JPH0211778B2 - - Google Patents
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- JPH0211778B2 JPH0211778B2 JP55123033A JP12303380A JPH0211778B2 JP H0211778 B2 JPH0211778 B2 JP H0211778B2 JP 55123033 A JP55123033 A JP 55123033A JP 12303380 A JP12303380 A JP 12303380A JP H0211778 B2 JPH0211778 B2 JP H0211778B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- output
- oil passage
- torque ratio
- input
- pressure
- Prior art date
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- Expired - Lifetime
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Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
- F16H61/662—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members
- F16H61/66254—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members controlling of shifting being influenced by a signal derived from the engine and the main coupling
- F16H61/66259—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members controlling of shifting being influenced by a signal derived from the engine and the main coupling using electrical or electronical sensing or control means
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Control Of Transmission Device (AREA)
Description
＜産業上の利用分野＞
本発明は車両に用いるＶベルト式無段変速機の
油圧制御回路に、入出力軸間のトルク比に応じた
油圧を供給するためのトルク比検出装置に関す
る。 ＜従来の技術＞ 従来、特開昭52−98861号公報に示されるよう
に、無段変速機のトルク比検出機構として、トル
クレシオ弁のピストン体部２２を巻ばねによつて
付勢し、この押圧力によつてトルクレシオ弁のス
プールに連結された連結杆３９を介してピツクア
ツプ部材４０が回転フランジ４１に保持され、該
フランジの移動によつて前記ばねの付勢力及び前
記ピストン体部への押圧力が変化して、該ピスト
ン体部が移動し、ベルトの挟持力をフランジの変
位即ちトルク比に応じて制御し、ベルトを挟持す
るための油圧をベルトがスリツプしない程度の必
要最小限にし、Ｖベルトが必要以上の挟持力を受
けて耐久性を損なうことを防止する方法が提案さ
れている。 ＜本願発明が解決しようとする問題点＞ しかし、前記連結杆のピツクアツプ部材は巻ば
ねの押圧力によつて常に回転フランジに押圧され
て保持される。 従つて、相対回転の生じる連結杆とフランジの
当接部において摺動摩耗が生じてしまい、トルク
レシオの検出精度の低下及び連結杆の耐久性の低
下等の問題点があつた。 又、ベルトを挟持するのに必要最小限の油圧と
入力側プーリの変位量の関係を示す第５図におい
て、図示左方の無段変速機のアンダードライブ状
態付近においては微小なプーリの変化に対して必
要最小限の油圧が大きく変化してしまい、ベルト
を挟持するのに必要最小限な油圧に保持するには
微小な変位量を検出するトルク比検出装置が必要
となる。 そこで、連結杆とフランジの当接部の間の軸方
向の押圧力から生じる摺動摩耗を防止することに
より、トルクレシオの検出精度の低下及び連結杆
の耐久性の低下を防止すると共に微小な変位量を
検出するトルク比検出装置の提供を目的とするも
のである。 ＜問題点を解決するための手段＞ 本願発明のＶベルト式無段変速機のトルク比検
出装置は、入力軸１と、該入力軸に取り付けられ
た固定フランジ１１及び可動フランジ１２と、該
可動フランジに設けられた油圧サーボ１５を有す
る実効径が可変とされる入力側プーリ１０と、前
記入力軸と平行的に配設された出力軸２と、該出
力軸に取り付けられた固定フランジ２１及び可動
フランジ２２と、該可動フランジに設けられた油
圧サーボ２５を有する実効径が可変とされる出力
側プーリ２０と、これらプーリ間に張設された駆
動用ＶベルトＣと、前記入力側プーリ及び出力側
プーリの何れか一方の油圧サーボに油圧を供給す
ることにより駆動ベルトの挟持力を発生させると
共に前記入力側及び出力側プーリのいずれか他方
の油圧サーボに油圧を選択的に供給することによ
り前記両プーリの実効径を油圧により調節して入
出力間のトルク比を制御する油圧制御装置とから
なるＶベルト式無段変速機において、前記油圧制
御装置は、油圧源５０と、該油圧源からの作動油
を前記一方の油圧サーボに供給するライン圧に調
圧するレギユレータ弁６１と、ライン圧を前記入
出力間のトルク比に応じた油圧に制御するトルク
比検出装置６６を有し、該トルク比検出装置は一
端において前記可動フランジと連結杆８によつて
平行的に連結され他端は開口された直径の等しい
第１のランドと第２のランドを有するスプール６
６２と、前記油圧サーボと連結された入力油路６
６３と、前記レギユレータ弁と連結された出力油
路６′と、排出油路６６５とからなり、前記第１
のランドと第２のランドによつて前記出力油路と
入力油路、出力油路と排出油路の連通切換を行な
うことを特徴とするものである。 ＜作用及び効果＞ 本発明のＶベルト式無段変速機のトルク比検出
装置は、一端において前記可動フランジと連結杆
８によつて平行的に連結され他端は開口された直
径の等しい第１のランドと第２のランドを有する
スプール６６２と、前記油圧サーボと連結された
入力油路６６３と、前記レギユレータ弁と連結さ
れた出力油路６′と、排出油路６６５とからなり、
前記第１のランドと第２のランドによつて前記出
力油路と入力油路、出力油路と排出油路の連通切
換を行なうことにより、入出力間のトルク比に応
じた油圧をレギユレータ弁によつて発生させる。
又、スプールはランド差のない直径の等しいラン
ドを有し一端は連結杆と連結され他端は開口され
ているので油圧による軸方向の力及び付勢手段に
よる軸方向の力を発生させることなく油路の連通
切換を行なうことができ、スプール６６２に連結
された連結杆８と可動フランジの間に押圧力がか
からない。 従つて、相対回転が生じる連結杆と可動フラン
ジの当接部において、軸方向の押圧力から生じる
摺動摩耗を防止し、トルクレシオの検出精度を維
持することができる。 更に、前記連結杆８は、該連結杆の他端に突設
された筒部を前記スプールに設けられた突出部に
外嵌させてスプール突出部先端に設けた係止具で
係止すると共に、スプールと連結杆の間にばねを
挿設し、係止具と連結杆の間にスペーサを挿入す
るので、可動フランジとスプールとの相対位置の
調整が可能であり、またスプールと連結杆との係
合は、ばねと調整用Ｅリングとを用いてなされて
いるため、スプールの位置の設定が容易にでき、
組付作業が楽であると共にスプール及びバルブボ
デイの製造誤差や誤組付によるトルクレシオ圧へ
の影響を小さくすることが可能となる。 ＜実施例＞ つぎに本願発明を図に示す一実施例に基づき説
明する。 １０は、Ｖベルト式無段変速機の入力軸１に一
体に形成され錐面１１ａを有する固定フランジ１
１と、該入力軸１に摺動自在に外嵌され前記固定
フランジの錐面１１ａと共に可変巾Ｖ字空間を形
成する錐面１２ａを有する可動フランジ１２から
なる入力側プーリであり、該可動フランジ１２は
矢印Ｋの如く油圧制御装置に連絡する油路から油
圧を供給される油室１３，１４を備えた油圧サー
ボ１５により駆動される。２０はＶベルト式無段
変速機の出力軸２に一体に形成された錐面２１ａ
