(57)【要約】【課題】セカンダリプーリ側の遠心油圧キャンセラ室を廃止することで構造が簡素化されると共に、ベルト挟圧力を適正に制御することができる車両用ベルト式無段変速機を提供する。【解決手段】遠心油圧キャンセラ室を廃止すると、遠心油圧による出力側可変プーリ４６の可動シーブ４６ｂのベルト挟圧側への推力が大きくなることでベルト挟圧力が過大となるが、出力側油圧シリンダ４６ｃの受圧面積SOUTを小さくすることで、ベルト挟圧力が過大になるのを抑制することができる。そして、安全率が１．５を越えない値にまで小さくしたことから、ベルトの耐久性悪化を避けることができ、これにより、上記従来の問題を避けつつ、実用的に遠心油圧キャンセラ室を廃止することができる。【選択図】図３
2008014452.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
前進走行時において動力源の回転が減速されることなく入力される無段変速部を備え、かつ、セカンダリプーリ側の遠心油圧キャンセラ室を廃止した車両用ベルト式無段変速機であって、
プライマリプーリに対して設けられたプライマリ側シリンダに作動油を給排制御または調圧制御することにより該無段変速部を変速させるとともに、前記セカンダリプーリに対して設けられた単一の油圧室から成るセカンダリ側シリンダへの供給圧を調圧制御することにより前記プライマリプーリと該セカンダリプーリとの間に巻き掛けられたベルトのベルト挟圧力を調整するための油圧制御装置を備え、
前記油圧制御装置は、ライン圧と前記セカンダリ側シリンダへの供給圧とを独立して制御可能に構成され、
前記セカンダリ側シリンダのシリンダ受圧面積は、車両が最高速定地走行した場合において、前記セカンダリ側シリンダへの供給圧を予め定められた制御可能な最低圧としたときに得られるベルト挟圧力のベルト滑りに対する安全率が１．５を越えない値に設定されていることを特徴とする車両用ベルト式無段変速機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両用ベルト式無段変速機の構造に関するものであり、特に、セカンダリ側シリンダの遠心油圧キャンセラ室を廃止した車両用ベルト式無段変速機に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
車両用変速機の１つとして、ギヤの切り替わりのない連続的な無段変速が可能なベルト式無段変速機が知られている。ベルト式無段変速機は、平行に配設された２つの回転部材と、それら回転部材に相対回転不能に設けられたプライマリプーリおよびセカンダリプーリと、それらのプーリ間に巻き掛けられたベルトとで、主として構成される無段変速部を備えている。プライマリプーリおよびセカンダリプーリは、それぞれ固定シーブと可動シーブとからなり、固定シーブおよび可動シーブで形成されるＶ字状溝にベルトが巻き掛けられ、そのベルトを介して動力が伝達される。ここで、プライマリプーリには、プライマリプーリの可動シーブを軸心方向に移動させるための推力を付与するプライマリ側シリンダが設けられると共に、セカンダリプーリには、セカンダリプーリの可動シーブを軸心方向に移動させるための推力を付与するセカンダリ側シリンダが設けられている。そして、プライマリ側シリンダおよびセカンダリ側シリンダに供給する油圧を個別に制御することにより、プライマリプーリの溝幅が制御されてベルトの巻き掛け半径が変化し、ベルト式無段変速機の変速比が変化させられる一方、セカンダリプーリの溝幅が変化することで、ベルトの張力が制御される。
【０００３】
上記のようなベルト式無段変速機において、前進走行時にエンジン等の動力源の回転が減速されることなく無段変速部に入力されると、セカンダリプーリの回転数が高くなることで、セカンダリ側シリンダ内に比較的大きい遠心油圧が発生する。この遠心油圧によって、セカンダリプーリの可動シーブには、ベルト挟圧方向への推力が付与され、ベルト挟圧力が過大となることから、従来のベルト式無段変速機では、セカンダリプーリ側に遠心油圧キャンセラ室を設け、遠心油圧を相殺させるようにしている。
【０００４】
