(57)【要約】      （修正有）【課題】歯車伝達機構による動力伝達がなされている場合に、ベルト式無段変速機の動力損失を低減する。【解決手段】動力伝達装置１００ａは、歯車の噛み合いにより動力伝達を行うギヤ列と、ベルト５３が巻き掛けられたプライマリプーリ５１およびセカンダリプーリ５２のプーリのＶ溝幅を変化させることによって速度比を無段階に変化させるＣＶＴ５と、入力軸の動力をギヤ列に接続する際に係合する第１クラッチＣ１と、入力軸の動力をＣＶＴ５に接続する際に係合する第２クラッチと、制御部により第１クラッチＣ１が選択されてギヤ列が有効であるときに、セカンダリ圧シリンダ５２ｃに対して供給するセカンダリ圧Ｐｏｕｔを減圧させる切替弁１０５とを有する。切替弁１０５は、セカンダリ圧制御弁１０４の減圧用油室１０４ｇに作用してセカンダリ圧Ｐｏｕｔを減圧させる。【選択図】図２
2019032060.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸の動力を出力軸に伝達する動力伝達装置において、
歯車の噛み合いにより動力伝達を行う歯車伝達機構と、
ベルトが巻き掛けられたプライマリプーリおよびセカンダリプーリのプーリ溝幅を変化させることによって速度比を無段階に変化させるベルト式無段変速機と、
前記入力軸の動力を前記歯車伝達機構に接続する際に係合する第１クラッチと、
前記入力軸の動力を前記ベルト式無段変速機に接続する際に係合する第２クラッチと、
前記第１クラッチおよび前記第２クラッチを選択的に係合状態にする制御部と、
前記セカンダリプーリに巻き掛けられる前記ベルトに対して挟持圧力を発生させるセカンダリ圧シリンダと、
前記制御部により前記第１クラッチが選択されて前記入力軸の動力が前記歯車伝達機構に伝達されているときに、前記セカンダリ圧シリンダに対して供給されるセカンダリ圧を減圧させる減圧機構と、
を有することを特徴とする動力伝達装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、歯車伝達機構およびベルト式無段変速機の２つの系統の動力伝達手段を備え、選択されたいずれか一方の系統が動力を伝達する動力伝達装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
特許文献１に示されるように、車両に搭載される動力伝達装置として、歯車の噛み合いにより動力伝達を行う歯車伝達機構と、ベルトが巻き掛けられたプライマリプーリおよびセカンダリプーリのプーリのＶ溝幅を変化させることによって速度比を無段階に変化させるベルト式無段変速機とが並列に設けられたものが知られている。このような複合的な動力伝達機構では、いずれか一方の単独的な動力伝達機構と比較して変速比の幅を拡大することができる。
【０００３】
この種の動力伝達機構は入力軸の動力を歯車伝達機構に接続する際に係合する第１クラッチと、入力軸の動力をベルト式無段変速機に接続する際に係合する第２クラッチとを備えており、制御部により第１クラッチおよび第２クラッチが選択的に係合状態となるよう制御される。
【０００４】
ベルト式無段変速機は、入力側のプライマリプーリおよび出力側のセカンダリプーリと、これらの各プーリに巻き掛けられたベルトとを備えている。プライマリプーリのプライマリ圧シリンダに供給するプライマリ圧はプライマリ用電磁弁を介してプライマリ圧制御弁によって調整され、セカンダリプーリのセカンダリ圧シリンダに供給するセカンダリ圧はセカンダリ用電磁弁を介してセカンダリ圧制御弁によって調整され、それぞれのプーリのＶ溝幅が調整されることによりベルトの巻き掛け径が変わって速度比を無段階に変化させることができる。また、一般に油圧回路における一次的なライン圧はレギュレータ弁によってプライマリ圧およびセカンダリ圧のうちの高い方を基準にして設定される。
【０００５】
一般に歯車伝達機構によって動力伝達が行われている場合にはベルト式無段変速機の変速比は最大となっており、ベルトの滑りを防止するためにプライマリ圧に比べてセカンダリ圧が高くなっている。この場合ライン圧はセカンダリ圧によって決定されることになる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開２０１７−１０１７４５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
