly urges the valve spool 72a to the right in FIG. 1, and reduces the line pressure PH in the branch oil passage 105 branched from the oil passage 102. The pressure is reduced, and a clutch control pressure (low pressure control oil pressure) CR is applied to the oil passage 106.

ドライブプーリ制御リニアソレノイドバルブ７３は、図３に示す電気制御ユニット９０から出力される制御電流の大きさに応じた量でバルブスプール７３ａを移動させ、上記油路１０６から分岐した油路１０７の分岐油路１０７ａ内の油圧（クラッチ制御圧ＣＲ）を調圧して得られるドライブプーリ制御圧ＤＲＣを油路１０８内に与える。ドライブプーリ制御バルブ７５は、バルブスプール７５ａ及びこれを常時図１の左方に付勢するリターンスプリング７５ｂを有して構成され、油路１０２内の油圧（ライン圧ＰＨ）を調圧して得られるドライブプーリ１１のプーリ側圧ＤＲを油路１０３内に与える。このプーリ側圧ＤＲは変速比に応じたドライブプーリ１１のプーリ幅を保つのに必要な油圧であり、リターンスプリング７５ｂのばね力と、油路１０３内に与えたプーリ側圧ＤＲのフィードバック圧と、油路１０８を介して油室７５ｃ内に与えられたドライブプーリ制御リニアソレノイドバルブ７３からのドライブプーリ制御圧ＤＲＣとのバランスにより得られる。なお、ドライブプーリ制御リニアソレノイドバルブ７３による分岐油路１０７ａと油路１０８との連通開度は、バルブスプール７３ａが図１の最も左方に位置している状態（制御電流が非供給のとき）において最大であり、図１の右方に移動するほど小さくなるようになっている。また、ドライブプーリ制御バルブ７５による油路１０２と油路１０３との連通開度は、バルブスプール７５ａが図１の最も左方に位置している状態において最大であり、図１の右方に移動するほど小さくなるようになっている。 The drive pulley control linear solenoid valve 73 moves the valve spool 73a by an amount corresponding to the magnitude of the control current output from the electric control unit 90 shown in FIG. 3 and branches the oil passage 107 branched from the oil passage 106. A drive pulley control pressure DRC obtained by adjusting the hydraulic pressure (clutch control pressure CR) in the oil passage 107 a is applied to the oil passage 108. The drive pulley control valve 75 includes a valve spool 75a and a return spring 75b that constantly urges the valve spool 75a to the left in FIG. 1, and is obtained by adjusting the hydraulic pressure (line pressure PH) in the oil passage 102. A pulley side pressure DR of the drive pulley 11 is applied to the oil passage 103. This pulley side pressure DR is a hydraulic pressure necessary to maintain the pulley width of the drive pulley 11 in accordance with the gear ratio. The spring force of the return spring 75b, the feedback pressure of the pulley side pressure DR applied in the oil passage 103, the oil pressure It is obtained by a balance with the drive pulley control pressure DRC from the drive pulley control linear solenoid valve 73 applied to the oil chamber 75c through the passage 108. Note that the communication opening degree between the branch oil passage 107a and the oil passage 108 by the drive pulley control linear solenoid valve 73 is such that the valve spool 73a is located on the leftmost side in FIG. 1 (when the control current is not supplied). In FIG. 1, it becomes smaller as it moves to the right in FIG. Further, the opening degree of communication between the oil passage 102 and the oil passage 103 by the drive pulley control valve 75 is maximum when the valve spool 75a is located at the leftmost position in FIG. 1, and moves to the right in FIG. The smaller it is, the smaller it becomes.

ドリブンプーリ制御リニアソレノイドバルブ７４は、電気制御ユニット９０から出力される制御電流の大きさに応じた量でバルブスプール７４ａを移動させ、上記油路１０７の分岐油路１０７ｂ内の油圧（クラッチ制御圧ＣＲ）を調圧して得られるドリブンプーリ制御圧ＤＮＣを油路１０９内に与える。ドリブンプーリ制御バルブ７６は、バルブスプール７６ａ及びこれを常時図１の左方に付勢するリターンスプリング７６ｂを有して構成され、油路１０２内の油圧（ライン圧ＰＨ）を調圧して得られるドリブンプーリ２１のプーリ側圧ＤＮを油路１０４内に与える。このプーリ側圧ＤＮは変速比に応じたドリブンプーリ２１のプーリ幅を保つのに必要な油圧であり、リターンスプリング７６ｂのばね力と、油路１０４内に与えたドリブンプーリ制御圧ＤＮのフィードバック圧と、油路１０９を介して油室７６ｃ内に与えられるドリブンプーリ制御リニアソレノイドバルブ７４からのドリブンプーリ制御圧ＤＮＣとのバランスにより得られる。なお、ドライブプーリ制御リニアソレノイドバルブ７４による分岐油路１０７ｂと油路１０９との連通開度は、バルブスプール７４ａが図１の最も左方に位置している状態（制御電流が非供給のとき）において最大であり、図１の右方に移動するほど小さくなるようになっている。また、ドライブプーリ制御バルブ７６による油路１０２と油路１０４との連通開度は、バルブスプール７６ａが図１の最も左方に位置している状態において最大であり、図１の右方に移動するほど小さくなるようになっている。 The driven pulley control linear solenoid valve 74 moves the valve spool 74a by an amount corresponding to the magnitude of the control current output from the electric control unit 90, and the hydraulic pressure (clutch control pressure) in the branch oil passage 107b of the oil passage 107 is moved. Driven pulley control pressure DNC obtained by adjusting CR) is applied to oil passage 109. The driven pulley control valve 76 includes a valve spool 76a and a return spring 76b that constantly biases the valve spool 76a to the left in FIG. 1, and is obtained by regulating the hydraulic pressure (line pressure PH) in the oil passage 102. A pulley side pressure DN of the driven pulley 21 is applied to the oil passage 104. This pulley side pressure DN is a hydraulic pressure necessary to maintain the pulley width of the driven pulley 21 in accordance with the gear ratio. The spring force of the return spring 76b, the feedback pressure of the driven pulley control pressure DN applied to the oil passage 104, and This is obtained by the balance with the driven pulley control pressure DNC from the driven pulley control linear solenoid valve 74 applied to the oil chamber 76c through the oil passage 109. The communication opening degree between the branch oil passage 107b and the oil passage 109 by the drive pulley control linear solenoid valve 74 is such that the valve spool 74a is located on the leftmost side in FIG. 1 (when the control current is not supplied). In FIG. 1, it becomes smaller as it moves to the right in FIG. Further, the opening degree of communication between the oil passage 102 and the oil passage 104 by the drive pulley control valve 76 is maximum when the valve spool 76a is located at the leftmost position in FIG. 1, and moves to the right in FIG. The smaller it is, the smaller it becomes.