図６は上述した従来のベルト式無段変速機の構成部材であるセカンダリプーリ２００の断面図である。セカンダリプーリ２００は、出力軸２０２に一体的に設けられた固定シーブ２０４と、出力軸２０２に相対回転不能且つ軸心方向の移動可能に嵌め付けられた可動シーブ２０６と、可動シーブ２０６に隣接して設けられたセカンダリ側シリンダ２０８とを備えている。セカンダリ側シリンダ２０８は、可動シーブ２０６および隔壁２１０によって形成される油圧室２１２を備えると共に、可動シーブ２０６に固定された周壁２１３と隔壁２１０との間に、すなわち隔壁２１０を隔てた油圧室２１２の背面側に形成される遠心油圧キャンセラ室２１４を備えている。ここで、油圧室２１２が回転させられることに伴い発生する遠心油圧によって生じる、可動シーブ２０６の固定シーブ２０４側への推力に対して、遠心油圧キャンセラ室２１４を設けることにより、その遠心油圧キャンセラ室２１４内で油圧室２１２と同等の遠心油圧を発生させ、その遠心油圧によって油圧室２１２とは逆方向の推力を可動シーブ２０６に付与することで、油圧室２１２内で発生する遠心油圧の影響を抑制している。
【０００５】
ところで、遠心油圧キャンセラ室を設けることは、無段変速部の軽量化やコンパクト化、並びに低コスト化には不利となる。この点に関して、特許文献１では、セカンダリ側シリンダを外径側油圧室および内径側油圧室の２つの油圧室からなるシリンダとし、シリンダ受圧面積を適宜切り換えることにより、遠心油圧キャンセラ室をなくす技術が開示されている。
【０００６】
【特許文献１】特開２００５−９０７１９号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
しかしながら、特許文献１の技術では、内径側油圧室に油圧を供給する一方で、外径側油圧室から油圧を排出させる態様と外径側油圧室にも油圧を供給する態様とを切り換えるための構成が必要となり、簡素な構成とは言い難かった。また、その態様の切り換えに関連するシリンダ受圧面積の切り換えに伴い、ベルト挟圧力が不連続に変化する問題もあった。
【０００８】
本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、セカンダリプーリ側の遠心油圧キャンセラ室を廃止することで構造が簡素化されると共に、ベルト挟圧力を適正に制御することができる車両用ベルト式無段変速機を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
上記目的を達成するための、請求項１にかかる発明の要旨とするところは、（ａ）前進走行時において動力源の回転が減速されることなく入力される無段変速部を備え、かつ、セカンダリプーリ側の遠心油圧キャンセラ室を廃止した車両用ベルト式無段変速機において、（ｂ）プライマリプーリに対して設けられたプライマリ側シリンダに作動油を給排制御または調圧制御することによりその無段変速部を変速させるとともに、前記セカンダリプーリに対して設けられた単一の油圧室から成るセカンダリ側シリンダへの供給圧を調圧制御することにより前記プライマリプーリとそのセカンダリプーリとの間に巻き掛けられたベルトのベルト挟圧力を調整するための油圧制御装置を備え、（ｃ）その油圧制御装置は、ライン圧と前記セカンダリ側シリンダへの供給圧とを独立して制御可能に構成され、（ｄ）前記セカンダリ側シリンダのシリンダ受圧面積は、車両が最高速定地走行した場合において、前記セカンダリ側シリンダへの供給圧を予め定められた制御可能な最低圧としたときに得られるベルト挟圧力のベルト滑りに対する安全率が１．５を越えない値に設定されていることを特徴とする。
【発明の効果】
【００１０】
請求項１にかかる発明の車両用ベルト式無段変速機によれば、遠心油圧キャンセラ室を備えていないことから、最高速時に遠心油圧による可動シーブのベルト挟圧側への推力が大きくなることでベルト挟圧力が過大となるが、セカンダリ側シリンダの受圧面積を小さくすることで、ベルト挟圧力が過大になるのを抑制することができる。なお、この場合、セカンダリ側シリンダへの供給圧も低くする必要があるが、この点については、ライン圧とセカンダリ側シリンダへの供給圧を独立して制御することで、ライン圧がセカンダリ側シリンダの供給圧と共に低くなり過ぎて、変速に必要な油圧がプライマリ側シリンダに供給されず増速側に変速できない等の弊害から回避することができる。また、セカンダリ側シリンダの受圧面積を小さくすると、低速走行時においては、セカンダリ側シリンダに供給する油圧を大きくするためにライン圧を大きくする必要があるが、ライン圧とセカンダリ側シリンダへの供給圧を独立して制御可能であれば、ライン圧の増加はおおよそ減速側（γ＞１）に限定できるので、実用燃費の悪化を避けることができる。そして、セカンダリ側シリンダのシリンダ受圧面積は、車両が平坦路を最高速にて走行した最高速定地走行時において、セカンダリ側シリンダへの供給圧を最低圧としたときに得られるベルト挟圧力のベルト滑りに対する安全率が１．５を越えない値にまで小さくしたことから、ベルトの耐久性低下を避けることができ、これにより、上記従来の問題を避けつつ、実用的に遠心油圧キャンセラ室を廃止することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１１】