上記のとおりライン圧はセカンダリ圧によって決定され、具体的にはセカンダリ用電磁弁が出力するパイロット圧であるＳＬＳ圧によってレギュレータ弁が制御されてライン圧が調整される。ＳＬＳ圧はセカンダリ圧制御弁にも供給されてセカンダリ圧を制御している。
【０００８】
このように、ライン圧とセカンダリプーリによるベルトの挟持圧力が共通のセカンダリ用電磁弁によって制御されている場合、第１クラッチが係合状態であって歯車伝達機構による動力伝達がなされている際には、必要なライン圧を確保するとセカンダリ圧制御弁が出力するセカンダリ圧も高まってしまい、動力伝達を行っていないベルト式無段変速機の動力損失が大きくなり、燃費が悪化してしまう。
【０００９】
本発明は、上記の課題に鑑みてなされたものであって、歯車伝達機構による動力伝達がなされている場合に動力損失を低減し、燃費を向上させることのできる動力伝達装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
上述した課題を解決し、目的を達成するために本発明にかかる動力伝達装置は、入力軸の動力を出力軸に伝達する動力伝達装置において、歯車の噛み合いにより動力伝達を行う歯車伝達機構と、ベルトが巻き掛けられたプライマリプーリおよびセカンダリプーリのプーリ溝幅を変化させることによって速度比を無段階に変化させるベルト式無段変速機と、前記入力軸の動力を前記歯車伝達機構に接続する際に係合する第１クラッチと、前記入力軸の動力を前記ベルト式無段変速機に接続する際に係合する第２クラッチと、前記第１クラッチおよび前記第２クラッチを選択的に係合状態にする制御部と、前記セカンダリプーリに巻き掛けられる前記ベルトに対して挟持圧力を発生させるセカンダリ圧シリンダと、前記制御部により前記第１クラッチが選択されて前記入力軸の動力が前記歯車伝達機構に伝達されているときに、前記セカンダリ圧シリンダに対して供給されるセカンダリ圧を減圧させる減圧機構と、を有することを特徴とする。
【発明の効果】
【００１１】
本発明にかかる動力伝達装置では、歯車伝達機構による動力伝達がなされている場合に、減圧機構によってセカンダリ圧シリンダに対して供給するセカンダリ圧を減圧させることにより、セカンダリプーリによるベルトの挟持圧力が減少し、ベルト式無段変速機の動力損失が低減されて燃費を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１２】
【図１】図１は、本発明の実施形態において対象とする車両を模式的に示すスケルトン図である。
【図２】図２は、第１の実施形態にかかる動力伝達装置の構成要素である油圧回路の一部を示す図である。
【図３】図３は、Ｃ１圧による切替弁の動作切り替わり状態を説明する図である。
【図４】図４は、セカンダリ圧とＳＬＳ圧の関係を示す線図である。
【図５】図５は、第１の実施形態にかかる動力伝達装置によるＣ１圧およびセカンダリ圧のタイムチャートである。
【図６】図６は、第２の実施形態にかかる動力伝達装置の構成要素である油圧回路の一部を示す図である。
【図７】図７は、第２の実施形態にかかる動力伝達装置によるＣ１圧およびセカンダリ圧のタイムチャートである。
【発明を実施するための形態】
【００１３】
以下、本発明の実施形態について図面を参照しつつ説明する。なお、以下の実施形態の全図においては、同一または対応する部分には同一の符号を付す。また、本発明は以下に説明する実施形態によって限定されるものではない。
【００１４】
（車両）
まず、本発明の第１の実施形態による動力伝達装置１００ａまたは第２の実施形態による動力伝達装置１００ｂを備える車両Ｖｅについて説明する。図１は、これらの実施形態において対象とする車両Ｖｅの一例を示すスケルトン図である。
【００１５】
図１に示すように、車両Ｖｅは、動力源としてエンジン１を備える。エンジン１はエンジン回転数Ｎｅに応じて所定の動力を出力する。エンジン１から出力された動力は、流体伝達装置としてのトルクコンバータ２、入力軸３、前後進切替機構４、ベルト式無段変速機５（以下、ＣＶＴという）またはギヤ列（歯車伝達機構）６、出力軸７、カウンタギヤ機構８、デファレンシャルギヤ９、および駆動軸１０を介して、駆動輪１１に伝達される。ＣＶＴ５の下流側には、エンジン１を駆動輪１１から切り離すためのクラッチとして第２クラッチＣ２が設けられている。第２クラッチＣ２を開放させることによって、ＣＶＴ５と出力軸７との間がトルク伝達不能に遮断され、エンジン１に加えＣＶＴ５が駆動輪１１から切り離される。
