(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
同軸上に対向配置された入出力ディスクと、該入出力ディスク間で摩擦係合により動力の受渡しを行うよう、入出力ディスクの軸心周りに配置された複数の摩擦ローラと、該摩擦ローラを傾動自在に支持するとともに、入出力ディスクの軸心に直交する軸方向に移動可能なローラ支持部材と、油圧シリンダに摺動自在に設けられ、第１および第２の油室間の差圧に応じて前記ローラ支持部材を移動させる油圧作動ピストンと、弁体内部に摺動自在に設けられるスプールの変位量に応じて、入力される元圧を前記第１または第２の油室のうちの一方の油室へ供給して前記差圧を制御する変速制御弁とを具え、
前記変速制御弁は前記第１の油室に元圧を供給することで減速側へ変速させ、前記第２の油室に元圧を供給することで増速側へ変速させるトロイダル型無段変速機の変速制御装置において、
前記変速制御弁が前記第１の油室に元圧を供給する際に、この元圧を減圧して第２の油室に供給することによって前記差圧の増大を制限する差圧制限手段を設けたことを特徴とするトロイダル型無段変速機の変速制御装置。
【請求項２】
前記差圧制限手段は、前記変速制御弁に入力される元圧側の油路と、前記第２の油室の油圧を排出する前記変速制御弁の油路との間に配設され、前記元圧を所定圧に減圧して前記第２の油室の油圧を排出する前記変速制御弁の油路に供給し、前記第２の油室の油圧の最小値を制限するようにしたことを特徴とする請求項１に記載のトロイダル型無段変速機の変速制御装置。
【請求項３】
前記差圧制限手段は、前記変速制御弁からの元圧を前記第２の油室に供給する油路中に配設されるとともに、前記変速制御弁に入力される元圧側の油路が分岐して接続され、前記元圧を所定圧に減圧して前記第２の油室に供給し、前記第２の油室の油圧の最小値を制限するようにしたことを特徴とする請求項１に記載のトロイダル型無段変速機の変速制御装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、トロイダル型無段変速機の変速制御装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
トロイダル型無段変速機は、主軸上に対向配置される入出力ディスクおよび、これら入出力ディスク間で摩擦係合により動力の受渡しを行う摩擦ローラを主要な要素とする無段変速機構を具え、摩擦ローラの傾動により変速比を無段階に設定するものである。
【０００３】
こうした従来技術には、例えば、図７に示す、本願出願人が提案した特開平５−３９８４７号公報に記載のものがある。図７は、無段変速機構における片側部分（摩擦ローラ18d）について示したものであるが、他の片側部分については、基本的にはほぼ同様の構造であることから説明を省略する。
【０００４】
摩擦ローラ（以下、パワーローラという）18dは、主軸に直交する軸線Ｏ2上を移動可能なローラ支持部材（以下、トラニオンという）105に傾動自在に支持される。トラニオン105はそれぞれ、油圧作動ピストン107と連動し、このピストン107で区切られたＨｉ側油室101およびＬｏｗ側油室102間の差圧に応じて移動する。
【０００５】
Ｈｉ側油室101およびＬｏｗ側油室102はそれぞれ、ライン圧ＰLを元圧とする変速制御弁70が接続されている。変速制御弁70は、ダウンシフトを欲する際には、スプール73の移動に応じてライン圧ＰLをＬｏｗ側油室102に供給すると共に、Ｈｉ側油室101をドレンしてトラニオン105を入力（出力）ディスク18aの軸心Ｏ3に直交する軸線Ｏ2方向下向きに移動させる。また、変速制御弁70は、アップシフトを欲する際には、スプール73の移動に応じてライン圧ＰLをＨｉ側油室101に供給すると共に、Ｌｏｗ側油室102をドレンしてトラニオン105を入力ディスク18aの軸心Ｏ3に直交する軸線Ｏ2方向上向きに移動させる。
【０００６】
このトラニオン105の移動と連動して、パワーローラ18dが入力ディスク18aに対して相対移動すると、パワーローラ18dが入力ディスク18aから受ける力の方向が変化するため、引き摺られて傾動する。
【０００７】
変速比は、Ｈｉ側油室101の油圧ＰHiとＬｏｗ側油室102の油圧ＰLowとの差圧に応じて変化するものであるから、変速制御弁70によって差圧を制御することで任意の変速比を設定できる。
【０００８】
図８は、変速制御弁70におけるスプール73のストローク量ｘcに対するＨｉ側油室101の油圧ＰHiおよびＬｏｗ側油室102の油圧ＰLowを示した特性図であり、Ｈｉ側油室101の油圧ＰHiは破線で、Ｌｏｗ側油室102の油圧ＰLowは実線で示す。