以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。
【実施例１】
【００１２】
図１は、本発明の一実施例である車両用動力伝達装置１０の骨子図である。この車両用動力伝達装置１０は、横置き型の自動変速機であって、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型車両に好適に採用されるものであり、走行用の動力源として機能するエンジン１２を備えている。内燃機関にて構成されているエンジン１２の出力は、エンジン１２のクランク軸、流体伝動装置としてのトルクコンバータ１４から前後進切換装置１６、入力軸３６、ベルト式無段変速部１８、減速歯車装置２０を介して終減速機２２に伝達され、左右の駆動輪２４Ｌ、２４Ｒに分配される。ここで、前後進切換装置１６およびベルト式無段変速部１８によって、ベルト式無段変速機３０が構成される。なお、本実施例のベルト式無段変速部１８が、本発明の無段変速部に対応している。
【００１３】
トルクコンバータ１４は、エンジン１２のクランク軸に連結されたポンプ翼車１４ｐ、およびタービン軸３４を介して前後進切換装置１６に連結されたタービン翼車１４ｔを備えており、流体を介して動力伝達を行うようになっている。また、それらのポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車１４ｔの間には、ロックアップクラッチ２６が設けられており、図示しない油圧制御装置の切換弁などよって係合側油室および解放側油室に対する油圧供給が切り換えられることにより、係合または解放されるようになっており、完全係合されることによってポンプ翼車１４ｐおよびタービン翼車１４ｔは一体回転させられる。上記ポンプ翼車１４ｐには、ベルト式無段変速部１８を変速制御したりベルト挟圧力を発生させたり、或いは各部に潤滑油を供給したりするための油圧を発生させる機械式のオイルポンプ２８が設けられている。
【００１４】
前後進切換装置１６は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置を主体として構成されており、トルクコンバータ１４のタービン軸３４はサンギヤ１６ｓに一体的に連結され、ベルト式無段変速部１８の入力軸３６は、キャリヤ１６ｃに一体的に連結されている一方、キャリヤ１６ｃとサンギヤ１６ｓは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結され、リングギヤ１６ｒは後進用ブレーキＢ１を介してハウジングに選択的に固定されるようになっている。前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１は、何れも油圧シリンダによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置であり、図２に示されるように、前進用クラッチＣ１が係合させられると共に後進用ブレーキＢ１が解放されることにより、前後進切換装置１６は一体回転状態とされることにより前進用動力伝達経路が成立させられて、前進方向の回転が減速されることなくベルト式無段変速部１８側へ伝達される一方、後進用ブレーキＢ１が係合させられると共に前進用クラッチＣ１が解放されることにより、前後進切換装置１６は後進用動力伝達経路が成立させられて、入力軸３６はタービン軸３４に対して逆方向に回転させられるようになり、後進方向の回転がベルト式無段変速部１８側へ伝達される。また、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切換装置１６は動力伝達を遮断するニュートラル（遮断状態）状態になる。
【００１５】