【００１６】
具体的にトルクコンバータ２は、エンジン１に連結されたポンプインペラ２ａ、ポンプインペラ２ａに対向して配置されたタービンランナ２ｂ、およびポンプインペラ２ａとタービンランナ２ｂとの間に配置されたステータ２ｃを備える。トルクコンバータ２の内部は作動流体としてのオイルで満たされている。ポンプインペラ２ａはエンジン１のクランクシャフト１ａと一体回転する。タービンランナ２ｂには、入力軸３が一体回転するように連結されている。トルクコンバータ２はロックアップクラッチを備え、その係合状態ではポンプインペラ２ａとタービンランナ２ｂとが一体回転し、その開放状態ではエンジン１から出力された動力が作動流体を介してタービンランナ２ｂに伝達される。なお、ステータ２ｃは、一方向クラッチを介してケースなどの固定部に保持されている。
【００１７】
また、ポンプインペラ２ａには、ベルト機構などの伝動機構を介して、オイルポンプ４１が連結されている。オイルポンプ４１は、ポンプインペラ２ａを介してクランクシャフト１ａに連結され、エンジン１によって駆動される。なお、オイルポンプ４１とポンプインペラ２ａとが一体回転するように構成されてもよい。
【００１８】
入力軸３は、前後進切替機構４に連結されている。前後進切替機構４は、エンジントルクを駆動輪１１へ伝達する際、駆動輪１１に作用するトルクの方向を前進方向と後進方向との間で切り替える。前後進切替機構４は、差動機構からなり、図１に示す例ではダブルピニオン型の遊星歯車機構によって構成されている。その前後進切替機構４は、サンギヤ４Ｓと、サンギヤ４Ｓに対して同心円上に配置されたリングギヤ４Ｒと、サンギヤ４Ｓに噛み合っている第１ピニオンギヤ４Ｐ１と、第１ピニオンギヤ４Ｐ１およびリングギヤ４Ｒに噛み合っている第２ピニオンギヤ４Ｐ２と、各ピニオンギヤ４Ｐ１，４Ｐ２を自転可能かつ公転可能に保持しているキャリヤ４Ｃとを備えている。サンギヤ４Ｓには、ギヤ列６の駆動ギヤ６１が一体回転するように連結されている。キャリヤ４Ｃには、入力軸３が一体回転するように連結されている。
【００１９】
また、サンギヤ４Ｓとキャリヤ４Ｃとを選択的に一体回転させる第１クラッチＣ１が設けられている。第１クラッチＣ１を係合させることによって、前後進切替機構４全体が一体回転する。さらに、リングギヤ４Ｒを選択的に回転不能に固定するブレーキＢ１が設けられている。第１クラッチＣ１およびブレーキＢ１は、油圧式である。
【００２０】
例えば、第１クラッチＣ１を係合させ、かつブレーキＢ１を開放させると、サンギヤ４Ｓとキャリヤ４Ｃとが一体回転する。すなわち、入力軸３と駆動ギヤ６１とが一体回転する。また、第１クラッチＣ１を開放させ、かつブレーキＢ１を係合させると、サンギヤ４Ｓとキャリヤ４Ｃとが逆方向に回転する。すなわち、入力軸３と駆動ギヤ６１とは逆方向に回転する。
【００２１】
車両Ｖｅにおいては、無段変速機であるＣＶＴ５と有段変速部または固定変速部であるギヤ列６とが並列に設けられている。入力軸３と出力軸７との間の動力伝達経路として、ＣＶＴ５を介する動力伝達経路とギヤ列６を介する動力伝達経路とが、並列に形成されている。
【００２２】
ＣＶＴ５は、入力軸３と入力軸回転数Ｎｉｎで一体回転するプライマリプーリ５１、セカンダリシャフト５４と一体回転するセカンダリプーリ５２、一対のプーリ５１，５２に形成されたＶ溝に巻き掛けられたベルト５３を備える。入力軸３はプライマリシャフトとなる。各プーリ５１，５２のＶ溝幅を変化させることによってベルト５３の巻き掛け径が変化するので、ＣＶＴ５の変速比γを連続的に変化させることができる。ＣＶＴ５の変速比γは、最大変速比γｍａｘ（ギヤが最Ｌｏｗ）から最小変速比γｍｉｎ（ギヤが最Ｈｉｇｈ）の範囲内で連続的に変化する。
【００２３】
プライマリプーリ５１は、入力軸３と一体化された固定シーブ５１ａ、入力軸３上で軸線方向に移動可能な可動シーブ５１ｂ、および可動シーブ５１ｂに推力を付与するプライマリ圧シリンダ５１ｃを備える。固定シーブ５１ａのシーブ面と可動シーブ５１ｂのシーブ面とが対向して、プライマリプーリ５１のＶ溝を形成する。プライマリ圧シリンダ５１ｃは、可動シーブ５１ｂの背面側に配置されている。プライマリ圧シリンダ５１ｃへ供給されるプライマリ圧Ｐｉｎによって、可動シーブ５１ｂを固定シーブ５１ａ側へ移動させる推力が発生し、プライマリプーリ５１に巻き掛けられたベルト５３に対して挟持圧力を発生させる。