【０００９】
図面左側の斜線領域（Ｕｐ）は、Ｈｉ側油室101の油圧ＰHiがＬｏｗ側油室102の油圧ＰLowに比べて高いアップシフト領域であり、図面右側の斜線領域（Ｄｏｗｎ）は、Ｈｉ側油室101の油圧ＰHiがＬｏｗ側油室102の油圧ＰLowに比べて低いダウンシフト領域である。
【００１０】
変速制御弁70は、図８の如く、変速制御弁70内を摺動するスプール73のストローク量ｘcに応じてＨｉ側油圧ＰHiまたはＬｏｗ側油圧ＰLowによる差圧を制御するものであって、変速制御弁70のスプール73をステップモータ（図示せず）でストロークさせることによって行われ、その差圧の大きさが大きくなるほど、変速スピードは速くなる。
【００１１】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記トロイダル型無段変速機の変速制御装置では、変速制御弁のバルブスティックや、外乱などによるステップモータの誤作動などによって、急変速が発生する可能性がある。特に、変速制御弁のスプールがダウンシフト側に大きくストロークした状態でバルブスティックすると、ダウンシフト方向の差圧が運転者の意思とは無関係に大きくなり、ダウンシフトの変速スピードが必要以上に高くなって、運転者が予期しない急ダウンシフトが発生してしまうことを考慮しなければならない。
【００１２】
この場合の対策としては、例えば、変速制御弁に収納されたスプールのストロークを規制してダウンシフトを発生させる差圧の最大値を制限することにより、急ダウンシフトを防止する方法が考えられる。
【００１３】
ところが、変速制御弁のストロークを規制することによって差圧を制限する場合、ライン圧の変動により通常の変速制御時に必要な差圧が得られなくなる。
【００１４】
本発明の解決すべき課題は、上述の事実に鑑みてなされたものであり、変速制御弁のストロークを規制することなく、過剰な差圧が供給されることによって生じる急ダウンシフトを防止することを目的とする。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
この目的のため、第１発明によるトロイダル型無段変速機の変速制御装置は、同軸上に対向配置された入出力ディスクと、該入出力ディスク間で摩擦係合により動力の受渡しを行うよう、入出力ディスクの軸心周りに配置された複数の摩擦ローラと、該摩擦ローラを傾動自在に支持するとともに、入出力ディスクの軸心に直交する軸方向に移動可能なローラ支持部材と、油圧シリンダに摺動自在に設けられ、第１および第２の油室間の差圧に応じて前記ローラ支持部材を移動させる油圧作動ピストンと、弁体内部に摺動自在に設けられるスプールの変位量に応じて、入力される元圧を前記第１または第２の油室のうちの一方の油室へ供給して前記差圧を制御する変速制御弁とを具え、前記変速制御弁は前記第１の油室に元圧を供給することで減速側へ変速させ、前記第２の油室に元圧を供給することで増速側へ変速させるトロイダル型無段変速機の変速制御装置において、前記変速制御弁が前記第１の油室に元圧を供給する際に、この元圧を減圧して第２の油室に供給することによって前記差圧の増大を制限する差圧制限手段を設けたことを特徴とするものである。
【００１６】
第２発明によるトロイダル型無段変速機の変速制御装置は、第1発明において、前記差圧制限手段は、前記変速制御弁に入力される元圧側の油路と、前記第２の油室の油圧を排出する前記変速制御弁の油路との間に配設され、前記元圧を所定圧に減圧して前記第２の油室の油圧を排出する前記変速制御弁の油路に供給し、前記第２の油室の油圧の最小値を制限するようにしたことを特徴とするものである。
【００１７】
第３発明によるトロイダル型無段変速機の変速制御装置は、第1発明において、前記差圧制限手段は、前記変速制御弁からの元圧を前記第２の油室に供給する油路中に配設されるとともに、前記変速制御弁に入力される元圧側の油路が分岐して接続され、前記元圧を所定圧に減圧して前記第２の油室に供給し、前記第２の油室の油圧の最小値を制限するようにしたことを特徴とするものである。
【００１８】
【発明の効果】
第１発明によるトロイダル型無段変速機の変速制御装置は、第１の油室に元圧を供給する際に、この元圧を減圧して第２の油室に供給することによって、減速側へ変速する際の最大差圧を制限する差圧制限手段を設けたことにより、変速制御弁の誤作動によって変速制御弁が第１の油室に対して所定圧より大きな元圧を供給しても、差圧制限手段によって第１および第２の油室間の差圧を制限して、通常のダウンシフトに必要な差圧の最大値を取るように制御することができる。