高圧制御シフトバルブ７７は、バルブスプール７７ａとこれを常時図１の右方に付勢するリターンスプリング７７ｂとを有して構成され、ドライブプーリ制御リニアソレノイドバルブ７３がドライブプーリ制御圧ＤＲＣを生成する際に油路１１０内に排出する作動油の圧力と、ドリブンプーリ制御リニアソレノイドバルブ７４がドリブンプーリ制御圧ＤＮＣを生成する際に油路１１１内に排出する作動油の圧力とのうち高圧の方の圧力が高圧制御圧ＰＨＣとして油路１１２経由でレギュレータバルブ７１の油室７１ｃ内に供給される。 The high-pressure control shift valve 77 includes a valve spool 77a and a return spring 77b that constantly urges the valve spool 77a to the right in FIG. 1, and the drive pulley control linear solenoid valve 73 generates the drive pulley control pressure DRC. Of the hydraulic oil discharged into the oil passage 110 and the pressure of the hydraulic oil discharged into the oil passage 111 when the driven pulley control linear solenoid valve 74 generates the driven pulley control pressure DNC. Is supplied to the oil chamber 71c of the regulator valve 71 via the oil passage 112 as the high pressure control pressure PHC.

シフトソレノイドバルブ７８は、上述の油路１０７からの分岐油路１１３及びこれに繋がる油路１１４の間に介装されており、電気制御ユニット９０より通電を受けていないとき（オフのとき）にはこれら両油路１１３，１１４を連通させ、電気制御ユニット９０より通電を受けているとき（オンのとき）には分岐油路１１３を閉塞するとともに油路１１４をドレン開放する。なお、このシフトソレノイド７８は、通常の車両の走行・停止時にはオフにされている（シフトソレノイド７８をオンにする場合については後述）。 The shift solenoid valve 78 is interposed between the branch oil passage 113 from the oil passage 107 and the oil passage 114 connected thereto, and is not energized by the electric control unit 90 (when off). These two oil passages 113 and 114 are communicated, and when energized by the electric control unit 90 (when turned on), the branch oil passage 113 is closed and the oil passage 114 is drained. The shift solenoid 78 is turned off when the vehicle is running / stopped normally (the case where the shift solenoid 78 is turned on will be described later).

リバースインヒビタバルブ７９は、バルブスプール７９ａとこれを常時図１の右方に付勢するリターンスプリング７９ｂとを有して構成され、上記シフトソレノイドバルブ７８がオフで分岐油路１１３と油路１１４とが連通されているときには、油路１０６、油路１０７、分岐油路１１３、シフトソレノイドバルブ７８、油路１１４及びこれに繋がる油路１１５経由で油室７９ｃ内にクラッチ制御圧ＣＲが与えられる。このときリバースインヒビタバルブ７９のバルブスプール７９ａは、リターンスプリング７９ｂのばね力に抗して図１の左方に移動し、後述するマニュアルバルブ８０と繋がる油路１１８と、リバースブレーキ１９のシリンダ室１９ｂと繋がる油路１１９とを連通させる（この状態では後進走行が可能となる）。一方、シフトソレノイドバルブ７８がオンで油室７９ｃが油路１１５、油路１１４、シフトソレノイドバルブ７８を介してドレン開放されているときには、バルブスプール７９ａはリターンスプリング７９ｂのばね力により図１の右方へ移動した状態（図１に示す状態）となる。このとき油路１１８はバルブスプール７９ａにより遮断され、油路１１９はドレン開放される（この状態では後進走行が不能となる）。 The reverse inhibitor valve 79 includes a valve spool 79a and a return spring 79b that constantly urges the valve spool 79a to the right in FIG. 1, and when the shift solenoid valve 78 is off, the branch oil passage 113, the oil passage 114, Is communicated, the clutch control pressure CR is applied to the oil chamber 79c via the oil passage 106, the oil passage 107, the branch oil passage 113, the shift solenoid valve 78, the oil passage 114, and the oil passage 115 connected thereto. At this time, the valve spool 79a of the reverse inhibitor valve 79 moves to the left in FIG. 1 against the spring force of the return spring 79b, and an oil passage 118 connected to a manual valve 80 described later, and a cylinder chamber 19b of the reverse brake 19 Is connected to the oil passage 119 connected to the vehicle (in this state, reverse travel is possible). On the other hand, when the shift solenoid valve 78 is on and the oil chamber 79c is drained through the oil passage 115, the oil passage 114, and the shift solenoid valve 78, the valve spool 79a is moved to the right in FIG. 1 by the spring force of the return spring 79b. It moves to the direction (state shown in FIG. 1). At this time, the oil passage 118 is blocked by the valve spool 79a, and the oil passage 119 is drained (in this state, reverse travel is disabled).