【００２４】
セカンダリプーリ５２は、セカンダリシャフト５４と一体化された固定シーブ５２ａ、セカンダリシャフト５４上で軸線方向に移動可能な可動シーブ５２ｂ、および可動シーブ５２ｂに推力を付与するセカンダリ圧シリンダ５２ｃを備える。固定シーブ５２ａのシーブ面と可動シーブ５２ｂのシーブ面とが対向して、セカンダリプーリ５２のＶ溝を形成する。セカンダリ圧シリンダ５２ｃは、可動シーブ５２ｂの背面側に配置されている。セカンダリ圧シリンダ５２ｃに供給されるセカンダリ圧Ｐｏｕｔによって、可動シーブ５２ｂを固定シーブ５２ａ側へ移動させる推力が発生し、セカンダリプーリ５２に巻き掛けられたベルト５３に対して挟持圧力を発生させる。
【００２５】
第２クラッチＣ２は、セカンダリシャフト５４と出力軸７との間に設けられており、出力軸７からＣＶＴ５を選択的に切り離すことができる。例えば、第２クラッチＣ２を係合させると、ＣＶＴ５と出力軸７との間が動力伝達可能に接続され、セカンダリシャフト５４と出力軸７とが一体回転する。すなわち、第２クラッチＣ２の上流側のセカンダリプーリ５２の回転数Ｎｏｕｔ１と第２クラッチＣ２の下流側の出力軸回転数Ｎｏｕｔ２とが一致（Ｎｏｕｔ１＝Ｎｏｕｔ２）する。一方、第２クラッチＣ２を開放させると、セカンダリシャフト５４と出力軸７との間がトルク伝達不能に遮断され、エンジン１およびＣＶＴ５が駆動輪１１から切り離される。
【００２６】
第２クラッチＣ２は油圧式である。油圧アクチュエータによって第２クラッチＣ２の係合要素同士が摩擦係合するように構成されている。そのため、第２クラッチＣ２の係合要素同士を半係合状態として摩擦係合させると、第２クラッチＣ２をスリップ状態にできる。この場合、ＣＶＴ５と出力軸７との間を伝達するトルクが比較的小さくなる。
【００２７】
出力軸７には、出力ギヤ７ａと従動ギヤ６３とが一体回転するように取り付けられている。出力ギヤ７ａは、減速機構であるカウンタギヤ機構８のカウンタドリブンギヤ８ａと噛み合っている。カウンタギヤ機構８のカウンタドライブギヤ８ｂは、デファレンシャルギヤ９のリングギヤ９ａと噛み合っている。デファレンシャルギヤ９には、左右の駆動軸１０，１０を介して左右の駆動輪１１，１１が連結されている。
【００２８】
ギヤ列６は、前後進切替機構４のサンギヤ４Ｓと一体回転する駆動ギヤ６１と、カウンタギヤ機構６２と、出力軸７と一体回転する従動ギヤ６３とを含む。ギヤ列６は減速機構であって、ギヤ列６の変速比（ギヤ比）は、ＣＶＴ５の最大変速比γｍａｘよりも大きい所定値に設定されている。車両Ｖｅにおいては、発進時にエンジン１からギヤ列６を介して駆動輪１１にトルクを伝達可能に構成されている。ギヤ列６は例えば発進ギヤとして機能する。
【００２９】
駆動ギヤ６１は、カウンタギヤ機構６２のカウンタドリブンギヤ６２ａと噛み合っている。カウンタギヤ機構６２は、カウンタドリブンギヤ６２ａと、カウンタシャフト６２ｂと、従動ギヤ６３に噛み合っているカウンタドライブギヤ６２ｃとを含む。カウンタシャフト６２ｂには、カウンタドリブンギヤ６２ａが一体回転するように取り付けられている。カウンタシャフト６２ｂは入力軸３および出力軸７と平行に配置されている。カウンタドライブギヤ６２ｃは、カウンタシャフト６２ｂに対して相対回転可能に構成されている。
【００３０】
また、カウンタシャフト６２ｂとカウンタドライブギヤ６２ｃとを選択的に一体回転させる噛合式の係合装置（以下、ドグクラッチという）Ｓ１が設けられている。ドグクラッチＳ１は、噛合式の一対の係合要素６４ａ，６４ｂと、軸線方向に移動可能なスリーブ６４ｃとを備える。第１係合要素６４ａは、カウンタシャフト６２ｂにスプライン嵌合されたハブである。第１係合要素６４ａとカウンタシャフト６２ｂとは一体回転する。第２係合要素６４ｂは、カウンタドライブギヤ６２ｃと一体回転するように連結されている。すなわち、第２係合要素６４ｂはカウンタシャフト６２ｂに対して相対回転する。スリーブ６４ｃの内周面に形成されたスプライン歯が、各係合要素６４ａ，６４ｂの外周面に形成されたスプライン歯と噛み合うことによって、ドグクラッチＳ１は係合状態となる。ドグクラッチＳ１を係合させることによって、駆動ギヤ６１と従動ギヤ６３との間がトルク伝達可能に接続される。第２係合要素６４ｂとスリーブ６４ｃとの噛み合いが解除されることによって、ドグクラッチＳ１は開放状態となる。ドグクラッチＳ１を開放させることによって、駆動ギヤ６１と従動ギヤ６３との間はトルク伝達不能に遮断される。また、ドグクラッチＳ１は、油圧式であり、油圧アクチュエータによってスリーブ６４ｃが軸線方向に移動する。