【００１９】
このため、変速制御弁のストロークを規制することなく、変速比を大きくする側の差圧の最大値を制限し、変速スピードが必要以上に高くなることを防止して、急ダウンシフトを防止することができる。
【００２０】
従って、第１発明によれば、既存の変速制御弁を何等変更することなく、変速制御弁の動作に起因する過剰な差圧が供給されることによって生じる急ダウンシフトを防止することができる。
【００２１】
第２発明によるトロイダル型無段変速機の変速制御装置は、前記差圧制限手段が、前記変速制御弁に入力される元圧側の油路と、前記第２の油室の油圧を排出する前記変速制御弁の油路との間に配設され、前記元圧を所定圧に減圧して前記第２の油室の油圧を排出する前記変速制御弁の油路に供給し、前記第２の油室の油圧の最小値を制限するから、第１発明の作用効果を簡単な構成で実現することができる。
【００２２】
第３発明によるトロイダル型無段変速機の変速制御装置は、前記差圧制限手段が、前記変速制御弁からの元圧を前記第２の油室に供給する油路中に配設されるとともに、前記変速制御弁に入力される元圧側の油路が分岐して接続され、前記元圧を所定圧に減圧して前記第２の油室に供給し、前記第２の油室の油圧の最小値を制限するようにしたから、第１発明の作用効果を簡単な構成で実現することができる。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づき詳細に説明する。なお、無段変速機構は従来と同様であり、各実施形態を説明する上で、図９を参照するものとする。
【００２４】
図１は、本発明を適用し得るデュアルキャビティ型トロイダル変速機構であって、トロイダル無段変速機構の油圧作動ピストンを簡略化して併せて示した回路図であり、また、図２は、本発明装置の第一実施形態を示した回路図である。
【００２５】
図１の回路図で伝動列を説明すると、第１無段変速機構18は、対向面がトロイダル曲面に形成される一対の入出力ディスクと、これら入出力ディスクの対向面間に摩擦接触されると共にトルク伝達軸16に関し対称配置される一対のパワーローラ18ｃ、18ｄと、これらパワーローラをそれぞれ傾転可能に支持するトラニオン104，105および油圧アクチュエータとしてのサーボピストン106，107を具える。なお、第２無段変速機構20も同様、対向面がトロイダル曲面の入出力ディスク、一対のパワーローラ20ｃ，20ｄおよびその支持機構並びにサーボピストン116，117を具えるが、第１無段変速機構18と作用が等しいため、その説明を省略する。
【００２６】
第１無段変速機構18のパワーローラ18ｃ，18ｄをそれぞれ回転可能に支持するトラニオン104，105は、これの軸を中心として回転可能かつ軸方向に移動可能に支持される。トラニオン104，105には、それぞれ各シリンダのピストン106，107の上下（図中では左右各側）に、それぞれ先に述べたＨｉ側油室101およびＬｏｗ側油室102を画成する。ここで、パワーローラ18ｃ側とパワーローラ18ｄ側とでは、互いにＨｉ側油室101およびＬｏｗ側油室102との関係は逆である。パワーローラ18ｃ，18ｄの入出力ディスクとの接触位置半径を代えて変速比を変化させる場合に、各シリンダの油室に作用する油圧によりピストン106とピストン107は互いに逆方向に上下動可能であり、Ｌｏｗ側油室102の油圧を相対的に上昇させると減速側への変速を行う。その後、変速比が目標値に近づくと、Ｈｉ側油圧101の油圧が上昇しＬｏｗ側油室102とＨｉ側油圧101との油圧差が小さくなる。それに伴い変速速度は遅くなり、変速を終了する。
【００２７】
ここで図７を参照すると、上記の変速比制御において実変速比が指令された目標変速比となるようにフィードバック機構を有する。フィードバック機構は、ピストン107と一体でトラニオン105の回転軸部と一体回転する延長軸部がバルブボディ部を貫通した部分において、この延長軸部下端に結合して設けたプリセスカム121と、軸123に枢支されたＬ字リンク122とにより構成し、このリンク122の一方のアームをカム121の斜面（カム面）121ａと線接触（Ｔ）させ、他方のアームは調整ねじ124を介し前進用変速制御弁70のフィードバック弁体としてのスプール73へ当接させ、実際の変速比（以下、実変速比という）を変速制御弁70へフィードバックさせる（フィードバック量は、比Ｌ2／Ｌ1に応じて設定される）。
【００２８】
図２は、トロイダル変速機構のパワーローラアクチュエータとして機能する油圧作動ピストンに差圧を供給するための油圧回路を示し、変速制御弁70が第１の油室であるＬｏｗ側油室102に元圧であるライン圧ＰLを供給する際に、このライン圧ＰLを減圧して第２の油室であるＨｉ側油室101に供給するものである。