を有する固定フランジ２１と、該出力軸２に摺動
自在に外嵌され前記固定フランジの錐面２２ａを
有する可動フランジ２２とからなる出力側プーリ
であり、該可動フランジ２２は矢印Ｉの如く油圧
制御装置に連絡する油路から油圧が供給される油
室２３を備えた油圧サーボ２３により駆動され
る。Ｃは前記入力側プーリ１０と出力側プーリ２
０との間に張設された伝動用Ｖベルトである。入
力軸１はクラツチ、フイールドカツプリングまた
はトルクコンバータを介してエンジンの出力軸に
連結された入力伝動軸１００にスプライン１０１
を介して嵌合され、出力軸２は減速ギヤ入力用の
中間軸３５０に固定された前進用多板クラツチ３
０２の入力用ハブ３０７及び前進後進切換用遊星
歯車変速機３００の入力となるサンギヤ３０４に
連結されている。遊星歯車変速機３００のリング
ギヤ３０３は後進用多板ブレーキ３０１のハブ３
０８と固定され遊星歯車変速機３００のアウトプ
ツトを成すキヤリヤ３０６は前進用多板クラツチ
のシリンダ３０９を介して中間軸３５０に連結し
ている。 中間軸３５０は減速ギヤ４００の入力部である
リングギヤ４０１と連結し、減速プラネタリキヤ
リヤ４０２はアウトプツトシヤフト５００とスプ
ラインで勘合しており、サンギヤ４０３はケース
に固定している。アウトプツトシヤフト５００は
デイフアレンシヤルギヤを介して車軸に連結され
ている。この変速機においては、前進時にはクラ
ツチ３０２が係合されると共にブレーキ３０１を
解放することによつて、遊星歯車変速機３００に
よる増減速を介さずに減速ギヤ４００に入力され
ているベルト式無段変速機において変速比2.0〜
0.5の変速がなされ、減速ギヤ機構４００で変速
比1.5前後の減速がなされる。後進時にはクラツ
チ３０２が解放されると共にブレーキ３０１が係
合され、遊星歯車変速機３００のリングギヤ３０
３が固定され、インプツトを成すサンギヤ３０４
に対しアウトプツトを成すキヤリヤ３０６はダブ
ルプラネタリ機構のため逆転した減速ギヤ４００
に入力される。出力側プーリ２００の可動フラン
ジ２２を駆動する油室２３は、該可動フランジの
外側に一体に形成されたシリンダ２４内に、出力
軸２に外嵌された図示左方向への移動が係止され
た環状固定ピストン２５が摺動自在に嵌め込まれ
て形成されている。前記可動フランジ２２に形成
されたシリンダ２４の先端には段付きの大内径部
２４ａが設けられ、該大内径部２４ａには、図示
左端に外周に溝４１が設けられたハブ４０付スリ
ーブ４のフランジ４２が嵌着され、該フランジ４
２の外側の大内径部２４ａ内周壁に形成された溝
に嵌め込まれたスナツプリング４３により固定さ
れている。６は、前記入力側プーリ、出力側プー
リ、クラツチおよびブレーキの各油圧サーボへ、
車速、進行方向、スロツトル開度、及び入出力軸
間のトルク比などに応じて油圧調整した油圧を選
択的に給排する油圧制御装置の各種バルブが内部
に設けられているバルブボデイでありＶベルト式
無段変速機の下部に装着されたもの、６６は該バ
ルブボデイ６内に形成され、油圧制御装置に前記
入力軸１と出力軸２との間でトルク比Ｔに対応し
た出力を生ずるトルクレシオ弁であり、一端部７
０ａがバルブボデイ６から突出して設けられると
共に、中間に油室７０ｂを形成するランド７１，
７２を有すると共に出力軸と並行して配されたス
プール６６２を備える。スプールの突出部７０ａ
の先端側は、後記する前記可動フランジ２２との
リンク機構の装着のための小径部７ｅが設けられ
ている。６６３〜６６６はトルクレシオ弁６６に
連絡する油路である。 ５は可動フランジ２２とトルクレシオ弁とのリ
ンク機構であり、一端には前記スリーブ４のハブ
溝４１に該ハブをつかむように嵌め込まれて該ハ
ブが回転自在な状態で係止されると共に、該ハブ
溝底と対応する曲率半径の弧状縁部付フオーク状
部８ａが設けられ、他端には前記スプール６６２
のバルブボデイ６から突出した小径部７ｅに外嵌
された筒部８ｂが突設されている連結杆８と、前
記スプール６６２の小径部７ｅにランド７２と当
接するよう嵌め込まれたばね受け環板９１、該環
板９１と連結杆８との間に圧縮して挿入されたば
ね９２、該スプールの小径部７ｅの先端に形成さ
れた周溝に嵌め込まれている固定用Ｅリング９
３、及び該固定用Ｅリング９３と前記連結杆８と
の間に挿入され連結杆８とスプール６６２との係
合位置を調整するための調整用Ｅリング９４は、
可動フランジ２２とスプール６６２との相対位置
を正確に設定するためのものであり、リンク５の
組付時に適宜嵌め込む。 本実施例のトルク比検出機構は、前記可動フラ
ンジと一体に動くハブ４０の溝４１と、前記トル
クレシオ弁６６と、これらを連結している前記リ
ンク機構５とで構成され、可動フランジ２２の軸
方向の移動を回転しているハブ４０と周設してい
るフオーク上部８ａから連結杆８に伝え、前記Ｅ
リング９４、ばね９２などで構成されている係止
機構９を介してスプール６６２の移動に応じたト
ルクレシオ圧を出力する。 油圧制御回路は、油圧源５０、遊星歯車変速機
３００における多板ブレーキ３０１及び多板クラ
ツチ３０２の係合のタイミングを制御し、Ｎ−
Ｄ、Ｎ−Ｒシフト時の衝撃を緩和するシフト制御
油圧制御回路に、入出力軸間のトルク比に応じた
油圧を供給するためのトルク比検出装置に関す
る。 ＜従来の技術＞ 従来、特開昭52−98861号公報に示されるよう
に、無段変速機のトルク比検出機構として、トル
クレシオ弁のピストン体部２２を巻ばねによつて
付勢し、この押圧力によつてトルクレシオ弁のス
プールに連結された連結杆３９を介してピツクア
ツプ部材４０が回転フランジ４１に保持され、該
フランジの移動によつて前記ばねの付勢力及び前
記ピストン体部への押圧力が変化して、該ピスト
ン体部が移動し、ベルトの挟持力をフランジの変
位即ちトルク比に応じて制御し、ベルトを挟持す
るための油圧をベルトがスリツプしない程度の必
要最小限にし、Ｖベルトが必要以上の挟持力を受
けて耐久性を損なうことを防止する方法が提案さ
れている。 ＜本願発明が解決しようとする問題点＞ しかし、前記連結杆のピツクアツプ部材は巻ば
ねの押圧力によつて常に回転フランジに押圧され
て保持される。 従つて、相対回転の生じる連結杆とフランジの
当接部において摺動摩耗が生じてしまい、トルク
レシオの検出精度の低下及び連結杆の耐久性の低
下等の問題点があつた。 又、ベルトを挟持するのに必要最小限の油圧と
入力側プーリの変位量の関係を示す第５図におい
て、図示左方の無段変速機のアンダードライブ状
態付近においては微小なプーリの変化に対して必
要最小限の油圧が大きく変化してしまい、ベルト
を挟持するのに必要最小限な油圧に保持するには
微小な変位量を検出するトルク比検出装置が必要
となる。 そこで、連結杆とフランジの当接部の間の軸方
向の押圧力から生じる摺動摩耗を防止することに
より、トルクレシオの検出精度の低下及び連結杆
の耐久性の低下を防止すると共に微小な変位量を
検出するトルク比検出装置の提供を目的とするも
のである。 ＜問題点を解決するための手段＞ 本願発明のＶベルト式無段変速機のトルク比検
出装置は、入力軸１と、該入力軸に取り付けられ
た固定フランジ１１及び可動フランジ１２と、該
可動フランジに設けられた油圧サーボ１５を有す
る実効径が可変とされる入力側プーリ１０と、前
記入力軸と平行的に配設された出力軸２と、該出
力軸に取り付けられた固定フランジ２１及び可動
フランジ２２と、該可動フランジに設けられた油
圧サーボ２５を有する実効径が可変とされる出力
側プーリ２０と、これらプーリ間に張設された駆
動用ＶベルトＣと、前記入力側プーリ及び出力側
プーリの何れか一方の油圧サーボに油圧を供給す
ることにより駆動ベルトの挟持力を発生させると
共に前記入力側及び出力側プーリのいずれか他方
の油圧サーボに油圧を選択的に供給することによ
り前記両プーリの実効径を油圧により調節して入
出力間のトルク比を制御する油圧制御装置とから
なるＶベルト式無段変速機において、前記油圧制
御装置は、油圧源５０と、該油圧源からの作動油
を前記一方の油圧サーボに供給するライン圧に調
圧するレギユレータ弁６１と、ライン圧を前記入
出力間のトルク比に応じた油圧に制御するトルク
比検出装置６６を有し、該トルク比検出装置は一
端において前記可動フランジと連結杆８によつて
平行的に連結され他端は開口された直径の等しい
第１のランドと第２のランドを有するスプール６
６２と、前記油圧サーボと連結された入力油路６
６３と、前記レギユレータ弁と連結された出力油
路６′と、排出油路６６５とからなり、前記第１
のランドと第２のランドによつて前記出力油路と
入力油路、出力油路と排出油路の連通切換を行な