【００３１】
このように構成される車両Ｖｅでは、図示しない制御部の作用下に第１クラッチＣ１を係合状態として第２クラッチＣ２を開放状態とすることにより、入力軸３の動力はギヤ列６を介して出力軸７に伝達され、ＣＶＴ５は動力伝達を行わない。この状態をギヤ走行モードと呼ぶ。一方、制御部の作用下に第２クラッチＣ２を係合状態として第１クラッチＣ１を開放状態とすることにより、入力軸３の動力はＣＶＴ５を介して出力軸７に伝達され、ギヤ列６には動力伝達を行わない。
【００３２】
（第１の実施形態）
図２は、第１の実施形態にかかる動力伝達装置１００ａの構成要素である油圧回路１０１ａの一部を示す図である。油圧回路１０１ａは、図２に示す範囲における構成要素としてオイルポンプ４１と、オイルポンプ４１から吐出されるオイルを元圧にしてライン圧ＰＬを調圧するレギュレータ弁１０２と、ライン圧ＰＬを元圧にして一定圧であるモジュレータ圧Ｐｌｐｍを出力するモジュレータ弁１０３と、セカンダリ圧シリンダ５２ｃに供給されるセカンダリ圧Ｐｏｕｔを出力するセカンダリ圧制御弁１０４とを有する。また、油圧回路１０１ａは、セカンダリ圧Ｐｏｕｔを制御するためのＳＬＳ圧Ｐｓｌｓを出力するセカンダリ用電磁弁ＳＬＳと、ギヤ列６を有効にする第１クラッチＣ１へ供給されるクラッチ油圧としてのＣ１圧Ｐｃ１を制御するためのＣ１用電磁弁ＳＬ１と、ギヤ走行モードにおいてセカンダリ圧Ｐｏｕｔを減圧させるためにセカンダリ圧制御弁１０４に作用する切替弁（減圧機構）１０５とを有する。
【００３３】
油圧回路１０１ａはさらに、図１に示すようにプライマリ圧シリンダ５１ｃに供給されるプライマリ圧Ｐｉｎを調圧するプライマリ圧制御弁１０９と、プライマリ圧Ｐｉｎを制御するためのＳＬＰ圧Ｐｓｌｐを出力するプライマリ用電磁弁ＳＬＰと、ＣＶＴ５を有効にする第２クラッチＣ２へ供給されるクラッチ油圧としてのＣ２圧Ｐｃ２を制御するためのＣ２用電磁弁ＳＬ２とを有する。図１においては、さらに入力軸３の動力を出力軸７に伝達する部分、すなわち入力軸３、前後進切替機構４、ＣＶＴ５、ギヤ列６、出力軸７、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２が第１の実施形態にかかる動力伝達装置１００ａおよび第２の実施形態にかかる動力伝達装置１００ｂの構成要素の一部となっている。
【００３４】
図２に示す構成要素についてさらに詳細に説明する。セカンダリ用電磁弁ＳＬＳは制御部から供給される電気信号に基づいて、モジュレータ圧Ｐｌｐｍを元圧としてＳＬＳ圧Ｐｓｌｓを出力し、レギュレータ弁１０２およびセカンダリ圧制御弁１０４に供給する。ギヤ走行モードではＣＶＴ５の変速比は最大となっており、ベルト５３の滑りを防止するためにプライマリ圧Ｐｉｎに比べてセカンダリ圧Ｐｏｕｔが高くなっており、ライン圧ＰＬはセカンダリ圧Ｐｏｕｔによって決定されることになる。したがって、ＳＬＳ圧Ｐｓｌｓによってレギュレータ弁１０２を制御するためセカンダリ用電磁弁ＳＬＳの出力がレギュレータ弁１０２にも供給されている。
【００３５】
Ｃ１用電磁弁ＳＬ１は制御部から供給される電気信号に基づいて、モジュレータ圧Ｐｌｐｍを元圧としてＣ１圧Ｐｃ１を出力し、第１クラッチＣ１および切替弁１０５に供給する。
【００３６】
切替弁１０５は、出力側の減圧作用管路（減圧機構）１０６に対する入力をＣ１圧Ｐｃ１に基づいて切り替える。つまり、図３に示すように、Ｃ１圧Ｐｃ１が第１クラッチＣ１を係合させるのに必要な必要圧Ｐｘ以上であるときには切替弁１０５が作動してモジュレータ圧Ｐｌｐｍを減圧作用管路１０６に供給し、Ｃ１圧Ｐｃ１が必要圧Ｐｘ未満であるときには切替弁１０５が非作動で減圧作用管路１０６をドレンＥＸと連通させて圧力を０とする。減圧作用管路１０６はセカンダリ圧制御弁１０４に接続されている。