【００２９】
変速制御弁70は、変速比を指令する電気信号に応じて作動するステップモータ（図示せず）を設け、スプール73が、前進時、前記ステップモータの作動に応じて、第１，第２無段変速機構18，20のＨｉ側油室101およびＬｏｗ側油室102に対する油圧の配分の調整をなし、所定の変速比を実現する。
【００３０】
また、変速制御弁70にはポート70ｄ，70ｅ，70ｆ，70ｇ，70ｈが設けられている。ポート70ｆは、これを油路150に接続し、変速制御弁70に供給する元圧として、この油路のライン圧ＰLを用い、これを変速制御圧力とする。ポート70ｇおよびポート70ｈには、それぞれ油路174，175を接続し、これら油路は、正逆切換弁81を介しその前進時切換状態においては、油路174をＨｉ側油室101への油路176に、油路175をＬｏｗ側油室102への油路177に、それぞれ通ずるものとする。
【００３１】
また、ポート70ｄは、ポート70ｇまたは70ｈからの油圧をドレンするために用いられ、さらにポート70ｅは、後述の変速差圧弁200に接続されている。
【００３２】
前後進検出部材77は、前進用クラッチが締結された前進状態では、前後進検出部材77は図２の実線にて示すように反時計方向に回動した状態にあり、正逆切換弁81のスプール81ｂを図中下方位置にある状態とする。かかる状態では、前進用変速制御弁70からの油路174，175が油路176，177に通じ、Ｈｉ側油室101とＬｏｗ側油室102の油圧が変速制御弁70によって制御される。変速制御弁70の図中下方位置への移動はＨｉ側の変速（アップシフト）を、また、上方位置への移動はＬｏｗ側の変速（ダウンシフト）をそれぞれ示すが、変速制御にあたり、ステップモータを作動させて変速指令部材72を所定位置に移動させると、これに応じてスプール73が移動する。
【００３３】
本実施形態では、差圧制限手段の一例としての変速差圧弁200が変速制御弁70に入力される元圧側の油路150と、Ｈｉ側油室101の油圧を排出する変速制御弁70の油路151との間に配設されている。変速差圧弁200は、バルブボディ内を摺動自在に配設されたスプール202を具え、Ｈｉ側油室101と変速制御弁70を介して連通するポート200ａ，200ｂ（Ｌｏｗ側油室102）と、ライン圧供給油路150に接続されたポート200ｃ，200ｄとドレンポート200ｅとが形成されている。
【００３４】
ここで、スプール202のランド部202ａの左端面に作用する油圧ＰHiによる力をＦHiとし、ばね201のばね力をＦs1、また、ランド部202ｂの右端面に作用する油圧ＰLow（ライン圧ＰL）による力ＦLとすると、スプール202は、ＦHi、Ｆs1およびＦLによる力の釣り合いによって摺動する。但し、スプール202における釣り合いの関係は、
ＦL＝ＦHi＋Ｆs1  ・・・  （１）
で表される。
【００３５】
また、ばね201のばね力Ｆs1は、ばね定数k1、スプール202のストローク量をｘ1とすると、Ｆs1（ｘ1）＝k1・ｘ1で表される。これにより、ランド部202ａの左端面の面積をＡ1とすると、油圧ＰHiは、上式（１）より、ＰHi＝｛ＦL−Ｆs1（ｘ1）／Ａ1｝となる。
【００３６】
ここで、第１実施形態の作用を説明する。
【００３７】
ダウンシフト時は、変速制御弁70のスプール73が図面上方向に移動して、油路150と油路175とを連通させて変速制御弁70に入力されるライン圧ＰLをＬｏｗ側油室102に供給するとともに、油路174と油路151とを連通させてＨｉ側油室101の油圧を変速差圧弁200に排出する。
【００３８】
変速差圧弁200には、ポート200ｃ，200ｄにライン圧ＰL（Ｌｏｗ側油圧ＰLowに相当）が供給されるとともに、ポート200ａ，200ｂにＨｉ側油圧ＰHiが供給される。このとき、スプール202はポート200ｃからのライン圧ＰLが上昇するに伴いばね201のばね力に抗して図中左側に移動する。これにより、変速差圧弁200は、油路150および油路151との間に所定の差圧を生じさせ、ダウンシフトがさらに進むと、スプール202は油路151とドレンポート200ｅを連通させる。
【００３９】
変速制御弁70におけるスプール73のストローク量に応じた油圧ＰHiおよび油圧ＰLowの関係は、図３に示す如くなる。図３は、変速制御弁70におけるスプール73のストローク量ｘcに対するＨｉ側油室101の油圧ＰHiおよびＬｏｗ側油室102の油圧ＰLowを示した特性図であり、Ｈｉ側油室101の油圧ＰHiは破線で、Ｌｏｗ側油室102の油圧ＰLowは実線で示す。