マニュアルバルブ８０は、バルブスプール８０ａが車両の運転席内のセレクトレバー（図示せず）とコントロールワイヤ（図示せず）を介して連結された構成を有しており、セレクトレバーの操作位置に応じて、「Ｌ」，「Ｄ」，「Ｎ」，「Ｒ」，「Ｐ」のいずれかのシフトポジションをとり得る。バルブスプール８０ａが「Ｎ」又は「Ｐ」のシフトポジション（車両の停止状態に対応するシフトポジション）に位置しているときには、油路１０６がバルブスプール８０ａにより閉塞される。このときフォワードクラッチ１８のシリンダ室１８ｂは油路１１７を介してドレン開放され、リバースブレーキ１９のシリンダ室１９ｂも油路１１９、リバースインヒビタバルブ７９、油路１１８を介してドレン開放されるので、フォワードクラッチ１８及びリバースブレーキ１９はともに非係止状態となる。また、マニュアルバルブ８０が「Ｌ」又は「Ｄ」のシフトポジション（車両の前進走行に対応するシフトポジション）に位置しているときには、フォワードクラッチ１８のシリンダ室１８ｂが油路１１７を介して油路１０６に繋げられる一方、リバースブレーキ１９のシリンダ室１９ｂは油路１１９、リバースインヒビタバルブ７９、油路１１８を介してドレン開放されるので、フォワードクラッチ１８は係止状態となり、リバースブレーキ１９は非係止状態となる。また、マニュアルバルブ８０が「Ｒ」のシフトポジション（車両の後進走行に対応するシフトポジション）に位置しているときには、リバースブレーキ１９のシリンダ室１９ｂが油路１１９、リバースインヒビタバルブ７９、油路１１８を介して油路１０６に繋げられ、フォワードクラッチ１８のシリンダ室１８ｂは油路１１７を介してドレン開放されるので、リバースブレーキ１９は係止状態となり、フォワードクラッチ１８は非係止状態となる。 The manual valve 80 has a configuration in which a valve spool 80a is connected to a select lever (not shown) in a driver's seat of the vehicle via a control wire (not shown), and the manual valve 80 corresponds to the operation position of the select lever. Thus, any shift position of “L”, “D”, “N”, “R”, “P” can be taken. When the valve spool 80a is positioned at the “N” or “P” shift position (a shift position corresponding to the stop state of the vehicle), the oil passage 106 is blocked by the valve spool 80a. At this time, the cylinder chamber 18b of the forward clutch 18 is drained via the oil passage 117, and the cylinder chamber 19b of the reverse brake 19 is also drained via the oil passage 119, the reverse inhibitor valve 79, and the oil passage 118. Both the clutch 18 and the reverse brake 19 are unlocked. Further, when the manual valve 80 is positioned at the “L” or “D” shift position (shift position corresponding to forward travel of the vehicle), the cylinder chamber 18 b of the forward clutch 18 is connected to the oil passage via the oil passage 117. 106, the cylinder chamber 19b of the reverse brake 19 is drained through the oil passage 119, the reverse inhibitor valve 79, and the oil passage 118, so that the forward clutch 18 is locked and the reverse brake 19 is not engaged. It becomes a stop state. Further, when the manual valve 80 is positioned at the “R” shift position (shift position corresponding to the reverse travel of the vehicle), the cylinder chamber 19b of the reverse brake 19 is in the oil passage 119, the reverse inhibitor valve 79, and the oil passage 118. Since the cylinder chamber 18b of the forward clutch 18 is drained through the oil passage 117, the reverse brake 19 is locked and the forward clutch 18 is unlocked.

スタートクラッチ制御リニアソレノイドバルブ８１は、電気制御ユニット９０から出力される制御電流の大きさに応じた量でバルブスプール８１ａを移動させ、油路１０６から分岐した分岐油路１２０内の油圧（クラッチ制御圧ＣＲ）を調圧して得られるスタートクラッチ制御圧ＣＣをスタートクラッチ２４のシリンダ室２４ｂに繋がる油路１２１内に与える。なお、スタートクラッチ制御リニアソレノイドバルブ８１による油路１２０と油路１２１との連通開度は、バルブスプール８１ａが図１の最も右方に位置している状態（制御電流が非供給のとき）において零であり、図１の左方に移動するほど大きくなるようになっている。 The start clutch control linear solenoid valve 81 moves the valve spool 81 a by an amount corresponding to the magnitude of the control current output from the electric control unit 90, and the hydraulic pressure (clutch control) in the branch oil passage 120 branched from the oil passage 106. The start clutch control pressure CC obtained by adjusting the pressure CR) is applied to the oil passage 121 connected to the cylinder chamber 24b of the start clutch 24. The opening degree of communication between the oil passage 120 and the oil passage 121 by the start clutch control linear solenoid valve 81 is determined when the valve spool 81a is located on the rightmost side in FIG. 1 (when the control current is not supplied). It is zero, and increases as it moves to the left in FIG.

ルブリケーションバルブ８２は、バルブスプール８２ａ及びこれを常時図１の左方へ付勢するリターンスプリング８２ｂとを有して構成される。第１中央油室８２ｃは潤滑油路１２２の分岐油路１２２ａ及び油タンクＴに延びる排出油路１２３と繋がっており、第１中央油室８２ｃの左方（図１における左方）に位置した第２中央油室８２ｄは上記排出油路１２３の分岐油路１２３ａに繋がっている。また、第１中央油室８２ｃの右方（図１における右方）に位置した第３中央油室８２ｅはリーク油路１２４に繋がっており、左方油室８２ｆは、潤滑油路１２２から分岐した分岐油路１２２ｂと繋がっている。また、右方油室８２ｇは、前述のシフトソレノイドバルブ７８に繋がる油路１１４から延びた油路１１６と繋がっている。 The lubrication valve 82 includes a valve spool 82a and a return spring 82b that constantly urges the valve spool 82a to the left in FIG. The first central oil chamber 82c is connected to the branch oil passage 122a of the lubricating oil passage 122 and the discharge oil passage 123 extending to the oil tank T, and is located on the left side (left side in FIG. 1) of the first central oil chamber 82c. The second central oil chamber 82 d is connected to the branch oil passage 123 a of the discharge oil passage 123. Further, the third central oil chamber 82e located on the right side of the first central oil chamber 82c (right side in FIG. 1) is connected to the leak oil passage 124, and the left oil chamber 82f branches from the lubricating oil passage 122. Connected to the branched oil passage 122b. The right oil chamber 82g is connected to an oil passage 116 extending from the oil passage 114 connected to the shift solenoid valve 78 described above.