【００３７】
図２に戻り、レギュレータ弁１０２は、オイルポンプ４１から吐出されるライン圧ＰＬの管路が分配接続される第１ポート１０２ａおよびサブポート１０２ｂと、圧力調整を行うスプール弁子１０２ｃと、第１ポート１０２ａに対してスプール弁子１０２ｃによって開度調整される第２ポート１０２ｄと、セカンダリ用電磁弁ＳＬＳの出力管路が接続される端部油室１０２ｅと、端部油室１０２ｅに設けられてスプール弁子１０２ｃを弾性付勢するスプリング１０２ｆと、ドレンポート１０２ｇとを有する。
【００３８】
第１ポート１０２ａに接続されているオイルはスプール弁子１０２ｃによって第２ポート１０２ｄからドレンＥＸに適量だけ排出されることによってライン圧ＰＬが調整される。スプール弁子１０２ｃの位置は、サブポート１０２ｂに対応する油室に加わる圧力に対して端部油室１０２ｅにおいて作用するスプリング１０２ｆおよびＳＬＳ圧Ｐｓｌｓとのバランスによって決定される。
【００３９】
サブポート１０２ｂに接続される管路には安定化のためにオリフィス１０７が設けられている。ドレンポート１０２ｇとドレンＥＸとの間には安定化のために複数のオリフィス１０８が設けられている。なお、図２および図６のレギュレータ弁１０２におけるスプール弁子１０２ｃは、中心線の左側がスプリング１０２ｆ以外に圧力の加わらない状態の位置を示し、中心線の右側が油圧が加わった動作状態の位置を示している。
【００４０】
セカンダリ圧制御弁１０４はライン圧ＰＬが供給される入力ポート１０４ａと、セカンダリ圧シリンダ５２ｃに接続される出力ポート１０４ｂと、入力ポート１０４ａと出力ポート１０４ｂとの間の開度を調整するスプール弁子１０４ｃと、圧力のフィードバックを行う第１端部油室１０４ｄと、セカンダリ用電磁弁ＳＬＳの出力管路が接続される第２端部油室１０４ｅと、第２端部油室１０４ｅに設けられてスプール弁子１０４ｃを弾性付勢するスプリング１０４ｆと、減圧作用管路１０６が接続される減圧用油室（減圧機構）１０４ｇとを有する。スプール弁子１０４ｃから見て図２の上方側は第１端部油室１０４ｄが設けられ、下方側に第２端部油室１０４ｅが設けられている。第１端部油室１０４ｄは出力ポート１０４ｂと連通するよう管路が接続されており、セカンダリ圧Ｐｏｕｔによるフィードバック作用を奏する。減圧用油室１０４ｇはスプール弁子１０４ｃの中ほどに形成された円周状の溝であり、図２における下側の円環面１０４ｈの方が上側の円環面１０４ｉよりも面積が大きく形成されている。したがって、減圧用油室１０４ｇに圧力が加わると、スプール弁子１０４ｃには円環面１０４ｈと円環面１０４ｉとの面積差に応じて下向きの力が与えられることになる。なお、図２および図６のセカンダリ圧制御弁１０４におけるスプール弁子１０４ｃは、中心線の左側がスプリング１０４ｆ以外に圧力の加わらない状態の位置を示し、中心線の右側が油圧が加わった動作状態の位置を示している。
【００４１】
セカンダリ圧制御弁１０４の作用についてＣＶＴ走行モードとギヤ走行モードに分けて説明する。まずＣＶＴ走行モードについて説明する。
【００４２】
ＣＶＴ走行モードでは第１クラッチＣ１は解放で、第２クラッチＣ２が係合となっている。この場合、Ｃ１用電磁弁ＳＬ１が出力するＣ１圧Ｐｃ１は十分に低圧となっており、減圧作用管路１０６は切替弁１０５によってドレンＥＸの側に連通されていて圧力は０である。減圧作用管路１０６が接続される減圧用油室１０４ｇも圧力が０となり、減圧用油室１０４ｇはスプール弁子１０４ｃに力を及ぼさない。
【００４３】
スプール弁子１０４ｃの一端には第１端部油室１０４ｄに供給されるセカンダリ圧Ｐｏｕｔが一端面の受圧面積に応じた力を与える。この力は図２において下向きに作用する。スプール弁子１０４ｃの他端には第２端部油室１０４ｅに供給されるＳＬＳ圧Ｐｓｌｓが他端面の受圧面積に応じた力を与えるとともに、スプリング１０４ｆが圧縮に応じた弾性力を与える。この力は図２において上向きに作用する。スプール弁子１０４ｃは両端から与えられる力がバランスする位置となって入力ポート１０４ａと出力ポート１０４ｂとの開度を調整することによってセカンダリ圧Ｐｏｕｔの調圧が行われる。ＳＬＳ圧Ｐｓｌｓが高まって第２端部油室１０４ｅからの押圧力が高まるほどスプール弁子１０４ｃによる入力ポート１０４ａと出力ポート１０４ｂとの開度が広がってセカンダリ圧Ｐｏｕｔも上昇するように構成されている。この場合、図４の線図２００で示すようにセカンダリ圧ＰｏｕｔとＳＬＳ圧Ｐｓｌｓは比例的な関係にある。なお、従来技術にかかるセカンダリ圧Ｐｏｕｔも線図２００と同様になる。