【００４０】
図３を参照すると、変速差圧弁200によって、変速制御弁70におけるスプール73のストローク量ｘcに対応する油圧ＰLowは、ドレンの状態からライン圧ＰLが供給されて上昇し、また、油圧ＰHiは最大圧（本形態ではライン圧ＰL）の状態から下降している。
【００４１】
しかしながら、Ｈｉ側油圧ＰHiが減少する割合は、Ｌｏｗ側油圧ＰLowが増加する割合よりも小さく済んでいる。なお、このとき、ダウンシフト方向の差圧ΔＰdownは、ばね201のばね定数ｋ1に依存する。つまり、ダウンシフト時において、変速差圧弁200は、油路150のライン圧ＰLを所定圧に減圧してＨｉ側油室101の油圧ＰHiを排出する変速制御弁70の油路151に供給し、このＨｉ側油圧ＰHiの最小値を制限することにより、油路174のＨｉ側油圧ＰHiが急激に減圧することを防止する。
【００４２】
ところで、トロイダル型無段変速機のパワーローラ18ｃ，18ｄは、図９に示す如く、パワーローラ18ｃ（18ｄ）の回転軸線Ｏ1が入出力ディスク軸線Ｏ3に対して直交する非オフセット位置（以下、中立位置という）となるように決定されており、これを中立状態という。
【００４３】
トロイダル型無段変速機の変速は、油圧作動ピストン107によってトラニオン105が軸線Ｏ2に沿って上下動することにより行われる。具体的には、以下のような作用をもたらす。
【００４４】
油圧作動ピストン107は、目標とする変速比に相当する差圧に応じてストロークし、トラニオン105を軸線Ｏ2に沿って上向きまたは下向きに移動させる。このとき、パワーローラ回転軸線Ｏ1は、ディスク軸線Ｏ3に対してオフセットした状態になる。このように、パワーローラがオフセットすることで、パワーローラ18ｃ，18ｄは、回転ディスク18ａから引き摺り力を受けてトラニオン軸線Ｏ2周りをディスク面に沿って傾動し、実変速比の変化が開始される。
【００４５】
実変速比はフィードバック機構によって油圧ピストンにフィードバックされ、実変速比が目標変速比に達すると、油圧作動ピストン107はパワーローラのオフセットを０として、実変速比が目標変速比を維持するようにする。
【００４６】
つまり、油圧作動ピストン107は、実変速比が目標の変速比となるようにパワーローラ18ｃ，18ｄのオフセット量を制御している。
【００４７】
上記のことから、変速制御弁70は、スプール73のストローク量ｘcに応じてＨｉ側油室101とＬｏｗ側油室102との間の差圧を変化させ、油圧作動ピストン107をストロークさせている。パワーローラ18ｃ，18ｄの中立状態は本来、図３に示す如く、Ｈｉ側油圧ＰHiおよびＬｏｗ側油圧ＰLowが等しく、差圧が０となる変速制御弁ストローク位置ｘc＝ｘc0で確保される。
【００４８】
このため、本来中立状態であるストローク位置ｘc＝ｘc0より右側の斜線で示す領域（Ｄｏｗｎ）ではダウンシフトを発生させる差圧となり、ストローク位置ｘc＝ｘc0より左側の斜線で示す領域（Ｕｐ）ではアップシフトを発生させる差圧となるため、アップシフト領域がダウンシフト領域に比べて大きくなる。
【００４９】
そこで、本実施形態を考察すると、トロイダル型無段変速機では、伝達トルクが入力されるときには、パワーローラ18ｃ，18ｄには前記引き摺り力をキャンセルするために反対方向の力（以下、保持力）をパワーローラ18ｃ，18ｄに作用させることで中立状態を保持している。即ち、本実施形態において、前記引き摺り力によってパワーローラ18ｃ，18ｄが移動しようとする方向は、ダウンシフト方向のため、実際に中立状態を確保するためのストローク位置は、パワーローラ18ｃ，18ｄに保持力を作用させるアップシフト方向の位置となる。
【００５０】
しかして引き摺り力は、変速機に入力される伝達トルクの応じて変化するため、実際の中立位置も、伝達トルクの応じて変化する。
【００５１】
伝達トルクが大きくなると、引き摺り力も大きくなるため、実際の中立位置もさらにアップシフト方向に移動する。このため、伝達トルクが最大のときの中立位置がストローク位置ｘc＝ｘc2の場合、伝達トルクが生じない状態と比べて、実際にはアップシフト方向の差圧ΔＰc2を発生させている。また、伝達トルクが最小のときの中立位置がストローク位置ｘc＝ｘc3の場合でも、伝達トルクが生じない状態と比べて、実際にはアップシフト方向の差圧ΔＰc3を発生させている。従って、実際には、中立位置が変化することによって、ダウンシフトを発生させる領域（Ｄｏｗｎ）も変化する。
【００５２】