ベルト式無段変速部１８は、入力軸３６に設けられている入力側部材である有効径が可変の入力側可変プーリ４２と、出力軸４４に設けられている出力側部材である有効径が可変の出力側可変プーリ４６と、それらの可変プーリ４２、４６に巻き掛けられた摩擦接触する動力伝達部材として機能する伝動ベルト４８とを備えており、可変プーリ４２、４６と伝動ベルト４８との間の摩擦力を介して動力伝達が行われる。可変プーリ４２および４６は、入力軸３６および出力軸４４にそれぞれ固定された固定シーブ４２ａおよび４６ａと、入力軸３６および出力軸４４に対して軸心まわりの相対回転不能且つ、軸心方向の移動可能に設けられた可動シーブ４２ｂおよび４６ｂと、それらの間のＶ溝幅が可変とする推力を付与する入力側油圧シリンダ４２ｃおよび出力側油圧シリンダ４６ｃとを備えて構成されており、入力側可変プーリ４２の入力側油圧シリンダ４２ｃの油圧が制御されることにより、両可変プーリ４２、４６のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４８の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ（＝入力軸回転速度ＮＩＮ／出力軸回転速度ＮＯＵＴ）が連続的に変化させられる。一方、出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧が制御されることにより、伝動ベルト４８を挟圧する挟圧力が変更される。伝動ベルト４８は、多数の金属製の駒４９に、左右に複数枚に重ねられたスチールバンド５１をはめた構造となっている。なお、本実施例の入力側可変プーリ４２が、本発明のプライマリプーリに対応しており、出力側可変プーリ４６が、本発明のセカンダリプーリに対応している。また、本実施例の入力側油圧シリンダ４２ｃが、本発明のプライマリ側シリンダに対応しており、出力側油圧シリンダ４６ｃが、本発明のセカンダリ側シリンダに対応しており、伝動ベルト４８が、本発明のベルトに対応している。
【００１６】
図３は、図１のベルト式無段変速機３０の構成部材である出力側可変プーリ４６の構造を説明するための部分断面図である。出力側可変プーリ４６は、両端が図示しない軸受によって回転可能に支持されている出力軸４４に一体的に設けられている固定シーブ４６ａと、出力軸４４に対して相対回転不能、且つ軸心方向の移動可能に嵌め付けられている可動シーブ４６ｂと、可動シーブ４６ｂの固定シーブ４６ａ側とは反対側に配置されている出力側油圧シリンダ４６ｃとを、備えている。固定シーブ４６ａは、径方向に突き出す円板形状に形成されており、固定シーブ４６ａの可動シーブ４６ｂ側の側面には、固定側斜面５０が形成されている。可動シーブ４６ｂは、出力軸４４に嵌め付けられてる円筒部５２と、円筒部５２の端部より径方向に突き出す円板状の鍔部５４とを備えている。円筒部５２の内周面および出力軸４４の外周面には、それぞれ周方向に複数個の図示しない軸心方向に伸びる溝が形成されており、互いの溝が円周方向で常時同位相となるように位置決めされ、互いの溝に跨るように図示しないボールが介装されている。これにより、円筒部５２は、出力軸４４に対してボールを介して軸心方向に滑らかに相対移動可能、且つ相対回転不能とされている。また、鍔部５４は、円筒部５２に一体的に接続されており、鍔部５４の固定シーブ４６ａ側の側面には、可動側斜面５６が形成されている。これら、固定側斜面５０および可動側斜面５６によってＶ字形状の溝５８が形成され、この溝５８に伝動ベルト４８が巻き掛けられる。ここで、固定側斜面５０および可動側斜面５６の傾斜角、所謂、クランク角は１１ｄｅｇとされている。また、図３において、出力軸４４の軸心の上側半分が可動シーブ４６ｂが最も固定シーブ４６ａ側に移動した状態、すなわち伝動ベルト４８が溝５８の外周側に位置された状態を示しており、下側半分が可動シーブ４６ｂが最も固定シーブ４６ａから隔離した状態、すなわち伝動ベルト４８が溝５８の内周側に位置された状態を示している。
【００１７】
出力側油圧シリンダ４６ｃは、出力軸４４に対して軸心方向の移動不能に嵌め着けられた隔壁６０と、可動シーブ４６ｂと、隔壁６０と可動シーブ４６ｂとの間に介装されたスプリング６２とを、備えている。隔壁６０は、一方が閉口する有底円筒状部材であり、出力軸４４に対し軸心方向の相対移動不能に嵌め着けられている。この隔壁６０は、出力軸４４の外周面から径方向に伸びる第１円板部６０ａと、この第１円板部６０ａの外周端から可動シーブ４６ｂに向かって軸心方向に伸びる筒部６０ｂと、筒部６０ｂの一端から径方向に伸びる第２円板部６０ｃとを備えている。第１円板部６０ａの内周部は、出力軸４４に形成されている段付部と出力軸４４の外周面に嵌め入れられている円筒状のスペーサ６４との間に挟み込まれおり、軸心方向への移動が阻止されている。第２円板部６０ｃの外周縁は、可動シーブ４６ｂの鍔部５４に設けられている円筒状の外周筒部６６の内周面にシールリング６７を介して油密に密閉されている。また、隔壁６０の第１円板部６０ａと可動シーブ４６ｂの鍔部５４との間には、スプリング６２が介装されており、可動シーブ４６ｂを固定シーブ４６ａ側に移動する推力を常時付与している。ここで、可動シーブ４６ｂ、隔壁６０および出力軸４４によって単一の油圧室６８が形成される。この油圧室６８に所定の油圧が供給されると、その油圧によって可動シーブ４６ｂが固定シーブ４６ａ側に移動させられ、溝５８に巻き掛けられている伝動ベルト４８を軸心方向に挟圧する。