【００４４】
ギヤ走行モードでは第１クラッチＣ１は係合で、第２クラッチＣ２が解放となっている。この場合、Ｃ１用電磁弁ＳＬ１が出力するＣ１圧Ｐｃ１は必要圧Ｐｘ（図３参照）よりも高圧となっており、減圧作用管路１０６は切替弁１０５によってモジュレータ圧Ｐｌｐｍの側に連通するよう切り替えられている。したがって減圧作用管路１０６が接続される減圧用油室１０４ｇにはモジュレータ圧Ｐｌｐｍが加わることになり、スプール弁子１０４ｃにおける減圧用油室１０４ｇでは上下の円環面１０４ｈと円環面１０４ｉとの面積差に応じて下向きで一定の力が作用することになる。この場合、図４の線図２０１で示すように、セカンダリ圧Ｐｏｕｔは、切替弁１０５の非作動時の線図２００よりも一定圧だけ低い側にオフセットした値となる。図４の線図２００はＰｏｕｔ＝Ａ×Ｐｓｌｓ＋Ｂ、線図２０１はＰｏｕｔ＝Ａ×Ｐｓｌｓ＋Ｂ−Ｃ０１（ただし、Ｐｏｕｔ＞０）と表すことができる。Ａ，Ｂ，Ｃ０１は定数である。
【００４５】
このように構成される動力伝達装置１００ａでは、セカンダリ用電磁弁ＳＬＳが出力するＳＬＳ圧Ｐｓｌｓはセカンダリ圧制御弁１０４に供給されるとともにレギュレータ弁１０２にも供給されており、必要なライン圧ＰＬを確保するためにＳＬＳ圧Ｐｓｌｓが高められるとセカンダリ圧制御弁１０４の第２端部油室１０４ｅの圧力も高まりスプール弁子１０４ｃに対する上向きの力が増加する。
【００４６】
一方、第１クラッチＣ１を係合させるためにＣ１用電磁弁ＳＬ１が出力するＣ１圧Ｐｃ１は第１クラッチＣ１とともに切替弁１０５にも供給されていることから、ギヤ走行モードのときには、Ｃ１圧Ｐｃ１は必要圧Ｐｘよりも大きく設定されて切替弁１０５が作動し、減圧用油室１０４ｇにモジュレータ圧Ｐｌｐｍが加わることになりスプール弁子１０４ｃに対して下向きの力が与えられる。
【００４７】
このように、ギヤ走行モードにおいてＳＬＳ圧Ｐｓｌｓが高められてスプール弁子１０４ｃに対する上向きの力が増加しても、減圧機構としての切替弁１０５、減圧作用管路１０６および減圧用油室１０４ｇの作用によってスプール弁子１０４ｃに対して図２の下向きの力が与えられることから、図４の線図２０１で示されるようにセカンダリ圧Ｐｏｕｔが抑制され、供給先のセカンダリ圧シリンダ５２ｃの発生する力が低減する。したがって、駆動力の伝達を行っていないＣＶＴ５におけるセカンダリプーリ５２によるベルト５３の挟持圧力が低下し、ＣＶＴ５の動力損失が低減されて燃費が改善される。また、セカンダリプーリ５２における動力損失によるオイルの温度の上昇を抑制することができ、冷却装置の負荷が軽減される。
【００４８】
図５は動力伝達装置１００ａにおけるＣ１圧Ｐｃ１およびセカンダリ圧Ｐｏｕｔのタイムチャートである。ここで時刻ｔ０以前および時刻ｔ３以後はＣＶＴ走行モード、時刻ｔ１〜時刻ｔ２はギヤ走行モード、時刻ｔ０〜時刻ｔ１および時刻ｔ２〜時刻ｔ３はモード遷移状態である。図５に示すように、時刻ｔ０において制御部の作用下にＣ１用電磁弁ＳＬ１が操作されてＣ１圧Ｐｃ１は必要圧Ｐｘより小さい範囲で比例的な箇所と増圧休止箇所とを含みながら徐々に増加し、第１クラッチＣ１はスリップしながら係合を開始する。そして時刻ｔ１においてＣ１圧Ｐｃ１はステップ状に増加して必要圧Ｐｘよりも大きくなり、第１クラッチＣ１の係合が終了してギヤ走行モードになる。この時刻ｔ１でＣ１圧Ｐｃ１が必要圧Ｐｘを越えることにより切替弁１０５が作動し、セカンダリ圧制御弁１０４の減圧用油室１０４ｇにモジュレータ圧Ｐｌｐｍが作用するのでセカンダリ圧Ｐｏｕｔが減圧する。さらに時刻ｔ２においてＣ１圧Ｐｃ１が必要圧Ｐｘを下回るようにステップ状に減少させることにより第１クラッチＣ１はスリップしながら解放が開始される。この時刻ｔ２でＣ１圧Ｐｃ１が必要圧Ｐｘを下回ることにより切替弁１０５が非作動状態に戻り、セカンダリ圧制御弁１０４の減圧用油室１０４ｇに圧力が作用しなくなるのでセカンダリ圧Ｐｏｕｔが増圧して元の状態に戻る。Ｃ１圧Ｐｃ１はその後に徐々に減少させ時刻ｔ３にはステップ状に０とする。なお、図５ではライン圧ＰＬは一定として例示している。
【００４９】
（第２の実施形態）