ルブリケーションバルブ８２のバルブスプール８２ａには、左方油室８２ｆに作用する潤滑油路１２２内の圧力と、リターンスプリング８２ｂのばね力と、右方油室８２ｇ内の圧力とが作用しており、これら圧力及びばね力による付勢力をバランスさせることで潤滑油路１２２内の作動油を一定圧力に保っている。すなわち、潤滑油路１２２内の作動油の圧力（潤滑油圧）が設定圧よりも高くなったときには、分岐油路１２２ｂ内の作動油の圧力が増大し、リターンスプリング８２ｂの付勢力に抗してバルブスプール８２ａが図１の右方に移動するので、第１中央油室８２ｃと第２中央油室８２ｄ及び第３中央油室８２ｅとの連通開度が増大し、油タンクＴへの排出油量が増大して潤滑油圧が下降する。一方、潤滑油路１２２内の作動油の圧力（潤滑油圧）が設定圧よりも低くなったときには、分岐油路１２２ｂ内の作動油の圧力が減少し、リターンスプリング８２ｂの付勢力によりバルブスプール８２ａが図１の左方に移動するので、第１中央油室８２ｃと第２中央油室８２ｄ及び第３中央油室８２ｅとの連通開度が減少し、油タンクＴへの排出油量が減少して潤滑油圧が上昇する。 The pressure in the lubricating oil passage 122 acting on the left oil chamber 82f, the spring force of the return spring 82b, and the pressure in the right oil chamber 82g act on the valve spool 82a of the lubrication valve 82. The hydraulic oil in the lubricating oil passage 122 is kept at a constant pressure by balancing the urging force due to the pressure and the spring force. That is, when the pressure (lubricating oil pressure) of the hydraulic oil in the lubricating oil passage 122 becomes higher than the set pressure, the pressure of the hydraulic oil in the branch oil passage 122b increases and resists the biasing force of the return spring 82b. Since the valve spool 82a moves to the right in FIG. 1, the communication opening degree between the first central oil chamber 82c, the second central oil chamber 82d, and the third central oil chamber 82e increases, and the oil discharged to the oil tank T is increased. The amount increases and the lubricating oil pressure decreases. On the other hand, when the pressure of the hydraulic oil in the lubricating oil passage 122 (lubricating hydraulic pressure) becomes lower than the set pressure, the pressure of the hydraulic oil in the branch oil passage 122b decreases and the urging force of the return spring 82b causes the valve spool 82a. 1 moves to the left in FIG. 1, the communication opening degree between the first central oil chamber 82c, the second central oil chamber 82d, and the third central oil chamber 82e decreases, and the amount of oil discharged to the oil tank T decreases. As a result, the lubricating oil pressure increases.

上記潤滑油圧の設定圧は、リターンスプリング８２ｂのばね力による図１の左方への付勢力（リターンスプリング８２ｂのばね定数により定まるため固定値）のほか、右方油室８２ｇ内の圧力による図１の左方への付勢力により定まる。このため、右方油室８２ｇ内の圧力を変化させることにより、潤滑油圧の設定圧を変化させることができる。本変速機１では、前述のように、右方油室８３ｇは油路１１６、油路１１４を介してシフトソレノイドバルブ７８に繋がっており、シフトソレノイドバルブ７８のオンオフを切換えることにより、右方油室８２ｇ内にクラッチレデューシングバルブ７２により生成されたクラッチ制御圧ＣＲを与え（シフトソレノイドバルブ７８がオフのとき）、或いは右方油室８２ｇをドレン開放する（シフトソレノイドバルブ７８がオンのとき）ことができるので、潤滑油圧の設定圧を高低の二段階に切換えることが可能である。 The set pressure of the lubricating oil pressure is not only the leftward biasing force of FIG. 1 due to the spring force of the return spring 82b (fixed value because it is determined by the spring constant of the return spring 82b), but also the pressure by the pressure in the right oil chamber 82g. Determined by the biasing force of 1 to the left. For this reason, the set pressure of the lubricating oil pressure can be changed by changing the pressure in the right oil chamber 82g. In the present transmission 1, as described above, the right oil chamber 83g is connected to the shift solenoid valve 78 via the oil passage 116 and the oil passage 114. By switching on and off the shift solenoid valve 78, the right oil chamber 83g is connected. The clutch control pressure CR generated by the clutch reducing valve 72 is applied to the chamber 82g (when the shift solenoid valve 78 is off) or the right oil chamber 82g is drained (when the shift solenoid valve 78 is on). Therefore, it is possible to switch the set pressure of the lubricating oil pressure to two levels of high and low.

このような構成の変速機１において、車両の運転席内のセレクトレバーにより「Ｎ」又は「Ｐ」のシフトポジションが選択されているときには、前述のように、フォワードクラッチ１８及びリバースブレーキ１９がともに非係止状態となるので、エンジンＥＧの回転動力はドライブプーリ１１に伝達されず、スタートクラッチ２４が係合されてもエンジンＥＧの回転動力は駆動輪ＷＬ，ＷＲに伝達されない。なお、セレクトレバーにより「Ｐ」のシフトポジションが選択されているときには、図示しないロック機構が出力軸２０上に設けられたバーキングギヤと噛合してこれを変速機ケース３に対して相対回転不能とするため、左右の駆動輪ＷＬ，ＷＲはロック状態となる。 In the transmission 1 having such a configuration, when the shift position “N” or “P” is selected by the select lever in the driver's seat of the vehicle, as described above, both the forward clutch 18 and the reverse brake 19 are Since the engine EG is not locked, the rotational power of the engine EG is not transmitted to the drive pulley 11, and even if the start clutch 24 is engaged, the rotational power of the engine EG is not transmitted to the drive wheels WL and WR. When the shift position “P” is selected by the select lever, a lock mechanism (not shown) meshes with a barking gear provided on the output shaft 20 and cannot be rotated relative to the transmission case 3. Therefore, the left and right drive wheels WL and WR are locked.