【００１８】
出力軸４４の内部には、軸心方向に伸びる油路７０が形成されており、さらに、油路７０から径方向に伸びる油路７２および油路７４が形成されている。また、可動シーブ４６ｂの円筒部５２には、その内周および外周を貫通する油路７６が形成されている。ここで、図３の軸心の下側半分に示される状態から油路７０に作動油が供給されると、油路７２および油路７２に連通する油路７６を通って油圧室６８内に供給される。この作動油の油圧による推力、およびスプリング６２の弾性力によって、可動シーブ４６ｂが固定シーブ４６ａ側に移動させられ、伝動ベルトを軸心方向に挟圧する。また、可動シーブ４６ｂが所定の位置まで移動させられると、油圧室６８と油路７４とが連通させられ、油路７４からも作動油が供給される。なお、油路７０は、後述する油圧制御装置７６の油圧回路７８に接続されている。
【００１９】
図４は、入力側油圧シリンダ４２ｃおよび出力側油圧シリンダ４６ｃに作動油を供給するための油圧制御装置７６を構成する油圧回路７８である。
【００２０】
オイルパン８０からストレーナ８２を介して吸引された作動油は、オイルポンプ２８によって昇圧させられて油路８６に供給される。油路８６の作動油圧、すなわち、ポンプ吐出圧はソレノイドＳＬＴから出力される信号油圧に基づいて制御される調圧弁８８によって調圧されてライン圧ＰＬとなる。このライン圧ＰＬを有する作動油が、油路８６から分岐された油路９０側に供給されると、油路９０に設けられている調圧弁９２によって調圧される。調圧弁９２は、ベルト挟圧制御ソレノイドＳＬＳから出力される信号油圧に基づいて制御される調圧弁であり、調圧された作動油は、出力軸４４の油路７０を通って、出力側油圧シリンダ４６ｃに供給される。このように、出力側油圧シリンダ４６ｃへの油圧が調圧制御されることで、入力側可変プーリ４２と出力側可変プーリ４６との間に巻き掛けられた伝動ベルト４８のベルト挟圧力が調整される。
【００２１】
一方、油路８６から油路９４側に供給される作動油は、変速速度制御弁９６に供給される。変速速度制御弁９６は、増速側ソレノイドＤＳ１および減速側ソレノイドＤＳ２により、ライン圧供給ポート９８、ドレンポート１００、および入力側可変プーリ４２の入力側油圧シリンダ４２ｃの出力ポート１０２の連通および非連通が切り換えられる。例えば、増速側ソレノイドＤＳ１がＯＮ状態であると、ライン圧供給ポート９８と出力ポート１０２とが連通させられ、ライン圧ＰＬが入力側油圧シリンダ４２ｃに供給される。一方、減速側ソレノイドＤＳ２がＯＮ状態であると、出力ポート１０２とドレンポート１００とが連通状態となり、入力側油圧シリンダ４２ｃから作動油が排出される。このように、入力側油圧シリンダ４２ｃに対して作動油を給排制御することにより、入力側可変プーリ４２に巻き掛けられている伝動ベルト４８の回転半径が適宜変化させられ、ベルト式無段変速部１８を連続的に変速させる。また、上述したように、本実施例のライン圧は、ソレノイドＳＬＴを介して調圧弁８８によって制御されると共に、出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧室６８に供給されるベルト挟圧力制御油圧POUT［MPa］は、ベルト挟圧制御ソレノイドＳＬＳを介して調圧弁９２によって制御され、それぞれ独立に制御可能に構成されている。なお、油圧制御装置７６に備えられている各種ソレノイドバルブは、図示しない車速センサやアクセル開度センサ等から供給される各諸元に基づいて、電子制御装置によって好適に制御される。
【００２２】
本実施例では、前述した図６に示す遠心油圧キャンセラ室２１４が廃止されている。一般に、遠心油圧キャンセラ室を備えない場合は、図３の油圧室６８で発生する遠心油圧によって、高速走行時に伝動ベルト４８にかかる挟圧力が過大になる問題がある。ここで、伝動ベルト４８にかけられるベルト挟圧力のベルト滑りに対する指標として、安全率Ｋが用いられている。安全率Ｋは例えば公知の式（１）によって算出される。
【００２３】
Ｋ＝{(POUT＋βV2)SOUT+W}/(Tcosθ/(Dμ))   ・・・・・・（１）
【００２４】