次に、第２の実施形態にかかる動力伝達装置１００ｂについて説明する。動力伝達装置１００ｂにおいて動力伝達装置１００ａと同様の構成要素については同符号を付して詳細な説明を省略する。
【００５０】
図６に示すように、動力伝達装置１００ｂにおける油圧回路１０１ｂでは、Ｃ１用電磁弁ＳＬ１が出力するＣ１圧Ｐｃ１は第１クラッチＣ１に供給されるとともに減圧作用管路１０６にも供給されている。すなわち、この動力伝達装置１００ｂにおける油圧回路１０１ｂは上記の油圧回路１０１ａから切替弁１０５を省略し、減圧作用管路１０６にＣ１圧Ｐｃ１が供給されるように接続したものであり、それ以外は油圧回路１０１ａと同じである。また、油圧回路１０１ｂでは、Ｃ１圧Ｐｃ１に応じて必要なセカンダリ圧Ｐｏｕｔを確保できるようにＳＬＳ圧Ｐｓｌｓを設定しておく。
【００５１】
このように構成される動力伝達装置１００ｂでは、ギヤ走行モードでＣ１圧Ｐｃ１は減圧作用管路１０６を介して減圧用油室１０４ｇに対して直接的に供給され、セカンダリ圧ＰｏｕｔがＣ１圧Ｐｃ１に対して比例的に減圧するように作用する。すなわち、従来技術およびＣＶＴ走行モードにおけるセカンダリ圧Ｐｏｕｔは図４における線図２００に相当しており、上記のとおりＰｏｕｔ＝Ａ×Ｐｓｌｓ＋Ｂ  と表されるのに対して、油圧回路１０１ｂにおいてギヤ走行モード時のセカンダリ圧Ｐｏｕｔは、Ｐｏｕｔ＝Ａ×Ｐｓｌｓ＋Ｂ−Ｃ０２×Ｐｃ１（ただし、Ｐｏｕｔ＞０）と表すことができる。Ａ，Ｂ，Ｃ０２は定数である。
【００５２】
図７は動力伝達装置１００ｂにおけるＣ１圧Ｐｃ１およびセカンダリ圧Ｐｏｕｔのタイムチャートである。図７におけるＣ１圧Ｐｃ１および第１クラッチＣ１は、図５の場合と同様に変化するものとする。時刻ｔ０において制御部の作用下にＣ１用電磁弁ＳＬ１が操作されてＣ１圧Ｐｃ１が増加し始めると第１クラッチＣ１はスリップしながら係合を開始し、セカンダリ圧制御弁１０４の減圧用油室１０４ｇにもＣ１圧Ｐｃ１が作用するのでセカンダリ圧ＰｏｕｔはＣ１圧Ｐｃ１に対して比例的に減少し始める。そして時刻ｔ１において第１クラッチＣ１の係合が終了してギヤ走行モードになる。この時刻ｔ１でＣ１圧Ｐｃ１がステップ状に増圧することからセカンダリ圧Ｐｏｕｔもステップ状に減圧する。さらに時刻ｔ２においてＣ１圧Ｐｃ１をステップ状に減少させ、その後さらに徐々に減少させることにより、セカンダリ圧ＰｏｕｔはＣ１圧Ｐｃ１の減少に対して比例的に増圧して元の状態に戻る。なお、図７ではライン圧ＰＬは一定として例示している。
【００５３】
このように構成される動力伝達装置１００ｂにおいては、上記の動力伝達装置１００ａと同様に、ギヤ列６による動力伝達がなされている場合において、駆動力の伝達を行っていないＣＶＴ５におけるセカンダリ圧シリンダ５２ｃへ供給するセカンダリ圧Ｐｏｕｔを減圧することでセカンダリプーリ５２によるベルト５３の挟持圧力を減圧することができ、動力損失が低減されて燃費が改善される。また、セカンダリプーリ５２における動力損失によるオイルの温度の上昇を抑制することができ、冷却装置の負荷が軽減される。さらに、ＣＶＴ５におけるシーブ圧の高圧異常時にギヤ列６による動力伝達を行う際にリンプホーム性能が確保される。また、上記の油圧回路１０１ａと比べて切替弁１０５が不要である。
【００５４】
本発明は、上記した実施形態に限定されるものではなく、本発明の主旨を逸脱しない範囲で自由に変更できることは勿論である。
【符号の説明】
【００５５】
３  入力軸
７  出力軸
５  ＣＶＴ（ベルト式無段変速機）
６  ギヤ列（歯車伝達機構）
４１  オイルポンプ
５１  プライマリプーリ
５２  セカンダリプーリ
５２ｃ  セカンダリ圧シリンダ
５３  ベルト
１００ａ，１００ｂ  動力伝達装置
１０１ａ，１０１ｂ  油圧回路
１０２  レギュレータ弁
１０４ｇ  減圧用油室
１０５  切替弁
１０６  減圧作用管路
Ｃ１  第１クラッチ
Ｃ２  第２クラッチ
Ｐｃ１  Ｃ１圧
ＰＬ  ライン圧
Ｐｏｕｔ  セカンダリ圧
Ｐｓｌｓ  ＳＬＳ圧
ＳＬ１  Ｃ１用電磁弁
ＳＬＳ  セカンダリ用電磁弁
【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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