うことを特徴とするものである。 ＜作用及び効果＞ 本発明のＶベルト式無段変速機のトルク比検出
装置は、一端において前記可動フランジと連結杆
８によつて平行的に連結され他端は開口された直
径の等しい第１のランドと第２のランドを有する
スプール６６２と、前記油圧サーボと連結された
入力油路６６３と、前記レギユレータ弁と連結さ
れた出力油路６′と、排出油路６６５とからなり、
前記第１のランドと第２のランドによつて前記出
力油路と入力油路、出力油路と排出油路の連通切
換を行なうことにより、入出力間のトルク比に応
じた油圧をレギユレータ弁によつて発生させる。
又、スプールはランド差のない直径の等しいラン
ドを有し一端は連結杆と連結され他端は開口され
ているので油圧による軸方向の力及び付勢手段に
よる軸方向の力を発生させることなく油路の連通
切換を行なうことができ、スプール６６２に連結
された連結杆８と可動フランジの間に押圧力がか
からない。 従つて、相対回転が生じる連結杆と可動フラン
ジの当接部において、軸方向の押圧力から生じる
摺動摩耗を防止し、トルクレシオの検出精度を維
持することができる。 更に、前記連結杆８は、該連結杆の他端に突設
された筒部を前記スプールに設けられた突出部に
外嵌させてスプール突出部先端に設けた係止具で
係止すると共に、スプールと連結杆の間にばねを
挿設し、係止具と連結杆の間にスペーサを挿入す
るので、可動フランジとスプールとの相対位置の
調整が可能であり、またスプールと連結杆との係
合は、ばねと調整用Ｅリングとを用いてなされて
いるため、スプールの位置の設定が容易にでき、
組付作業が楽であると共にスプール及びバルブボ
デイの製造誤差や誤組付によるトルクレシオ圧へ
の影響を小さくすることが可能となる。 ＜実施例＞ つぎに本願発明を図に示す一実施例に基づき説
明する。 １０は、Ｖベルト式無段変速機の入力軸１に一
体に形成され錐面１１ａを有する固定フランジ１
１と、該入力軸１に摺動自在に外嵌され前記固定
フランジの錐面１１ａと共に可変巾Ｖ字空間を形
成する錐面１２ａを有する可動フランジ１２から
なる入力側プーリであり、該可動フランジ１２は
矢印Ｋの如く油圧制御装置に連絡する油路から油
圧を供給される油室１３，１４を備えた油圧サー
ボ１５により駆動される。２０はＶベルト式無段
変速機の出力軸２に一体に形成された錐面２１ａ
を有する固定フランジ２１と、該出力軸２に摺動
自在に外嵌され前記固定フランジの錐面２２ａを
有する可動フランジ２２とからなる出力側プーリ
であり、該可動フランジ２２は矢印Ｉの如く油圧
制御装置に連絡する油路から油圧が供給される油
室２３を備えた油圧サーボ２３により駆動され
る。Ｃは前記入力側プーリ１０と出力側プーリ２
０との間に張設された伝動用Ｖベルトである。入
力軸１はクラツチ、フイールドカツプリングまた
はトルクコンバータを介してエンジンの出力軸に
連結された入力伝動軸１００にスプライン１０１
を介して嵌合され、出力軸２は減速ギヤ入力用の
中間軸３５０に固定された前進用多板クラツチ３
０２の入力用ハブ３０７及び前進後進切換用遊星
歯車変速機３００の入力となるサンギヤ３０４に
連結されている。遊星歯車変速機３００のリング
ギヤ３０３は後進用多板ブレーキ３０１のハブ３
０８と固定され遊星歯車変速機３００のアウトプ
ツトを成すキヤリヤ３０６は前進用多板クラツチ
のシリンダ３０９を介して中間軸３５０に連結し
ている。 中間軸３５０は減速ギヤ４００の入力部である
リングギヤ４０１と連結し、減速プラネタリキヤ
リヤ４０２はアウトプツトシヤフト５００とスプ
ラインで勘合しており、サンギヤ４０３はケース
に固定している。アウトプツトシヤフト５００は
デイフアレンシヤルギヤを介して車軸に連結され
ている。この変速機においては、前進時にはクラ
ツチ３０２が係合されると共にブレーキ３０１を
解放することによつて、遊星歯車変速機３００に
よる増減速を介さずに減速ギヤ４００に入力され
ているベルト式無段変速機において変速比2.0〜
0.5の変速がなされ、減速ギヤ機構４００で変速
比1.5前後の減速がなされる。後進時にはクラツ
チ３０２が解放されると共にブレーキ３０１が係
合され、遊星歯車変速機３００のリングギヤ３０
３が固定され、インプツトを成すサンギヤ３０４
に対しアウトプツトを成すキヤリヤ３０６はダブ
ルプラネタリ機構のため逆転した減速ギヤ４００
に入力される。出力側プーリ２００の可動フラン
ジ２２を駆動する油室２３は、該可動フランジの
外側に一体に形成されたシリンダ２４内に、出力
軸２に外嵌された図示左方向への移動が係止され
た環状固定ピストン２５が摺動自在に嵌め込まれ
て形成されている。前記可動フランジ２２に形成
されたシリンダ２４の先端には段付きの大内径部
２４ａが設けられ、該大内径部２４ａには、図示
左端に外周に溝４１が設けられたハブ４０付スリ
ーブ４のフランジ４２が嵌着され、該フランジ４
２の外側の大内径部２４ａ内周壁に形成された溝
に嵌め込まれたスナツプリング４３により固定さ
れている。６は、前記入力側プーリ、出力側プー
リ、クラツチおよびブレーキの各油圧サーボへ、
車速、進行方向、スロツトル開度、及び入出力軸
間のトルク比などに応じて油圧調整した油圧を選
択的に給排する油圧制御装置の各種バルブが内部
に設けられているバルブボデイでありＶベルト式
無段変速機の下部に装着されたもの、６６は該バ
ルブボデイ６内に形成され、油圧制御装置に前記
入力軸１と出力軸２との間でトルク比Ｔに対応し
た出力を生ずるトルクレシオ弁であり、一端部７
０ａがバルブボデイ６から突出して設けられると
共に、中間に油室７０ｂを形成するランド７１，
７２を有すると共に出力軸と並行して配されたス
プール６６２を備える。スプールの突出部７０ａ
の先端側は、後記する前記可動フランジ２２との
リンク機構の装着のための小径部７ｅが設けられ
ている。６６３〜６６６はトルクレシオ弁６６に
連絡する油路である。 ５は可動フランジ２２とトルクレシオ弁とのリ
ンク機構であり、一端には前記スリーブ４のハブ
溝４１に該ハブをつかむように嵌め込まれて該ハ
ブが回転自在な状態で係止されると共に、該ハブ
溝底と対応する曲率半径の弧状縁部付フオーク状
部８ａが設けられ、他端には前記スプール６６２
のバルブボデイ６から突出した小径部７ｅに外嵌
された筒部８ｂが突設されている連結杆８と、前
記スプール６６２の小径部７ｅにランド７２と当
接するよう嵌め込まれたばね受け環板９１、該環
板９１と連結杆８との間に圧縮して挿入されたば
ね９２、該スプールの小径部７ｅの先端に形成さ
れた周溝に嵌め込まれている固定用Ｅリング９
３、及び該固定用Ｅリング９３と前記連結杆８と
の間に挿入され連結杆８とスプール６６２との係
合位置を調整するための調整用Ｅリング９４は、
可動フランジ２２とスプール６６２との相対位置
を正確に設定するためのものであり、リンク５の
組付時に適宜嵌め込む。 本実施例のトルク比検出機構は、前記可動フラ
ンジと一体に動くハブ４０の溝４１と、前記トル
クレシオ弁６６と、これらを連結している前記リ
ンク機構５とで構成され、可動フランジ２２の軸
方向の移動を回転しているハブ４０と周設してい
るフオーク上部８ａから連結杆８に伝え、前記Ｅ
リング９４、ばね９２などで構成されている係止
機構９を介してスプール６６２の移動に応じたト
ルクレシオ圧を出力する。 油圧制御回路は、油圧源５０、遊星歯車変速機
３００における多板ブレーキ３０１及び多板クラ
ツチ３０２の係合のタイミングを制御し、Ｎ−
Ｄ、Ｎ−Ｒシフト時の衝撃を緩和するシフト制御
【表】
表において〇は油路１′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。 レギユレータ弁６１は、スプール６１１と、デ
イテント圧及びスロツトル圧を入力してスプール
６１１を制御するレギユレータバルブプランジヤ
６１２とを備え、スプール６１１変位に伴ない第
２出力ポート６１４と連通する〓間面積を調整
し、出力ポート６１６から油路１′にライン圧を
出力する。油路１′は出力プーリの油圧サーボに
直接連結されている。ポート６１４からは油路１
２′を経てフイールドカツプリング、オイルクー
ラ、及び潤滑必要部へ油を供給する。 デイテント弁６４は、スロツトル開度θにリン
クして移動するスプール６４１を備え、０≦θ≦
θ1においては油路５′とレギユレータ弁６１に設
けられた入力ポート６１６′に連絡するデイテン
ト圧出力用油路７′とを連絡し、θ1≦θ≦100のと
きは油路７′とデイテント弁６４をトルクレシオ
弁６６に連絡する油路６′とを連通する。 スロツトル弁６５は、デイテント弁のスプール
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が配設されたスプー