ストローク位置ｘc＝ｘc4を考えてみると、中立状態がストローク位置ｘc＝ｘc2のときに発生させ得るダウンシフト方向の相対的な差圧の最大値ΔＰdown（ｘc2）は、ΔＰdown（ｘc2）＝ΔＰc0＋ΔＰc2であり、また、中立状態がストローク位置ｘc＝ｘc3のときに発生させ得るダウンシフト方向の相対的な差圧の最大値ΔＰdown（ｘc3）は、ΔＰdown（ｘc3）＝ΔＰc0＋ΔＰc3である。ΔＰc2＞ΔＰc3のため、最大値ΔＰdown（ｘc2）は、中立状態がストローク位置ｘc＝ｘc3のときに発生させ得るダウンシフト方向の相対的な差圧の最大値ΔＰdown（ｘc3）よりも大きくなる。
【００５３】
このように入力トルクが時々刻々と変化して一定ではないトロイダル型無段変速機に対しては、変速制御弁70のスプール73のストローク量を制限して急ダウンシフトを防止できても、上記した中立位置の変動を考慮することはできない。従って、この点からみても、本実施形態装置は優れた作用効果が得られる。
【００５４】
本実施形態の構成では、特に、変速機に伝達トルクが入力されない場合の中立位置が図１０の従来技術に比べて右側にずれている。ダウンシフト領域が狭くなり、ダウンシフト方向の変速スピードが低下することが考えられるが、上記のように、変速機に伝達トルクが入力されると中立位置がずれるため、ダウンシフト側のストローク量を確保することができるようになるために問題とならないことを付記する。
【００５５】
図６は、変速制御弁70におけるスプール73のストローク量ｘcに対するダウンシフト方向の差圧ΔＰdownを示した作用図であって、本実施形態における作用を一点鎖線Ａで示し、併せて、従来装置における作用を実線Ｄで示す。
【００５６】
図６を参照すると、従来装置では、差圧ΔＰdownはスプール73のストローク量ｘcに比例して大きくなり、スプール73の最大ストローク量ｘcmaxに対して差圧ΔＰcmaxが最大差圧となる。
【００５７】
これに対して本実施形態で得られる差圧ΔＰdownは、常に、実線Ｄよりも傾きが緩やかな一点鎖線Ａの値を取る。従って、スプール73の最大ストローク量ｘcmaxで得られる最大差圧は、差圧ΔＰcmaxよりも低い差圧ΔＰcとなる。
【００５８】
つまり、本実施形態では、差圧ΔＰdownが、急ダウンシフトを発生させる直前の差圧ΔＰcを越えないように、ばね201のばね定数ｋ1を設定することで、急ダウンシフトを防止することができる。
【００５９】
また図６から明らかなように、スプール73のストローク量ｘcに対する差圧ΔＰdownの変化量が小さく、即ち、変速制御弁70が実際に供給する差圧に対する応答性が低くなるため、例えば、ステップモータの誤作動によって、変速制御弁70の制御にノイズが含まれる場合であっても、差圧ΔＰdownに現れるノイズの影響を低減することができる。
【００６０】
従って、本実施形態によれば、変速制御弁70の誤作動によって変速制御弁70がＬｏｗ側油室102に対して所定圧よりも大きなライン圧ＰLを供給しても、変速差圧弁200によってＨｉ側油室101およびＬｏｗ側油室102間の差圧を制限して、通常のダウンシフトに必要な差圧の最大値を取るように制御することができる。
【００６１】
このため、変速制御弁70のストロークを規制することなく、変速比を大きくする側の差圧の最大値を制限し、変速スピードが必要以上に高くなることを防止して、急ダウンシフトを防止することができる。
【００６２】
従って、第１実施形態によれば、既存の変速制御弁70を何等変更することなく、変速制御弁70の動作に起因する過剰な差圧が供給されることによって生じる急ダウンシフトを防止することができる。
【００６３】
特に、変速差圧弁200が、変速制御弁70に入力される元圧側の油路150と、Ｈｉ側油室101の油圧ＰHiを排出する変速制御弁70の油路151との間に配設され、ライン圧ＰLを所定圧に減圧してＨｉ側油室101の油圧ＰHiを排出する変速制御弁70の油路151に供給し、Ｈｉ側油室101の油圧ＰHiの最小値を制限するから、上記作用効果を簡単な構成で実現することができる。
【００６４】
図４は、本発明の第２の実施形態であって、油圧作動ピストンに差圧を供給するための油圧回路を示し、変速制御弁70がＬｏｗ側油室102にライン圧ＰLを供給する際に、このライン圧ＰLを減圧してＨｉ側油室101に供給するものである。
【００６５】
第２の実施形態では、差圧制限手段である変速差圧弁220が変速制御弁70からのライン圧ＰLをＨｉ側油室101に供給する油路174中に配設されるとともに、変速制御弁70に入力される油路150から油路152が分岐して接続されている。変速差圧弁220は、弾性部材（本形態ではばね221）で支持されたスプール222を具え、ライン圧ＰLが供給されるポート220ａと、ダウンシフト時に、Ｈｉ側油室101と正逆切換弁81を介して連通するポート220ｃ,220dと、Ｌｏｗ側油室102と連通するポート220ｆと、ポート220ｃからの油圧ＰLowを変速制御弁70のポート70ｇに連通するポート220ｂとが形成されている。