ここで、POUT［MPa］は出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧室６８に供給されるベルト挟圧力制御油圧すなわちベルト張力制御油圧を示しており、βは出力側油圧シリンダ４６ｃの遠心油圧係数［MPa/(km/h)2］を、V［km/h］は車速、SOUT［mm2］は油圧室６８の受圧面積を、W［N］はスプリング６２の荷重を、T［Nm］は伝達トルクを、θ［rad］は固定および可動シーブ４６ａ、４６ｂのフランク角を、D［m］は伝動ベルト４８の入力側可変プーリ４２側の巻付径を、μ［−］が伝動ベルト４８と出力側可変プーリ４６との間の摩擦係数を、それぞれ表している。
【００２５】
この安全率Ｋが１．０を下回ると、出力側可変プーリ４６と伝動ベルト４８との間に滑りが生じてしまう。一方、安全率Ｋが１．０よりも大きくなるほど、伝動ベルト４８にかけられる挟圧力が過大となり、伝動ベルト４８の耐久性が低下し、ベルト効率が低下する。ここで一般的には、伝動ベルト４８の公差によってその摩擦係数にばらつきはあるものの、安全率Ｋは、例えば１．０から１．５の範囲に収まるように設定するものであり、好適には１．２から１．５の範囲に収まるように設定することが好ましい。
【００２６】
ここで、本実施例では、出力側可変プーリ４６の遠心油圧キャンセラ室を備えない状態においても、安全率Ｋが上記のような範囲となるようにベルト挟圧力制御油圧POUTおよび油圧室６８のシリンダ受圧面積SOUT が設定されている。図５は、本実施例である車両の安全率Ｋ０の算出結果、およびその算出に用いられる各種パラメータである。なお、安全率Ｋ０は、遠心油圧の影響が最も大きくなる平坦路を最高速にて走行した最高速定地走行時において、予め定められた調圧弁９２による調圧制御可能なベルト挟圧力制御油圧POUTの最低圧を出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧室６８に供給した状態で算出したものである。
【００２７】
本実施例の車両の安全率Ｋ０は、例えば１．１８とされる。これは安全率Ｋが１．５を下回る数値である。
【００２８】
また、図５に示す最高速定地走行時の出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧室６８のベルト挟圧力制御油圧POUTの指示圧は、０．３２７［MPa］と、制御可能な最低圧［０．２(MPa)］を上回っている。ここで、この算出された指示圧は、安全率Ｋがそれぞれ１．３と仮定して算出されたものであり、安全率Ｋを１．３にするために必要とされる油圧でる。なお、摩擦係数μ［−］は、一般には、０．０８から０．１０程度であり、本算出では、摩擦係数μ［−］を０．０９として算出した。また、制御可能な最低圧に関しては、各車両が備える油圧制御系の諸元に基づいて設定されたものである。
【００２９】
前記のような安全率Ｋ０および指示圧とするために、本実施例の車両では、出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧室６８のシリンダ受圧面積SOUTが小さく設定されている。本実施例の車両では、受圧面積SOUTが１２１．４［cm2］となっている。なお、シリンダ受圧面積SOUTは停車時における制御可能な最高圧および最大伝達トルクとの関係において、安全率Ｋが１．０を下回らないように設定されている。受圧面積SOUTを小さくとることで、遠心油圧係数も同様に小さくなり、（１）式より安全率Ｋが小さくなる。なお、受圧面積を小さくすると、所定の挟圧力を発生させるため、必要となるライン圧ＰＬが大きくなり、オイルポンプ２８の負担増加による効率悪化を招く問題がある。これに対して、本実施例のライン圧ＰＬはソレノイドＳＬＴおよび調圧弁８８によって調圧されると共に、出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧室６８に供給されるベルト挟圧力制御油圧POUTはベルト挟圧制御ソレノイドＳＬＳおよび調圧弁９２によって調圧される油圧回路を備えており、ライン圧ＰＬとベルト狭圧力制御油圧POUTとを別々に調圧可能としているため、ライン圧ＰＬの増加を最小限に抑制することができる。すなわち、ライン圧ＰＬの増加は、出力側油圧シリンダ４６ｃに供給する油圧が入力側油圧シリンダ４２ｃに供給する油圧よりも高くなる減速側（変速比γ＞１．０）に限定され、発進時や低速走行中のキックダウン時に限られるため、ライン圧ＰＬの増加を最小限に抑制することで、実用燃費の悪化は抑制することができる。
【００３０】