ル６５１を備え、スプール６４１及びスプリング
６４５を介して伝達されるスロツトル開度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′と連絡するポート６５３の開口面積
を調整し、レギユレータ弁６１に設けられた入力
ポート６１８に連絡するスロツトル圧出力用油路
８′へスロツトル圧を出力する。スプール６５１
は、それぞれ、油路８′から分岐すると共にオリ
フイス６５４及び６５５が設けられた出力用油圧
のフイードバツク用油路９′及び１０′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に出力油圧のフイードバツクを
受けている。 トルクレシオ弁６６は、出力側プーリ２０の可
動フランジ２２に前述のリンク機構５を介してリ
ンクされたスプール６６２を備え、可動フランジ
２２の移動量Ｌが、l3≦Ｌ≦l4（トルク比Ｔがt2≧
Ｔ≧t1）のときは第４図Ａに示す如くスプール６
６２が図示左側部に位置し、スロツトル弁６５に
設けられた出力油圧のフイードバツク用油路９′
と連絡した入力ポート６６４を閉じると共に、デ
イテント弁６４への出力用油路６′をドレインポ
ート６６５に連通して排圧する。可動フランジ２
２の移動量Ｌが第１の設定値であるl3より小さく
l2≦Ｌ＜l3（t3≧Ｔ＞t2）のときは、第４図Ｂに示
す如くスプール６６２が中間部に位置し、油路
９′と連絡するポート６６４とドレインポート６
６６とが連絡し油路９′は排圧される。移動量Ｌ
が第２の設定値であるl2より小さく０≦Ｌ＜l2（t4
≧Ｔ＞t3）のときは、第４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
したポート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プーリ２０の可動フランジ２
２と摺動状態にて軸方向に連動するのであるが、
スプリング、油圧等の押圧力によりスプール６６
２が軸方向へ付勢されていないので、この押圧力
によつて、スプール６６２と連動する連結杆８と
可動フランジ２２の相対回転を生ずる部位の摺動
摩耗等を生じることを防止することができる。 シフト制御機構７０は、一方にスプリング７１
１が配設され他端に設けられた油室７１３からラ
イン圧を受けるスプール７１２を備えたシフト制
御弁７１、油室７１３へライン圧を供給する油路
１′に設けられたオリフイス７２、該オリフイス
７２と油室７１３との間に取り付けられたプレツ
シヤーリミツテイング弁７３、及び電機制御回路
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
動してドレインポート７４１を開き油室７１３を
排圧しているときは、シフト制御弁７１のスプー
ル７１２はスプリング７１１の作用で図示し左方
に移動され、遊星歯車変速機３００の多板クラツ
チ３０２を作動させる油圧サーボに連絡する油路
１３′と多板ブレーキ３０１を作動させる油圧サ
ーボに連絡する油路１４′とをそれぞれドレイン
ポート７１４と７１５とに連絡して排圧させ、多
板クラツチ３０２または多板ブレーキ３０１を解
放させる。ソレノイド弁７４が作動していないと
きはドレインポート７４１は閉ざされ、スプール
７１２は油室７１３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′及び油路４′を上
記油路１３′及び油路１４′に連絡し、多板ブレー
キ３０１又は多板クラツチ３０２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′及び油路１４′の出力油圧をフイードバツクす
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ツチ及び多板ブレーキ
の係合時のシヨツクを防止している。 トルク比制御装置８８は、トルクレシオ制御弁
８１、オリフイス８２と８３、ダウンシフト用ソ
レノイド８４、及びアツプシフト用ソレノイド８
５からなる。トルクレシオ制御弁８１は、一方に
スプリング８１１が背設されたスプール８１２、
それぞれオリフイス８２及び８３を介して油路
１′からライン圧が供給された両端の油室８１５
及び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及びＶベルト
式無段変速機の入力側プーリ１０の油圧サーボに
油路２′を介して連絡する出力ポート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ポート８１３
を備える。ダウンシフト用ソレノイド８４とアツ
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、車速、スロツトル開度によつて電
気的に制御され、それぞれ油室８１５と８１６に
供給される油圧を排圧する。 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。よつ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
段変速機において該ライン圧は入力側プーリ１０
及び出力側プーリ２０の各油圧サーボがＶベルト
Ｃの滑りを生ずることなくトルクの伝達を得られ
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ツトル
開度θをパラメータとして第５図の実線で示す。 車両の発進時には両プーリによつて実現可能な
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、又エンジンブレーキ時にはスロツトル開
度θ＝０においても一転鎖線で示すより高いライ
ン圧特性とすることが望ましい。 本実施例においては、レギユレータ弁６１の出
力であるライン圧は、油圧調整装置６０により、
マニユアル弁６２のシフト位置（Ｌ、Ｄ、Ｎ、
Ｒ、Ｐ）、スロツトル開度θ及び両プーリのトル
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。 Ｄ位置 表１に示すように、マニユアル弁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（第３図参照）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７１
２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ツチ３
０２（第１図参照）の油圧サーボに作用し、車両
は前進可能な状態となる。 (1) トルク比Ｔがt1≦Ｔ≦t2のとき。 第４図Ａに示す如くトルクレシオ弁６６は、
油路１に連絡したポート６６３を閉じ、油路
６′をドレインポート６６５と連通して排圧し
ている。これによりスロツトル開度θの如何に
かかわらず油路７′にデイテント圧（ライン圧
と等しい）は生じない。またスロツトル弁６５
は、油路９′と連絡したトルクレシオ弁６６の
ポート６６４が閉ざされており、スプール６５
１がランド６５６の他にランド６５７にもフイ
ードバツク圧を受けるので、スロツトル開度θ
に対し第６図ハに示す特性のスロツトル圧を油
路８′を経て調整弁６１のレギユレータバルブ
プランジヤー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７図のヘ域お
よび第８図のホに示す如くなる。 (2) トルク比Ｔがt2＜Ｔ≦t3のとき。 第４図Ｂに示す如くトルクレシオ弁６６はポ
ート６６３を閉じており、油路９′とドレイン
ポート６６６とを連通させる。また油路６′は
ポート６６５を通して排圧される。よつてデイ
テント圧は発生せず、スロツトル圧は油路９′
が排圧されスプール６５１のランド６５７にフ
イードバツク圧が印加されなくなつた分だけ増
大し、第６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７図のル域および第８
図のトで示す特性を有する。 (3) トルク比Ｔがt3＜Ｔ≦t4のとき。 第４図Ｃに示す如く油路９′はドレインポー
ト６６６から排圧され、よつてスロツトル圧は
上記(2)と同様第６図のニで表される。しかるに
ポート６６３が開口し油路１′と油路６′とが連
通するので、スロツトル開度θが０≦θ≦θの
範囲内にあり、デイテント弁６４のスプール６
４１が、第３図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′を介してマニユアル弁６