【００６６】
ここで、スプール222のランド部222ａの上端面に作用するＨｉ側油室101の油圧ＰHiによる力をＦHi、スプール222のランド部222ａの上端面に作用するばね221の力をＦs3(x3)、スプール222のランド部222ｂの下端面に作用するＬｏｗ側油室102の油圧ＰLowによる力をＦLowと置くと、スプール222は、ＦHi、Ｆs3(x3)，ＦLowの釣り合いによって摺動する。但し、スプール222における釣り合いの関係は、
ＦLow  ＝Ｆs3(x3)     (x3＜x3d)
＝Ｆs3(x3d)     (x3≧x3d)      …  （３）
で表される。
【００６７】
また、ばね221のばね力Ｆs3(x3)は、ばね定数をｋ3、スプール222のストローク量をｘ3とすると、Ｆs3(x3)＝ｋ3・ｘ3で表される。これにより、ランド部222ｂの下端面の面積をＡ3とすると、油圧ＰHiは、上式（３）より、ＰLow＝ＦLow／Ａ3となる。
【００６８】
ここで、第２実施形態の作用を説明する。
【００６９】
ダウンシフト時は、変速制御弁70のスプール73が図面上方向に移動して、油路150と油路175とを連通させて変速制御弁70に入力されるライン圧ＰLをＬｏｗ側油室102に供給するとともに、油路174と油路151とを連通させてＨｉ側油室101の油圧を変速差圧弁220で調圧する。
【００７０】
変速差圧弁220には、ポート220ａにライン圧ＰL（Ｌｏｗ側油圧ＰLowに相当）が供給されるとともに、ポート200ｃ，200ｄにＨｉ側油圧ＰHiが供給される一方、ポート220ｅに油路175からライン圧ＰL（Ｌｏｗ側油圧ＰLowに相当）が供給される。このとき、スプール222はポート220ｅからのライン圧ＰLがばね221のばね力に抗して図中上側に移動する。これにより、変速差圧弁220は、油路152からのライン圧ＰLと、油路174からのＨｉ側油圧ＰHiとの間に所定の差圧を生じさせ、ダウンシフトがさらに進むと、スプール222は油路174とドレンポート220ｅとを連通させる。
【００７１】
変速制御弁70におけるスプール73のストローク量ｘcに応じた油圧ＰHiおよび油圧ＰLowの関係は、図５に示す如くなる。図５は、変速制御弁70におけるスプール73のストローク量ｘcに対するＨｉ側油室101の油圧ＰHiおよびＬｏｗ側油室102の油圧ＰLowを示した特性図であり、Ｈｉ側油室101の油圧ＰHiは破線で、Ｌｏｗ側油室102の油圧ＰLowは実線で示す。
【００７２】
図５を参照すると、油圧ＰHiは、最大圧（ライン圧ＰL）の状態からドレンされて徐々に下降し、変速制御弁70におけるスプール73のストローク量ｘcが位置ｘcLに達すると、ドレンポート220bからドレンされる状態からライン圧ＰLが供給される状態へと切り換わるために上昇する。つまり、変速差圧弁220の作用によって、変速制御弁70におけるスプール73のストローク量ｘcに対応する油圧ＰHiは、ドレンの状態からライン圧ＰLが供給されて上昇する。また、油圧ＰLowは、変速制御弁70におけるスプール73のストロークｘcに比例した油圧が供給されて上昇する。従って、ダウンシフト時において、変速差圧弁220は、ライン圧ＰLを所定圧に制限してＨｉ側油室101に供給し、油路174のＨｉ側油圧ＰHiが急激に減圧することを防止する。
【００７３】
ここで再び図６を参照し、本実施形態における作用を示す二点破線Ｃを見ると、本実施形態で得られる差圧ΔＰdownは、スプール73のストローク量ｘcが位置ｘcLに達するまでは、従来装置である実線Ｄと同一値を取る（以下、第１の変化量における領域β1という）。しかしながら、本実施形態得られる差圧ΔＰdownは、変速制御弁70におけるスプール73のストローク量ｘcが位置ｘcLに達すると、差圧ΔＰdownの変化量が０の一定値ΔＰcを取り（以下、第２の変化量における領域β2という）、スプール73の最大ストローク量ｘcmaxで得られる最大差圧は、差圧ΔＰcmaxよりも低い差圧ΔＰcとなる。
【００７４】
従って、変速制御弁70におけるスプール73のストローク量ｘcが位置ｘcLに達したときの差圧ΔＰdownが、急ダウンシフトを発生させる直前の差圧ΔＰcを越えないように、ばね221のばね定数ｋ3およびスプール222のストローク位置ｘ3dを設定することで、急ダウンシフトを防止することができる。