また、本実施例の車両では、制御可能な最低圧を低く設定している。具体的には、本実施例の車両では、図５に示されるように制御可能な最低圧が０．２［MPa］なっている。これにより、本実施例の車両の指示圧が０．３２７［MPa］と０．２［MPa］を上回り、制御可能となる。ところで、出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧室６８の油圧を抜いたとしても油圧室６８内に空気が入ると、油圧供給時の応答性が低下するため、油圧室６８内を作動油で満たすのに必要な油圧をかける必要がある。この必要な油圧が制御可能な最低圧となるが、この最低圧を低くするために、本実施例では、極低圧まで制御可能な油圧制御弁を備えており、また、油圧センサを用いた油圧学習など、制御弁のばらつきを低減するような制御がなされている。
【００３１】
また、本実施例の車両では、遠心油圧を最小限に抑えるため、出力側可変プーリ４６の回転数を比較的低く設定している。本実施例の車両のようなエンジン１２の回転が減速されることなくベルト式無段変速部１８に入力されると共に、ベルト式無段変速部１８の後に減速歯車装置２０が配置される構造では、車両に対する出力側可変プーリ４６の回転数はその減速歯車装置２０の減速比とタイヤ径で決定されるため、減速比を小さくとる、或いはタイヤ径を大きくとることで回転数を低くすることができる。
【００３２】
さらに、本実施例の車両では、比較的大きい伝達トルクＴを発生させることができるエンジン１２を用いている。これにより、安全率Ｋを低くすることができる。これらを総合的に加味することによって、前述したような安全率Ｋ０に抑えることができ、且つ制御可能な最低圧以上の圧力を常時保持することができる。
【００３３】
上述のように、本実施例のベルト式無段変速機３０によれば、遠心油圧キャンセラ室を備えていないことから、高速走行時に遠心油圧による出力側可変プーリ４６の可動シーブ４６ｂのベルト挟圧側への推力が大きくなることでベルト挟圧力が過大となるが、出力側油圧シリンダ４６ｃの受圧面積SOUTを小さくすることで、ベルト挟圧力が過大になるのを抑制することができる。なお、この場合、出力側油圧シリンダ４６ｃへの供給圧も低くする必要があるが、この点については、ライン圧ＰＬと出力側油圧シリンダ４６ｃ内へのベルト挟圧力制御油圧POUTを独立して制御することで、ライン圧ＰＬが出力側油圧シリンダ４６ｃ内のベルト挟圧力制御油圧POUTと共に低くなり過ぎて、ベルト式無段変速部１８の変速に必要な油圧が入力側油圧シリンダ４２ｃに供給されず増速側に変速できない等の弊害から回避することができる。また、出力側油圧シリンダ４６ｃの受圧面積SOUTを小さくすると、低速走行時においては、出力側油圧シリンダ４６ｃに供給する油圧を大きくするために、ライン圧ＰＬを大きくする必要があるが、ライン圧ＰＬと出力側油圧シリンダ４６ｃ内へのベルト挟圧力制御油圧POUTを独立して制御可能であれば、ライン圧ＰＬの増加はおおよそ減速側（γ＞１）に限定できるので、実用燃費の悪化を避けることができる。そして、出力側油圧シリンダ４６ｃのシリンダ受圧面積SOUTは、車両が平坦路を最高速にて走行した最高速定地走行時において、出力側油圧シリンダ４６ｃへの供給圧を最低圧としたときに得られるベルト挟圧力のベルト滑りに対する安全率が１．５を越えない値にまで小さくしたことから、ベルトの耐久性低下を避けることができ、これにより、上記従来の問題を避けつつ、実用的に遠心油圧キャンセラ室を廃止することができる。
【００３４】
また、本実施例のベルト式無段変速機３０によれば、遠心油圧キャンセラ室を廃止することによって、ベルト式無段変速機３０の軽量化やコンパクト化、並びに低コストを達成することができる。また、遠心油圧キャンセラ室に供給する作動油を省略することができるため、オイルポンプ２８の容量を少なくすることができる。
【００３５】
つぎに、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。
【実施例２】
【００３６】
図７は、本発明の他の実施例である油圧制御装置３００を構成する油圧回路３０２である。なお、油圧制御装置３００以外の構成については、前述した車両用動力伝達装置１０と同様となっているため、その説明を省略する。
【００３７】
オイルパン８０からストレーナ８２を介して吸引された作動油は、オイルポンプ２８によって昇圧させられて油路３０４に供給される。油路３０４の作動油圧、すなわちポンプ吐出圧は、調圧弁３０６によって調圧され、ライン圧ＰＬとなる。このライン圧ＰＬを有する作動油は、油路３０８に設けられている分岐点から油路３１０および油路３１２に分岐する。油路３１０に供給される作動油は、調圧弁３１４によって調圧される。調圧弁３１４は、入力側油圧制御ソレノイドＳＬＰから出力される信号油圧に基づいて制御される制御弁であり、調圧された作動油は、入力側可変プーリ４２の入力側油圧シリンダ４２ｃに供給される。