また、セレクトレバーにより「Ｌ」又は「Ｄ」のシフトポジションが選択されているときには、前述のように、フォワードクラッチ１８は係止状態、リバースブレーキ１９は非係止状態となるので、エンジンＥＧの回転動力は入力軸１０→ドライブプーリ１１（順方向回転）→金属Ｖベルト３０→ドリブンプーリ２１→出力軸２０と伝達される。この状態でスタートクラッチ２４を係合させれば、エンジンＥＧの回転動力は更に、出力軸２０→スタートクラッチ２４→中間軸ドライブギヤ２３→中間軸ドリブンギヤ４２→中間軸４０→ディファレンシャルドライブギヤ４４→ディファレンシャルドリブンギヤ６４→ディファレンシャル機構６０→アクスルシャフトＡＳＬ，ＡＳＲ→駆動輪ＷＬ，ＷＲと伝達されて、車両は前進走行する。また、セレクトレバーにより「Ｒ」のシフトポジションが選択されているときには、前述のように、リバースブレーキ１９は係止状態、フォワードクラッチ１８は非係止状態となるので、エンジンＥＧの回転動力は入力軸１０→ドライブプーリ１１（逆方向回転）→金属Ｖベルト３０→ドリブンプーリ２１→出力軸２０と伝達される。そして、この状態でスタートクラッチ２４を係合させれば、エンジンＥＧの回転動力は更に、出力軸２０→スタートクラッチ２４→中間軸ドライブギヤ２３→中間軸ドリブンギヤ４２→中間軸４０→ディファレンシャルドライブギヤ４４→ディファレンシャルドリブンギヤ６４→ディファレンシャル機構６０→アクスルシャフトＡＳＬ，ＡＳＲ→駆動輪ＷＬ，ＷＲと伝達されて、車両は後進走行する。 When the shift position of “L” or “D” is selected by the select lever, the forward clutch 18 is locked and the reverse brake 19 is unlocked as described above. Rotational power is transmitted from the input shaft 10 → drive pulley 11 (forward rotation) → metal V belt 30 → driven pulley 21 → output shaft 20. If the start clutch 24 is engaged in this state, the rotational power of the engine EG is further increased by the output shaft 20 → start clutch 24 → intermediate shaft drive gear 23 → intermediate shaft driven gear 42 → intermediate shaft 40 → differential drive gear 44 → differential. Driven gear 64 → differential mechanism 60 → axle shaft ASL, ASR → drive wheels WL, WR are transmitted, and the vehicle travels forward. When the shift position “R” is selected by the select lever, as described above, the reverse brake 19 is in the locked state and the forward clutch 18 is in the non-locked state, so that the rotational power of the engine EG is input. The shaft 10 → drive pulley 11 (reverse rotation) → metal V belt 30 → driven pulley 21 → output shaft 20 is transmitted. If the start clutch 24 is engaged in this state, the rotational power of the engine EG is further output shaft 20 → start clutch 24 → intermediate shaft drive gear 23 → intermediate shaft driven gear 42 → intermediate shaft 40 → differential drive gear 44. → Differential driven gear 64 → Differential mechanism 60 → Axle shaft ASL, ASR → Drive wheels WL, WR are transmitted, and the vehicle travels backward.

図３に示すように、電気制御ユニット９０にはスロットル開度センサ９１、車速センサ９２、シフトポジションセンサ９３、ブレーキスイッチ９４、ドライブプーリスピードセンサ９５及びドリブンプーリスピードセンサ９６からの検出信号が入力されるようになっている。ここで、スロットル開度センサ９１は、車両の運転席内に設けられたアクセルペダル（図示せず）の踏み込み量に対応するスロットルバルブ（図示せず）の開度（スロットル開度）を検出するセンサであり、車速センサ９２は、中間ギヤ２０の回転速度から車両の走行速度（車速）を検出するセンサである。また、シフトポジションセンサ９３は、セレクトレバーの位置、すなわちセレクトレバーにより選択されたシフトポジションを検出するセンサであり、ブレーキスイッチ９４は運転席内に設けられたブレーキペダル（図示せず）が所定量以上踏み込まれた状態であるか否かを検出するスイッチである。また、ドライブプーリスピードセンサ９５はドライブプーリ１１に固定された回転数検出用ギヤ（図示せず）の回転を検出してパルス信号を出力するセンサであり、ドリブンプーリスピードセンサ９６はドリブンプーリ２１に固定された回転数検出用ギヤ（図示せず）の回転を検出してパルス信号を出力するセンサである。 As shown in FIG. 3, detection signals from a throttle opening sensor 91, a vehicle speed sensor 92, a shift position sensor 93, a brake switch 94, a drive pulley speed sensor 95 and a driven pulley speed sensor 96 are input to the electric control unit 90. It has become so. Here, the throttle opening sensor 91 detects the opening (throttle opening) of a throttle valve (not shown) corresponding to the amount of depression of an accelerator pedal (not shown) provided in the driver's seat of the vehicle. The vehicle speed sensor 92 is a sensor that detects the traveling speed (vehicle speed) of the vehicle from the rotational speed of the intermediate gear 20. The shift position sensor 93 is a sensor that detects the position of the select lever, that is, the shift position selected by the select lever, and the brake switch 94 has a predetermined amount of brake pedal (not shown) provided in the driver's seat. It is a switch that detects whether or not it has been depressed. The drive pulley speed sensor 95 is a sensor that detects the rotation of a rotation speed detection gear (not shown) fixed to the drive pulley 11 and outputs a pulse signal. The driven pulley speed sensor 96 is connected to the driven pulley 21. This is a sensor that detects the rotation of a fixed rotation speed detection gear (not shown) and outputs a pulse signal.