【００７５】
また、図６から明らかなように、スプール222のストローク量が位置ｘ3dとなるときの変速制御弁70におけるスプール73のストローク位置ｘcLを境に、ダウンシフト時の変速スピードは一定値となる。
【００７６】
この場合、変速差圧弁220によって差圧特性が変化するのは、変速制御弁70におけるスプール73のストローク量が位置ｘcLよりも大きくなる第２の変化量における領域β2だけなので、ストローク量が位置ｘcLよりも小さい第１の変化量における領域β1では、差圧特性に影響を与えることがない。そして、スプール73のストローク量ｘcが位置ｘcLのときの差圧ΔＰdownが、急ダウンシフトが発生する直前の差圧ΔＰcになるように設定できることから、通常のダウンシフト時に変速スピードが低下することを防止できるため、変速機の変速特性を変化させることなく、即ち、通常のダウンシフト領域でダウンシフトの応答性が低下することなく、変速制御弁70の動作に起因する過剰な差圧が供給されることによって生じる急ダウンシフトを防止できる。
【００７７】
従って、本実施形態によれば、変速制御弁70の誤作動によって変速制御弁70がＬｏｗ側油室102に対して所定圧よりも大きなライン圧ＰLを供給しても、変速差圧弁220によってＨｉ側油室101およびＬｏｗ側油室102間の差圧を制限して、通常のダウンシフトに必要な差圧の最大値を取るように制御することができる。
【００７８】
このため、変速制御弁70のストロークを規制することなく、変速比を大きくする側の差圧の最大値を制限し、変速スピードが必要以上に高くなることを防止して、急ダウンシフトを防止することができる。
【００７９】
従って、第２実施形態によれば、既存の変速制御弁70を何等変更することなく、変速制御弁70の動作に起因する過剰な差圧が供給されることによって生じる急ダウンシフトを防止することができる。
【００８０】
特に、変速差圧弁220が、変速制御弁70からのライン圧ＰLをＨｉ側油室101に供給する油路174中に配設されるとともに、変速制御弁70に入力される元圧側の油路150から油路152が分岐して接続され、ライン圧ＰLを所定圧に減圧してＨｉ側油室101に供給し、Ｈｉ側油室101の油圧ＰHiの最小値を制限するから、上記作用効果を簡単な構成で実現することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】  本発明を適用し得るトロイダル変速機構を有するトロイダル無段変速機構の油圧作動ピストンを簡略化して併せて示した回路図である。
【図２】  本発明の第１実施形態の変速制御油圧回路を示す図にして、その一部を分割して示す回路図である。
【図３】  第１実施形態における変速制御弁の油圧特性図である。
【図４】本発明の第２実施形態の変速制御油圧回路を示す図にして、その一部を分割して示す回路図である。
【図５】  第２実施形態における変速制御弁の油圧特性図である。
【図６】  本発明装置と従来装置とで生じる差圧を比較し、変速制御弁のストローク量に応じて油圧作動ピストンに供給される差圧を示した差圧特性図である。
【図７】  油圧作動ピストンの具体的構造の一例を示す断面図である。
【図８】  従来技術における変速制御弁の油圧特性図であって、トロイダル無段変速機に特有な作用を説明するための従来技術における変速制御弁の油圧特性図である。
【符号の説明】
16  トルク伝達軸
18  第１無段変速機構（トロイダル変速機構）
18ａ  入力（出力）ディスク
18ｃ，18ｄ  パワーローラ（摩擦ローラ）
20  第２無段変速機構（トロイダル変速機構）
20ａ  入力（出力）ディスク
20ｃ，20ｄ  パワーローラ（摩擦ローラ）
70  前進用変速制御弁
73  スプール
81  正逆切換弁
101  Ｈｉ側油室（第２の油室）
102  Ｌｏｗ側油室（第１の油室）
104,105  トラニオン（ローラ支持部材）
106,107  ピストン
150  ライン圧側油路
151  Ｈｉ側油圧排出油路
152  ライン圧側分岐油路
174,176  Ｈｉ側油路
175,177  Ｌｏｗ側油路
200  変速差圧弁
202  スプール
202ａ, 202ｂ  ランド部
210  変速差圧弁
212  スプール
212ａ, 212ｂ  ランド部
220  変速差圧弁
222  スプール
222ａ, 222ｂ  ランド部
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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