【００３８】
一方、油路３１２に供給される作動油は、調圧弁３１６によって調圧される。調圧弁３１６は、出力側油圧制御ソレノイドＳＬＳから出力される信号油圧に基づいて制御される制御弁であり、調圧された作動油は、出力側可変プーリ４６の出力側油圧シリンダ４６ｃに供給される。
【００３９】
また、入力側油圧制御ソレノイドＳＬＰおよび出力側油圧制御ソレノイドＳＬＳから出力された信号油圧は、三方切換弁３１８に入力される。三方切換弁３１８は、入力側油圧制御ソレノイドＳＬＰおよび出力側油圧制御ソレノイドＳＬＳにより、第１入力ポート３２０、第２入力ポート３２２、および出力ポート３２４の連通および非連通が切り換えられる。例えば、入力側油圧制御ソレノイドＳＬＰがＯＮ状態であると、第１入力ポート３２０と出力ポート３２４とが連通状態となり、入力側油圧制御ソレノイドＳＬＰの信号油圧が、調圧弁３０６のパイロット圧として入力される。一方、出力側油圧制御ソレノイドＳＬＳがＯＮ状態であると、第２入力ポート３２２と出力ポート３２４とが連通状態となり、出力側油圧制御ソレノイドＳＬＳの信号油圧が、調圧弁３０６のパイロット圧として入力される。これより、ライン圧ＰＬは、入力側油圧制御ソレノイドＳＬＰおよび出力側油圧制御ソレノイドＳＬＳの信号油圧の大小関係によって制御され、高圧側の油圧が優先的に調圧弁３０６に供給される。そして、調圧弁３０６はこの高圧側の油圧によって制御され、ライン圧ＰＬを調圧する。一方、出力側油圧シリンダ４６ｃの油圧室６８に供給されるベルト挟圧力制御油圧POUTは、出力側油圧制御ソレノイドＳＬＳを介して調圧弁３１６によって調圧され、それぞれの油圧は独立に制御可能な構成となっている。
【００４０】
このような油圧回路３０２においても、前述の実施例と同様の効果が得られ、実用的に遠心油圧キャンセラ室を廃止することができる。
【００４１】
以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。
【００４２】
例えば、前述の実施例の油圧回路７８、３０２では、ライン圧ＰＬおよび出力側可変プーリ４６の油圧室６８に供給されるベルト挟圧力制御油圧POUTは、それぞれ独立に制御可能となっているが、他の構成の油圧回路においても油圧を独立に制御することが可能であれば、本発明に適用することができる。
【００４３】
また、本実施例では、入力側油圧シリンダ４２ｃへの作動油の給排制御によりベルト式無段変速部１８を変速させるようにしているが、入力側油圧シリンダ４２ｃに供給する作動油を調圧制御することによりベルト式無段変速部を変速させるものにも本発明は適用することができる。
【００４４】
また、本実施例の車両用動力伝達装置１０は、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）型の車両であったが、４輪駆動車など、他の形式の車両においても本発明は適用することができる。また、前後進切換装置１６の構造等についても、矛盾の生じない範囲で自由に変更することができる。
【００４５】
なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【００４６】
【図１】本発明の一実施例の車両用動力伝達装置の骨子図である。
【図２】図１の車両用動力伝達装置の作動状態を表す係合作動表である。
【図３】図１のベルト式無段変速機の構成部材である出力側可変プーリの構造を説明するための部分断面図である。
【図４】図１の車両用動力伝達装置に作動油を供給する油圧制御装置を構成する油圧回路図である。
【図５】本発明が適用された車両の安全率の算出結果、およびその算出に用いられる各種パラメータである。
【図６】従来のベルト式無段変速機の構成部材であるセカンダリプーリの断面図である。
【図７】本発明の他の実施例である油圧制御装置を構成する油圧回路図である。
【符号の説明】
【００４７】
１２：エンジン（動力源）  １８：ベルト式無段変速部（無段変速部）  ３０：ベルト式無段変速機  ４２：入力側可変プーリ（プライマリプーリ）  ４２ｃ：入力側油圧シリンダ（プライマリ側シリンダ）  ４６：出力側可変プーリ（セカンダリプーリ）  ４６ｃ：出力側油圧シリンダ（セカンダリ側シリンダ）  ４８：伝動ベルト（ベルト）  ６８：油圧室  ７６、３００：油圧制御装置
【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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