電気制御ユニット９０は、車速とスロットル開度とから定まる目標エンジン回転数のマップをシフトポジションごとに記憶しており、スロットル開度センサ９１により検出されるスロットル開度の情報と、車速センサ９２により検出される車速の情報とから目標エンジン回転数を定める。そして、エンジンＥＧの回転数がこの目標エンジン回転数になるように最適のプーリ比（金属Ｖベルト３０のドライブプーリ１１に対する巻き掛け半径とドリブンプーリ２１に対する巻き掛け半径との比）を設定し、ドライブプーリ１１及びドリブンプーリ２１がこのプーリ比になるように（設定したプーリ比を実現するのに必要なプーリ側圧ＤＲ，ＤＮが両プーリ１１，２１に作用するように）、ドライブプーリ制御リニアソレノイドバルブ７３及びドリブンプーリ制御リニアソレノイドバルブ７４を制御する。なお、両プーリ１１，２１が設定したプーリ比になったか否かは、ドライブプーリスピードセンサ９５により検出されるドライブプーリ１１の回転速度とドリブンプーリスピードセンサ９６により検出されるドリブンプーリ２１の回転速度との比に基づいて電気コントロールユニット９０が判断する。 The electric control unit 90 stores a map of the target engine speed determined from the vehicle speed and the throttle opening for each shift position, and information on the throttle opening detected by the throttle opening sensor 91 and the vehicle speed sensor 92. The target engine speed is determined from the detected vehicle speed information. Then, an optimum pulley ratio (ratio of a winding radius of the metal V belt 30 to the drive pulley 11 and a winding radius of the driven pulley 21) is set so that the rotation speed of the engine EG becomes the target engine rotation speed, Drive pulley control linear solenoid so that the drive pulley 11 and the driven pulley 21 have this pulley ratio (so that the pulley side pressures DR and DN necessary to realize the set pulley ratio act on both pulleys 11 and 21). The valve 73 and the driven pulley control linear solenoid valve 74 are controlled. Whether the pulleys 11 and 21 have reached the set pulley ratio depends on the rotational speed of the drive pulley 11 detected by the drive pulley speed sensor 95 and the rotational speed of the driven pulley 21 detected by the driven pulley speed sensor 96. The electric control unit 90 determines based on the ratio of

変速機１のプーリ比（変速比）は連続的に無段階で変化させることができ、セレクトレバーにより「Ｄ」のシフトポジションが選択されているときには、上述の「低レシオ（低速走行対応）」、「中レシオ（中速走行対応）」、「高レシオ（高速走行対応）」の三つのレシオに対応するプーリ比をとることができるが、セレクトレバーにより「Ｌ」又は「Ｒ」のシフトポジションが選択されているときには、車速、アクセル開度の大きさに拘わらず、「低レシオ」の範囲でのプーリ比のみをとることが可能である。 The pulley ratio (transmission ratio) of the transmission 1 can be continuously changed in a stepless manner, and when the “D” shift position is selected by the select lever, the above-mentioned “low ratio (low speed running correspondence)”. , "Medium ratio (medium speed driving compatible)", "high ratio (high speed driving compatible)" pulley ratio corresponding to three ratios can be taken, "L" or "R" shift position by the select lever When is selected, it is possible to obtain only the pulley ratio in the range of “low ratio” regardless of the vehicle speed and the accelerator opening.

また、電気制御ユニット９０は、車両の通常の走行・停止時にはシフトソレノイドバルブ７８に制御電流を出力せずこれをオフにしているが（このときリバースインヒビタバルブ７９のバルブスプール７９ａは図１の左方に移動した状態になっている）、車両の前進走行中において、車速が所定の速度（例えば１０km／h）以上であることが車速センサ９２により検出されている状態で、セレクトレバーにより「Ｒ」のシフトポジションが選択された（セレクトレバーが操作された）ことがシフトポジションセンサ９３により検出されたときにはシフトソレノイドバルブ７８に電流を供給し、シフトソレノイドバルブ７８をオンにする。これによりシフトソレノイドバルブ７８は油路１１３を閉塞するとともに油路１１４をドレン開放するので、リバースインヒビタバルブ７９のバルブスプール７９ａは図１の右方に移動し、マニュアルバルブ８０と繋がる油路１１８は閉塞され、リバースブレーキ１９のシリンダ室１９ｂと繋がる油路１１９はドレン開放される。このため、前進走行中にセレクトレバーが「Ｒ」のシフトポジションに操作された場合でも、油路１０６内のクラッチ制御圧ＣＲがリバースブレーキ１９のシリンダ室１９ｂに供給されることはなく、車両の前進走行中に駆動輪ＷＬ，ＷＲの回転方向が順方向（前進方向）から逆方向（後進方向）に急に変えられる非安全な事態は起こり得ない。 Further, the electric control unit 90 does not output a control current to the shift solenoid valve 78 during normal running / stopping of the vehicle and turns it off (the valve spool 79a of the reverse inhibitor valve 79 is at the left in FIG. 1). The vehicle speed sensor 92 detects that the vehicle speed is equal to or higher than a predetermined speed (for example, 10 km / h) while the vehicle is traveling forward. When the shift position sensor 93 detects that the shift position "" has been selected (the select lever has been operated), current is supplied to the shift solenoid valve 78, and the shift solenoid valve 78 is turned on. As a result, the shift solenoid valve 78 closes the oil passage 113 and drains the oil passage 114, so that the valve spool 79 a of the reverse inhibitor valve 79 moves to the right in FIG. 1, and the oil passage 118 connected to the manual valve 80 is The oil passage 119 that is closed and connected to the cylinder chamber 19b of the reverse brake 19 is drained. For this reason, even when the select lever is operated to the “R” shift position during forward travel, the clutch control pressure CR in the oil passage 106 is not supplied to the cylinder chamber 19b of the reverse brake 19, and the vehicle An unsafe situation in which the rotation direction of the drive wheels WL and WR is suddenly changed from the forward direction (forward direction) to the reverse direction (reverse direction) during forward traveling cannot occur.