２から排圧されているが、スロツトル開度θが
θ＜θ≦100のときは、スプール６４１が右方
へ動き油路６′と油路７′とが連通し、油路７′
にデイテント圧が生じる。これによりライン圧
は第７図のヲ域および第８図のリに示す如く、
θ＝θでステツプ状に変化する特性となる。 Ｌ位置 マニユアル弁６２において油路５′が油路１′と
連通する。油路３′と油路４′はＤ位置と同じ。 (1) トルク比Ｔがt1≦Ｔ≦t2のとき。 スロツトル開度θが０≦θ≦θのとき、デイ
テント弁６４において油路５′と油路７′とが連
通し、デイテント圧が発生してスロツトルプラ
ンジヤーを押上、高いライン圧を生ずる。θ＜
θ≦100のとき、油路７′は油路６′およびトル
クレシオ弁のドレインポート６６５を経て排圧
されてデイテント圧が発生せず、また、スロツ
トル圧はＤ位置の場合と同じである。よつてラ
イン圧は第９図のルに示す特性となる。 (2) トルク比Ｔがt2＜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、スロツトル弁６５が油路８′を介
して調整弁６１に出力するスロツトル圧が増大
することにあり、これによりライン圧は第９図
のチに示す如き特性曲線で表される。 (3) トルク比Ｔがt3＜Ｔ≦t4のとき。 トルクレシオ弁６６によつて油路６′と油路
１′とが連通され、油路９′はドレインポート６
６６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、デイテ
ント弁６４はスロツトル開度に関係なくデイテ
ント圧を出力し、該デイテント圧および上記(2)
と同じスロツトル圧を入力する調整弁６１は第
９図ヌに示すライン圧を出力する。 Ｒ位置 表に示すように、マニユアル弁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４′が油路１４と連通され、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３０１の油圧サーボに供給さ
れ、車両は後進状態となる。また、油路５′にラ
イン圧が導かれているため、ライン圧はＬ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３０におけるトルク比Ｔを最大のＴ＝
ｔとして使用する。このため、遊星歯車変速機４
０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 マニユアル弁６２において油路３′，４′および
５′がともに排圧されており、Ｄ位置と同じよう
に油路５′が排圧されているためレギユレータ弁
６１の出力であるライン圧はＤ位置と同じように
制御される。 このライン圧調整においてマニユアル弁６２を
Ｄ、Ｎ、Ｐの各シフト位置にシフトしている場
合、トルク比Ｔがt3＜Ｔ≦t4の範囲にあるときの
ライン圧を第８図の特性曲線リの如くスロツトル
開度θ1以下で低く設定したのは、アイドリングな
どスロツトル開度θが小さく且つポンプの吐出量
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量の
減少により油温が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、マニユアル弁６
２がＬ、Ｒの各シフト位置にシフトしている場
合、第９図の特性曲線チ，ルに示す如くトルク比
Ｔがt1≦Ｔ≦t2の範囲で且つスロツトル開度θが
θ％以下の運転条件においてライン圧を高く設定
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５図に一点
鎖線で示されている。このように第７図に示す如
くライン圧を第５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による動力損失を
小さくできるので燃費および燃料消費率が向上で
きる。 以上、述べたように本発明に係るＶベルト式無
段変速機のトルク比検出装置は、一端において前
記可動フランジと連結杆８によつて平行的に連結
され他端は開口された直径の等しい第１のランド
と第２のランドを有するスプール６６２と、前記
油圧サーボと連結された入力油路６６３と、前記
レギユレータ弁と連結された出力油路６′と、排
出油路６６５とからなり、前記第１のランドと第
２のランドによつて前記出力油路と入力油路、出
力油路と排出油路の連通切換を行なうことによ
り、入出力間のトルク比に応じた油圧をレギユレ
ータ弁によつて発生させる。又、スプールはラン
ド差のない直径の等しいランドを有し一端は連結
杆と連結され他端は開口されているので油圧によ
る軸方向の力及び付勢手段による軸方向の力を発
生させることなく油路の連通切換を行なうことが
でき、スプール６６２に連結された連結杆８と可
動フランジの間に押圧力がかからない。 従つて、相対回転が生じる連結杆と可動フラン
ジの当接部において、軸方向の押圧力から生じる
摺動摩耗を防止し、トルクレシオの検出精度を維
持することができる。 更に、前記連結杆８は、該連結杆の他端に突設
された筒部を前記スプールに設けられた突出部に
外嵌させてスプール突出部先端に設けた係止具で
係止すると共に、スプールと連結杆の間にばねを
挿設し、係止具と連結杆の間にスペーサを挿入す
るので、可動フランジとスプールとの相対位置の
調整が可能であり、またスプールと連結杆との係
合は、ばねと調整用Ｅリングとを用いてなされて
いるため、スプールの位置の設定が容易にでき、
組付作業が楽であると共にスプール及びバルブボ
デイの製造誤差や誤組付によるトルクレシオ圧へ
の影響を小さくすることが可能となる。
×は油路３′〜５′が排圧状態にあることを示す。 レギユレータ弁６１は、スプール６１１と、デ
イテント圧及びスロツトル圧を入力してスプール
６１１を制御するレギユレータバルブプランジヤ
６１２とを備え、スプール６１１変位に伴ない第
２出力ポート６１４と連通する〓間面積を調整
し、出力ポート６１６から油路１′にライン圧を
出力する。油路１′は出力プーリの油圧サーボに
直接連結されている。ポート６１４からは油路１
２′を経てフイールドカツプリング、オイルクー
ラ、及び潤滑必要部へ油を供給する。 デイテント弁６４は、スロツトル開度θにリン
クして移動するスプール６４１を備え、０≦θ≦
θ1においては油路５′とレギユレータ弁６１に設
けられた入力ポート６１６′に連絡するデイテン
ト圧出力用油路７′とを連絡し、θ1≦θ≦100のと
きは油路７′とデイテント弁６４をトルクレシオ
弁６６に連絡する油路６′とを連通する。 スロツトル弁６５は、デイテント弁のスプール
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が配設されたスプー
ル６５１を備え、スプール６４１及びスプリング
６４５を介して伝達されるスロツトル開度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′と連絡するポート６５３の開口面積
を調整し、レギユレータ弁６１に設けられた入力
ポート６１８に連絡するスロツトル圧出力用油路
８′へスロツトル圧を出力する。スプール６５１
は、それぞれ、油路８′から分岐すると共にオリ
フイス６５４及び６５５が設けられた出力用油圧
のフイードバツク用油路９′及び１０′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に出力油圧のフイードバツクを
受けている。 トルクレシオ弁６６は、出力側プーリ２０の可
動フランジ２２に前述のリンク機構５を介してリ
ンクされたスプール６６２を備え、可動フランジ
２２の移動量Ｌが、l3≦Ｌ≦l4（トルク比Ｔがt2≧
Ｔ≧t1）のときは第４図Ａに示す如くスプール６
６２が図示左側部に位置し、スロツトル弁６５に
設けられた出力油圧のフイードバツク用油路９′
と連絡した入力ポート６６４を閉じると共に、デ
イテント弁６４への出力用油路６′をドレインポ
ート６６５に連通して排圧する。可動フランジ２
２の移動量Ｌが第１の設定値であるl3より小さく
l2≦Ｌ＜l3（t3≧Ｔ＞t2）のときは、第４図Ｂに示
す如くスプール６６２が中間部に位置し、油路
９′と連絡するポート６６４とドレインポート６
６６とが連絡し油路９′は排圧される。移動量Ｌ
が第２の設定値であるl2より小さく０≦Ｌ＜l2（t4
≧Ｔ＞t3）のときは、第４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
したポート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プーリ２０の可動フランジ２
２と摺動状態にて軸方向に連動するのであるが、
スプリング、油圧等の押圧力によりスプール６６
２が軸方向へ付勢されていないので、この押圧力
によつて、スプール６６２と連動する連結杆８と
可動フランジ２２の相対回転を生ずる部位の摺動
摩耗等を生じることを防止することができる。 シフト制御機構７０は、一方にスプリング７１
１が配設され他端に設けられた油室７１３からラ
イン圧を受けるスプール７１２を備えたシフト制
御弁７１、油室７１３へライン圧を供給する油路
１′に設けられたオリフイス７２、該オリフイス
７２と油室７１３との間に取り付けられたプレツ
シヤーリミツテイング弁７３、及び電機制御回路
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
動してドレインポート７４１を開き油室７１３を
排圧しているときは、シフト制御弁７１のスプー
ル７１２はスプリング７１１の作用で図示し左方
に移動され、遊星歯車変速機３００の多板クラツ
チ３０２を作動させる油圧サーボに連絡する油路
１３′と多板ブレーキ３０１を作動させる油圧サ
ーボに連絡する油路１４′とをそれぞれドレイン
ポート７１４と７１５とに連絡して排圧させ、多
板クラツチ３０２または多板ブレーキ３０１を解
放させる。ソレノイド弁７４が作動していないと
きはドレインポート７４１は閉ざされ、スプール
７１２は油室７１３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′及び油路４′を上
記油路１３′及び油路１４′に連絡し、多板ブレー
キ３０１又は多板クラツチ３０２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′及び油路１４′の出力油圧をフイードバツクす
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ツチ及び多板ブレーキ
の係合時のシヨツクを防止している。 トルク比制御装置８８は、トルクレシオ制御弁
８１、オリフイス８２と８３、ダウンシフト用ソ
レノイド８４、及びアツプシフト用ソレノイド８
５からなる。トルクレシオ制御弁８１は、一方に
スプリング８１１が背設されたスプール８１２、
それぞれオリフイス８２及び８３を介して油路
１′からライン圧が供給された両端の油室８１５
及び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及びＶベルト
式無段変速機の入力側プーリ１０の油圧サーボに
油路２′を介して連絡する出力ポート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ポート８１３
を備える。ダウンシフト用ソレノイド８４とアツ
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、車速、スロツトル開度によつて電
気的に制御され、それぞれ油室８１５と８１６に
供給される油圧を排圧する。 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。よつ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
段変速機において該ライン圧は入力側プーリ１０
及び出力側プーリ２０の各油圧サーボがＶベルト
Ｃの滑りを生ずることなくトルクの伝達を得られ
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ツトル
開度θをパラメータとして第５図の実線で示す。 車両の発進時には両プーリによつて実現可能な
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、又エンジンブレーキ時にはスロツトル開
度θ＝０においても一転鎖線で示すより高いライ
ン圧特性とすることが望ましい。 本実施例においては、レギユレータ弁６１の出
力であるライン圧は、油圧調整装置６０により、
マニユアル弁６２のシフト位置（Ｌ、Ｄ、Ｎ、
Ｒ、Ｐ）、スロツトル開度θ及び両プーリのトル
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。 Ｄ位置 表１に示すように、マニユアル弁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（第３図参照）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７１
２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ツチ３
０２（第１図参照）の油圧サーボに作用し、車両
は前進可能な状態となる。 (1) トルク比Ｔがt1≦Ｔ≦t2のとき。 第４図Ａに示す如くトルクレシオ弁６６は、
油路１に連絡したポート６６３を閉じ、油路
６′をドレインポート６６５と連通して排圧し
ている。これによりスロツトル開度θの如何に
かかわらず油路７′にデイテント圧（ライン圧
と等しい）は生じない。またスロツトル弁６５
は、油路９′と連絡したトルクレシオ弁６６の
ポート６６４が閉ざされており、スプール６５
１がランド６５６の他にランド６５７にもフイ
ードバツク圧を受けるので、スロツトル開度θ
に対し第６図ハに示す特性のスロツトル圧を油
路８′を経て調整弁６１のレギユレータバルブ
プランジヤー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７図のヘ域お
よび第８図のホに示す如くなる。 (2) トルク比Ｔがt2＜Ｔ≦t3のとき。 第４図Ｂに示す如くトルクレシオ弁６６はポ
ート６６３を閉じており、油路９′とドレイン
ポート６６６とを連通させる。また油路６′は
ポート６６５を通して排圧される。よつてデイ
テント圧は発生せず、スロツトル圧は油路９′
が排圧されスプール６５１のランド６５７にフ
イードバツク圧が印加されなくなつた分だけ増
大し、第６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７図のル域および第８
図のトで示す特性を有する。 (3) トルク比Ｔがt3＜Ｔ≦t4のとき。 第４図Ｃに示す如く油路９′はドレインポー
ト６６６から排圧され、よつてスロツトル圧は
上記(2)と同様第６図のニで表される。しかるに
ポート６６３が開口し油路１′と油路６′とが連
通するので、スロツトル開度θが０≦θ≦θの
範囲内にあり、デイテント弁６４のスプール６
４１が、第３図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′を介してマニユアル弁６
２から排圧されているが、スロツトル開度θが
θ＜θ≦100のときは、スプール６４１が右方
へ動き油路６′と油路７′とが連通し、油路７′
にデイテント圧が生じる。これによりライン圧
は第７図のヲ域および第８図のリに示す如く、
θ＝θでステツプ状に変化する特性となる。 Ｌ位置 マニユアル弁６２において油路５′が油路１′と
連通する。油路３′と油路４′はＤ位置と同じ。 (1) トルク比Ｔがt1≦Ｔ≦t2のとき。 スロツトル開度θが０≦θ≦θのとき、デイ
テント弁６４において油路５′と油路７′とが連
通し、デイテント圧が発生してスロツトルプラ
ンジヤーを押上、高いライン圧を生ずる。θ＜
θ≦100のとき、油路７′は油路６′およびトル
クレシオ弁のドレインポート６６５を経て排圧
されてデイテント圧が発生せず、また、スロツ
トル圧はＤ位置の場合と同じである。よつてラ
イン圧は第９図のルに示す特性となる。 (2) トルク比Ｔがt2＜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、スロツトル弁６５が油路８′を介
して調整弁６１に出力するスロツトル圧が増大
することにあり、これによりライン圧は第９図
のチに示す如き特性曲線で表される。 (3) トルク比Ｔがt3＜Ｔ≦t4のとき。 トルクレシオ弁６６によつて油路６′と油路
１′とが連通され、油路９′はドレインポート６
６６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、デイテ
ント弁６４はスロツトル開度に関係なくデイテ
ント圧を出力し、該デイテント圧および上記(2)
と同じスロツトル圧を入力する調整弁６１は第
９図ヌに示すライン圧を出力する。 Ｒ位置 表に示すように、マニユアル弁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４′が油路１４と連通され、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３０１の油圧サーボに供給さ