また電気制御ユニット９０は最適クリープ力の確保と燃費節減のため、「Ｄ」又は「Ｌ」のシフトポジションで、ブレーキスイッチ９４によりブレーキペダルが所定量以上踏み込まれている状態が検出されているときには、ブレーキペダルの踏み込みがなされていない状態が検出されているときよりもスタートクラッチ２４のシリンダ室２４ｂに供給される作動油の圧力が低くなるように（スタートクラッチ２４の係合度が低くなるように）スタートクラッチ制御リニアソレノイドバルブ８１を制御する。また、ブレーキスイッチ９４によりブレーキペダルが踏み込まれていない状態が検出されているときには、車速センサ９２により検出される車速及びスロットル開度センサ９１により検出されるスロットル開度の情報をもとに検知される車両の走行状態に応じた係合度で（例えば変速時におけるショックが少なく、発進がスムーズになる係合度で）スタートクラッチ２４が係合されるよう、スタートクラッチ制御リニアソレノイドバルブ８１を制御する。 In addition, the electric control unit 90 is in the “D” or “L” shift position in order to ensure the optimum creep force and save fuel consumption, and when the brake switch 94 detects that the brake pedal is depressed more than a predetermined amount. The hydraulic oil pressure supplied to the cylinder chamber 24b of the start clutch 24 is lower than when the state where the brake pedal is not depressed is detected (so that the degree of engagement of the start clutch 24 is lowered). ) Control the start clutch control linear solenoid valve 81. When the brake switch 94 detects that the brake pedal is not depressed, it is detected based on the vehicle speed detected by the vehicle speed sensor 92 and the throttle opening information detected by the throttle opening sensor 91. The start clutch control linear solenoid valve 81 is controlled so that the start clutch 24 is engaged with a degree of engagement corresponding to the running state of the vehicle (for example, with a degree of engagement with less shock during shifting and smooth start).

また、上記変速機１においては、ドリブンプーリ２１のシリンダ室２２ｂへ供給される作動油の圧力を制御する際にドリブンプーリ制御バルブ７６が余剰油として排出する作動油の油路である余剰油排出油路（油路１２５）が、ルブリケーションバルブ８２における潤滑油の導入部（ここでは潤滑油路１２２と分岐油路１２２ａとの接合部）に接続されている。このような構成では、ドリブンプーリ制御バルブ７６がドリブンプーリ制御圧ＤＮを生成する際に余剰油となる、或る程度の圧力を持った作動油がそのまま油タンクＴへ排出されるではなく潤滑油として再利用されるので、エネルギーロスを少なくして（具体的には油圧ポンプＰの負荷を軽減して）燃費を向上させることができる。 Further, in the transmission 1, surplus oil discharge, which is an oil passage for the working oil that the driven pulley control valve 76 discharges as surplus oil when controlling the pressure of the working oil supplied to the cylinder chamber 22 b of the driven pulley 21. The oil passage (oil passage 125) is connected to a lubricating oil introduction portion (here, a joint portion between the lubricating oil passage 122 and the branched oil passage 122a) in the lubrication valve 82. In such a configuration, the hydraulic oil having a certain pressure, which becomes surplus oil when the driven pulley control valve 76 generates the driven pulley control pressure DN, is not discharged into the oil tank T as it is but lubricating oil. Therefore, it is possible to improve fuel efficiency by reducing energy loss (specifically, reducing the load on the hydraulic pump P).

また、上記構成では、ドリブンプーリ２１のプーリ側圧を低圧にする制御がなされているとき（変速機１が高レシオ状態になっているとき。このときライン圧ＰＨの供給油路である油路１０２と、ドリブンプーリ２１のシリンダ室２２ｂに繋がる油路１０４との連通開度は小さく保持される）には、ドリブンプーリ制御圧ＤＮの生成の際にドリブンプーリ制御バルブ７６より余剰油として油路１２５内に排出される作動油の圧力は潤滑油路１２２内の圧力と等しくなる。このため、ドリブンプーリ２１のプーリ側圧は潤滑油路１２２内の圧力を下回ることがなく、変速比を高レシオ側から低レシオ側に急速に変化させる場合（高速走行状態から急減速をする場合や、キックダウン変速のように急速にシフトダウンする場合等）に、シフトソレノイドバルブ７８を通常走行時のオン状態からオフ状態に切換え、ルブリケーションバルブ８２の右方油室８２ｇ内の圧力を高めて潤滑油圧の設定圧を低圧から高圧に移行させるようにすれば、潤滑油路１２２内の圧力がドリブンプーリ２１のシリンダ室２２ｂ内に作用してドリブンプーリ２１のプーリ幅の増大作用がアシストされるので、変速応答性が高められる。図４はドリブンプーリ制御バルブ７６の制御電流値に対するドリブンプーリ２１のプーリ側圧及び潤滑油路１２２内の作動油の圧力（潤滑油圧）の関係を表すグラフであり、潤滑油圧の設定圧（高低二段階）に対応して示したものである。 Further, in the above configuration, when the pulley side pressure of the driven pulley 21 is controlled to be low (when the transmission 1 is in a high ratio state. At this time, the oil passage 102 which is a supply oil passage for the line pressure PH. (The opening degree of communication with the oil passage 104 connected to the cylinder chamber 22b of the driven pulley 21 is kept small)), when the driven pulley control pressure DN is generated, the oil passage 125 serves as surplus oil from the driven pulley control valve 76. The pressure of the hydraulic oil discharged into the interior becomes equal to the pressure in the lubricating oil passage 122. Therefore, the pulley side pressure of the driven pulley 21 does not fall below the pressure in the lubricating oil passage 122, and the gear ratio is rapidly changed from the high ratio side to the low ratio side (when the vehicle is suddenly decelerated from the high speed running state or In the case of a rapid downshift such as a kick down shift), the shift solenoid valve 78 is switched from the on state to the off state during normal driving to increase the pressure in the right oil chamber 82g of the lubrication valve 82. If the set pressure of the lubricating oil pressure is shifted from the low pressure to the high pressure, the pressure in the lubricating oil passage 122 acts on the cylinder chamber 22b of the driven pulley 21 to assist the increase in the pulley width of the driven pulley 21. Therefore, the shift response is improved. FIG. 4 is a graph showing the relationship between the pulley side pressure of the driven pulley 21 and the pressure of the hydraulic oil (lubricating oil pressure) in the lubricating oil passage 122 with respect to the control current value of the driven pulley control valve 76. This corresponds to the stage).