れ、車両は後進状態となる。また、油路５′にラ
イン圧が導かれているため、ライン圧はＬ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３０におけるトルク比Ｔを最大のＴ＝
ｔとして使用する。このため、遊星歯車変速機４
０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 マニユアル弁６２において油路３′，４′および
５′がともに排圧されており、Ｄ位置と同じよう
に油路５′が排圧されているためレギユレータ弁
６１の出力であるライン圧はＤ位置と同じように
制御される。 このライン圧調整においてマニユアル弁６２を
Ｄ、Ｎ、Ｐの各シフト位置にシフトしている場
合、トルク比Ｔがt3＜Ｔ≦t4の範囲にあるときの
ライン圧を第８図の特性曲線リの如くスロツトル
開度θ1以下で低く設定したのは、アイドリングな
どスロツトル開度θが小さく且つポンプの吐出量
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量の
減少により油温が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、マニユアル弁６
２がＬ、Ｒの各シフト位置にシフトしている場
合、第９図の特性曲線チ，ルに示す如くトルク比
Ｔがt1≦Ｔ≦t2の範囲で且つスロツトル開度θが
θ％以下の運転条件においてライン圧を高く設定
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５図に一点
鎖線で示されている。このように第７図に示す如
くライン圧を第５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による動力損失を
小さくできるので燃費および燃料消費率が向上で
きる。 以上、述べたように本発明に係るＶベルト式無
段変速機のトルク比検出装置は、一端において前
記可動フランジと連結杆８によつて平行的に連結
され他端は開口された直径の等しい第１のランド
と第２のランドを有するスプール６６２と、前記
油圧サーボと連結された入力油路６６３と、前記
レギユレータ弁と連結された出力油路６′と、排
出油路６６５とからなり、前記第１のランドと第
２のランドによつて前記出力油路と入力油路、出
力油路と排出油路の連通切換を行なうことによ
り、入出力間のトルク比に応じた油圧をレギユレ
ータ弁によつて発生させる。又、スプールはラン
ド差のない直径の等しいランドを有し一端は連結
杆と連結され他端は開口されているので油圧によ
る軸方向の力及び付勢手段による軸方向の力を発
生させることなく油路の連通切換を行なうことが
でき、スプール６６２に連結された連結杆８と可
動フランジの間に押圧力がかからない。 従つて、相対回転が生じる連結杆と可動フラン
ジの当接部において、軸方向の押圧力から生じる
摺動摩耗を防止し、トルクレシオの検出精度を維
持することができる。 更に、前記連結杆８は、該連結杆の他端に突設
された筒部を前記スプールに設けられた突出部に
外嵌させてスプール突出部先端に設けた係止具で
係止すると共に、スプールと連結杆の間にばねを
挿設し、係止具と連結杆の間にスペーサを挿入す
るので、可動フランジとスプールとの相対位置の
調整が可能であり、またスプールと連結杆との係
合は、ばねと調整用Ｅリングとを用いてなされて
いるため、スプールの位置の設定が容易にでき、
組付作業が楽であると共にスプール及びバルブボ
デイの製造誤差や誤組付によるトルクレシオ圧へ
の影響を小さくすることが可能となる。
第１図は本発明のトルク比検出機構を含むＶベ
ルト式無段変速機の断面図、第２図はリンク機構
の分解図、第３図は油圧制御装置の回路図、第４
図Ａ，Ｂ，Ｃはトルクレシオ弁の作動図、第５図
はＶベルト式無段変速機の必要ライン圧を示すグ
ラフ、第６図はスロツトル圧を示すグラフ、第７
図、第８図、第９図はレギユレータ弁（調圧弁）
の出力ライン圧を示すグラフである。 図中、１０……入力側プーリ、２０……出力側
プーリ、Ｃ……Ｖベルト、１１，２１……固定フ
ランジ、１２，２２……可動フランジ、４１……
溝、５……リンク機構、６６……トルクレシオ
弁、７Ａ……スプール、８……連結杆。
ルト式無段変速機の断面図、第２図はリンク機構
の分解図、第３図は油圧制御装置の回路図、第４
図Ａ，Ｂ，Ｃはトルクレシオ弁の作動図、第５図
はＶベルト式無段変速機の必要ライン圧を示すグ
ラフ、第６図はスロツトル圧を示すグラフ、第７
図、第８図、第９図はレギユレータ弁（調圧弁）
の出力ライン圧を示すグラフである。 図中、１０……入力側プーリ、２０……出力側
プーリ、Ｃ……Ｖベルト、１１，２１……固定フ
ランジ、１２，２２……可動フランジ、４１……
溝、５……リンク機構、６６……トルクレシオ
弁、７Ａ……スプール、８……連結杆。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ 入力軸と、 該入力軸に取り付けられた固定フランジ及び可
動フランジと、 該可動フランジに設けられた油圧サーボを有す
る実効径が可変とされる入力側プーリと、 前記入力軸と平行的に配設された出力軸と、 該出力軸に取り付けられた固定フランジ及び可
動フランジと、 該可動フランジに設けられた油圧サーボを有す
る実効径が可変とされる出力側プーリと、 これらプーリ間に張設された駆動用Ｖベルト
と、 前記入力側プーリ及び出力側プーリの何れか一
方の油圧サーボに油圧を供給することにより駆動
ベルトの挟持力を発生させると共に前記入力側及
び出力側プーリのいずれか他方の油圧サーボに油
圧を選択的に供給することにより前記両プーリの
実効径を油圧により調節して入出力間のトルク比
を制御する油圧制御装置とからなるＶベルト式無
段変速機において、 前記油圧制御装置は、油圧源と、該油圧源から
の作動油を前記一方の油圧サーボに供給するライ
ン圧に調圧するレギユレータ弁と、ライン圧を前
記入出力間のトルク比に応じた油圧に制御するト
ルク比検出装置を有し、 該トルク比検出装置は一端において前記可動フ
ランジと連結杆によつて平行的に連結され他端は
開口された直径の等しい第１のランドと第２のラ
ンドを有するスプールと、 前記油圧サーボと連結された入力油路と、 前記レギユレータ弁と連結された出力油路と、
排出油路とからなり、 前記第１のランドと第２のランドによつて前記
出力油路と入力油路、出力油路と排出油路の連通
切換を行なうことを特徴とするＶベルト式無段変
速機のトルク比検出装置。 ２ 前記連結杆は該連結杆の他端に突設された筒
部を前記スプールに設けられた突出部に外嵌させ
てスプール突出部先端に設けた係止具で係止する
と共にスプールと連結杆の間にばねを挿設し係止
具と連結杆の間にスペーサを挿入することで可動
フランジとスプールとの相対位置の調整を可能と
したことを特徴とする特許請求の範囲第１項記載
のＶベルト式無段変速機のトルク比検出装置。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP55123033A JPS5747059A (en) | 1980-09-04 | 1980-09-04 | Torque ratio detecting mechanism of v belt type stepless transmission gear |
| US06/296,447 US4482339A (en) | 1980-09-04 | 1981-08-26 | Reduction ratio detecting mechanism for V-belt type continuously variable transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP55123033A JPS5747059A (en) | 1980-09-04 | 1980-09-04 | Torque ratio detecting mechanism of v belt type stepless transmission gear |
Related Child Applications (2)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP666089A Division JPH01234649A (ja) | 1989-01-13 | 1989-01-13 | Ｖベルト式無段変速機 |
| JP665989A Division JPH01234648A (ja) | 1989-01-13 | 1989-01-13 | Ｖベルト式無段変速機の前後進切換装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5747059A JPS5747059A (en) | 1982-03-17 |
| JPH0211778B2 true JPH0211778B2 (ja) | 1990-03-15 |
Family
ID=14850543
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP55123033A Granted JPS5747059A (en) | 1980-09-04 | 1980-09-04 | Torque ratio detecting mechanism of v belt type stepless transmission gear |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4482339A (ja) |
| JP (1) | JPS5747059A (ja) |
Families Citing this family (12)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US4458318A (en) * | 1981-04-24 | 1984-07-03 | Borg-Warner Corporation | Control arrangement for a variable pulley transmission |
| JPS58207561A (ja) * | 1982-05-27 | 1983-12-03 | Honda Motor Co Ltd | 自動変速プ−リ |
| JPS59106754A (ja) * | 1982-12-09 | 1984-06-20 | Nissan Motor Co Ltd | Ｖベルト式無段変速機の油圧制御装置 |
| JPS59159454A (ja) * | 1983-02-26 | 1984-09-10 | Aisin Warner Ltd | 車両用無段変速機 |
| US4706518A (en) * | 1984-04-30 | 1987-11-17 | Aisin Warner Kabushiki Kaisha | Automatic transmission having C.V.T. system for a vehicle |
| US4627308A (en) * | 1984-04-30 | 1986-12-09 | Aisin Warner Kabushiki Kaisha | Automatic transmission for a vehicle |
| JPS60252867A (ja) * | 1984-12-11 | 1985-12-13 | Toyota Motor Corp | ベルト式無段変速装置と補助変速装置を備えた変速機 |
| JPS6121665U (ja) * | 1984-07-13 | 1986-02-07 | 東京製綱株式会社 | ゴンドラリフト用握索位置制御装置 |
| JP3611968B2 (ja) * | 1998-06-26 | 2005-01-19 | 本田技研工業株式会社 | 金属ｖベルトの厚さ設定方法 |
| GB2368102B (en) * | 2000-10-19 | 2005-03-09 | Gen Motors Corp | Transmission decoupling device |
| WO2003091067A2 (en) * | 2002-04-26 | 2003-11-06 | Wilson Larry J | Theft deterrent wheel fastener cap assembly and method |
| EP2916039A4 (en) * | 2013-02-14 | 2016-04-13 | Aisin Aw Co | POWER TRANSMISSION DEVICE |
Family Cites Families (11)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US3044316A (en) * | 1955-01-07 | 1962-07-17 | Lloyd M Forster | Continuously variable transmission and automatic control |
| US3052132A (en) * | 1958-12-12 | 1962-09-04 | Reimers Getriebe Kg | Control mechanism for infinitely variable gears |
| US3015964A (en) * | 1959-11-23 | 1962-01-09 | Takanosuke Oki | Stepless speed changing means |
| US3110189A (en) * | 1961-01-25 | 1963-11-12 | Reimers Getriebe Kg | Infinitely variable pulley gear |
| DE1455865A1 (de) * | 1965-03-10 | 1969-06-19 | Piv Antrieb Reimers Kg Werner | Vorrichtung zur Veraenderung der Verstellgeschwindigkeit zur Verwendung in Fahrzeugen bestimmter,hydraulisch gesteuerter,stufenlos verstellbarer Getriebe |
| NL165821C (nl) * | 1976-02-09 | 1981-05-15 | Doornes Transmissie Bv | Traploos variabele overbrenging. |
| NL162183C (nl) * | 1976-02-09 | 1980-04-15 | Doornes Transmissie Bv | Traploos variabele aandrijving. |
| IT1072036B (it) * | 1976-11-24 | 1985-04-10 | Sira | Circzito di controllo a due andature per variatori automatici di rapporto a cinghia trapezoidale particolarmente per autoveicoli |
| DE2846580C2 (de) * | 1978-10-26 | 1982-12-09 | P.I.V. Antrieb Werner Reimers GmbH & Co KG, 6380 Bad Homburg | Stufenlos einstellbares Kegelscheibengetriebe |
| NL7811192A (nl) * | 1978-11-13 | 1980-05-16 | Doornes Transmissie Bv | Werkwijze en inrichting voor het regelen van een trap- loos variabele transmissie van een motorvoertuig. |
| DE3028490C2 (de) * | 1980-07-26 | 1983-01-13 | P.I.V. Antrieb Werner Reimers GmbH & Co KG, 6380 Bad Homburg | Stufenlos einstellbares Kegelscheibengetriebe |
-
1980
- 1980-09-04 JP JP55123033A patent/JPS5747059A/ja active Granted
-
1981
- 1981-08-26 US US06/296,447 patent/US4482339A/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| US4482339A (en) | 1984-11-13 |
| JPS5747059A (en) | 1982-03-17 |
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| JPH0527775B2 (ja) |