これまで本発明の好ましい実施形態について説明してきたが、本発明の範囲は上述の実施形態に示したものに限定されない。例えば、上述の実施形態では、潤滑油圧の設定圧を高低の二段階に切換える構成であったが、設定圧の切換えは二段階に限られず三段階以上（すなわち、少なくとも高低二段階）であってもよい。また、上述の実施形態では、本発明に係る制御装置の適用対象である無段変速機が車両用であるとして説明したが、本発明に係る制御装置の適用対象である無段変速機は必ずしも車両用に限られず、その他種々の動力装置に採用することが可能である。 The preferred embodiments of the present invention have been described so far, but the scope of the present invention is not limited to those shown in the above-described embodiments. For example, in the above-described embodiment, the configuration is such that the set pressure of the lubricating oil pressure is switched between two stages of high and low, but the switching of the set pressure is not limited to two stages and is three or more stages (that is, at least two stages of high and low). Also good. In the above-described embodiment, the continuously variable transmission to which the control device according to the present invention is applied is described as being for a vehicle. However, the continuously variable transmission to which the control device according to the present invention is applied is not necessarily limited. The present invention is not limited to a vehicle and can be employed in various other power devices.

本発明に係る無段変速機の制御装置が適用された車両用ベルト式無段変速機の油圧回路図である。1 is a hydraulic circuit diagram of a vehicle belt-type continuously variable transmission to which a control device for a continuously variable transmission according to the present invention is applied. 上記無段変速機の制御装置が適用された車両用ベルト式無段変速機のスケルトン図である。It is a skeleton figure of the belt type continuously variable transmission for vehicles to which the control device of the above-mentioned continuously variable transmission was applied. 上記制御装置における電気制御ユニットと各センサ及びバルブとの関係を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the relationship between the electric control unit in the said control apparatus, each sensor, and a valve | bulb. ドリブンプーリ制御バルブの制御電流値に対するドリブンプーリのプーリ側圧及び潤滑油圧の関係を表すグラフである。It is a graph showing the relationship between the pulley side pressure of a driven pulley and lubricating oil pressure with respect to the control current value of a driven pulley control valve.

Explanation of symbols

１車両用ベルト式無段変速機（無段変速機）
１０入力軸
１１ドライブプーリ
２０出力軸
２１ドリブンプーリ
３０金属Ｖベルト（ベルト部材）
７３ドライブプーリ制御リニアソレノイドバルブ
７４ドリブンプーリ制御リニアソレノイドバルブ
７５ドライブプーリ制御バルブ
７６ドリブンプーリ制御バルブ
７８シフトソレノイドバルブ（設定圧切換手段）
８２ルブリケーションバルブ（潤滑油圧制御バルブ）
１２２潤滑油路
１２５油路（余剰油排出油路） 1 Vehicle belt type continuously variable transmission (continuously variable transmission)
10 Input shaft 11 Drive pulley 20 Output shaft 21 Driven pulley 30 Metal V-belt (belt member)
73 Drive pulley control linear solenoid valve 74 Driven pulley control linear solenoid valve 75 Drive pulley control valve 76 Driven pulley control valve 78 Shift solenoid valve (set pressure switching means)
82 Lubrication valve (lubrication hydraulic control valve)
122 Lubricating oil passage 125 Oil passage (excess oil discharge oil passage)

Claims

By changing the pressure of the hydraulic oil supplied to each cylinder chamber of the drive pulley and the driven pulley , the pulley width of each of the both pulleys is changed, and the belt member wound between the both pulleys with respect to the both pulleys A control device for a continuously variable transmission configured to obtain a desired gear ratio by changing a winding radius,
A drive pulley control valve that is interposed in an oil passage that supplies hydraulic oil to the cylinder chamber of the drive pulley and that controls the pressure of the hydraulic oil supplied to the cylinder chamber ;
A driven pulley control valve that is interposed in an oil passage that supplies hydraulic oil to the cylinder chamber of the driven pulley and that controls the pressure of the hydraulic oil supplied to the cylinder chamber ;
A lubricating oil pressure control valve for controlling the pressure of the hydraulic oil in the lubricating oil passage, which is a lubricating oil flow path, to be a set pressure;
A set pressure switching means for switching the set pressure at least in two stages of high and low,
Surplus oil discharge oil passage the driven pulley control valve is an oil passage of the hydraulic oil discharged as excess oil in controlling the pressure of hydraulic fluid supplied to the cylinder chamber of the driven pulley, in the lubricating oil pressure control valve It is connected to the introduction part of the lubricating oil, and the pressure of the lubricating oil path is configured to act on the cylinder chamber of the driven pulley via the surplus oil discharge oil path and the driven pulley control valve. Control device for step transmission.

2. The control of a continuously variable transmission according to claim 1, wherein when the transmission gear ratio is rapidly changed from a high ratio side to a low ratio side, the set pressure switching means sets the set pressure to a high pressure side. apparatus.

The driven pulley control valve applies a line pressure supplied from a hydraulic pressure source as an input pressure and a pulley side pressure obtained by adjusting the line pressure as an output pressure to the cylinder chamber of the driven pulley,
The pulley side pressure is controlled by a driven pulley control pressure applied to the driven pulley control valve from a driven pulley control linear solenoid valve that adjusts a clutch control pressure obtained by reducing the line pressure according to a gear ratio. 3. The continuously variable transmission control device according to claim 1, wherein the control device is a continuously variable transmission.