(57)【要約】【課題】回転部材の回転に伴って生じる負圧でブリーザ室内のオイルを収容空間内に戻す場合に、攪拌抵抗等の増大による動力伝達効率の悪化を抑制しつつ隙間を小さくして適切な負圧が得られるようにする。【解決手段】ベルト式無段変速機のプライマリプーリ６０の可動シーブ６０ｂの外周面８４に近接する部分に連通孔８２が開口しており、外周面８４の径寸法変化により可動シーブ６０ｂの軸方向の移動に伴って隙間寸法ｄが変化させられる。変速比γ２が大きい時は可動シーブ６０ｂの回転速度が低い場合が多いが、隙間寸法ｄが小さいことで適切に負圧が得られ、ブリーザ室７４内のオイルが適切に収容空間８０内に戻される。変速比γ２が小さい時は、可動シーブ６０ｂの回転速度が高い場合が多いため、隙間寸法ｄが大きくなっても所定の負圧を確保できるとともに、隙間寸法ｄが大きくなることで攪拌抵抗等による動力伝達効率の悪化が抑制される。【選択図】図４
2017219048.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
変速機の収容空間と隔壁を隔てて変速機ケースに設けられ、外部に連通させられたブリーザ室と、
前記変速機の回転部材の外周面に対して所定の隙間を隔てて近接する部分に開口するように前記隔壁に設けられた連通孔と、
を有し、前記回転部材の回転に伴って前記隙間部分に生じる負圧により前記ブリーザ室内のオイルが前記連通孔を介して前記収容空間内に戻される車両用変速機のブリーザ装置において、
前記変速機はベルト式無段変速機を備えており、前記回転部材は変速比に応じて軸方向へ移動させられる可動シーブであり、
該可動シーブの外周面は、変速比が小さい場合に大きい場合よりも前記隙間が大きくなるように、軸方向において径寸法が変化している
ことを特徴とする車両用変速機のブリーザ装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は車両用変速機のブリーザ装置に係り、特に、ブリーザ室内に侵入したオイルが負圧によって収容空間内に戻されるブリーザ装置の改良に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
(a) 変速機の収容空間と隔壁を隔てて変速機ケースに設けられ、外部に連通させられたブリーザ室と、(b) 前記変速機の回転部材の外周面に対して所定の隙間を隔てて近接する部分に開口するように前記隔壁に設けられた連通孔と、を有し、(c) 前記回転部材の回転に伴って前記隙間部分に生じる負圧により前記ブリーザ室内のオイルが前記連通孔を介して前記収容空間内に戻される車両用変速機のブリーザ装置が提案されている（特許文献１参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２０１１−１７９６４８号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
しかしながら、回転部材の回転に伴って生じる負圧は回転速度に依存するため、低速回転時に十分な負圧が得られない場合がある。これに対し、回転部材と連通孔との間の隙間を小さくすれば、負圧を大きくすることができるが、隙間を小さくすると攪拌抵抗乃至は回転抵抗が増大して動力伝達効率が悪くなり、燃費悪化を招く可能性がある。
【０００５】
本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、回転部材の回転に伴って生じる負圧でブリーザ室内のオイルを収容空間内に戻す場合に、攪拌抵抗等の増大による動力伝達効率の悪化を抑制しつつ隙間を小さくして適切な負圧が得られるようにすることにある。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明は、(a) 変速機の収容空間と隔壁を隔てて変速機ケースに設けられ、外部に連通させられたブリーザ室と、(b) 前記変速機の回転部材の外周面に対して所定の隙間を隔てて近接する部分に開口するように前記隔壁に設けられた連通孔と、を有し、(c) 前記回転部材の回転に伴って前記隙間部分に生じる負圧により前記ブリーザ室内のオイルが前記連通孔を介して前記収容空間内に戻される車両用変速機のブリーザ装置において、(d) 前記変速機はベルト式無段変速機を備えており、前記回転部材は変速比に応じて軸方向へ移動させられる可動シーブであり、(e) その可動シーブの外周面は、変速比が小さい場合は大きい場合よりも前記隙間が大きくなるように、軸方向において径寸法が変化していることを特徴とする。
【発明の効果】
【０００７】
このような車両用変速機のブリーザ装置においては、ベルト式無段変速機の可動シーブの外周面に近接する部分に連通孔が開口させられており、変速比が大きい時には外周面との間の隙間が小さいため、比較的大きな負圧が得られてブリーザ室内のオイルが適切に収容空間内に戻される一方、変速比が小さくなると、可動シーブの軸方向の移動に伴って隙間が大きくなるため、攪拌抵抗や回転抵抗が低減されて動力伝達効率の悪化が抑制される。その場合に、個々のベルト式無段変速機の変速特性や、プライマリプーリかセカンダリプーリかによっても異なるが、一般に変速比が大きい時は可動シーブの回転速度が低い場合が多く、隙間が小さくされることで適切に負圧が得られる。また、変速比が小さい時は、一般に可動シーブの回転速度が高い場合が多いため、隙間が大きくなっても所定の負圧を確保できるとともに、隙間が大きくなることで動力伝達効率の悪化が適切に抑制される。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】本発明が適用された車両用動力伝達装置の一例を説明する骨子図である。
【図２】図１のベルト式無段変速機の変速マップの一例を説明する図である。
【図３】図１の車両用動力伝達装置が備えているブリーザ装置を示す断面図である。
【図４】図３におけるIV−IV矢視部分の断面図で、最大変速比γ２ｍａｘの場合である。
【図５】図４において最小変速比γ２ｍｉｎとされた場合の断面図である。
【図６】可動シーブの外周面に設けられる溝の一例を示す断面図である。
【図７】可動シーブの外周面に設けられる溝の別の例を示す断面図である。
【図８】本発明の他の実施例を説明する図で、セカンダリプーリ側にブリーザ装置が設けられた場合の図４に対応する断面図である。
【図９】図８において最小変速比γ２ｍｉｎとされた場合の断面図である。
【図１０】本発明が適用された車両用動力伝達装置の別の例を説明する骨子図である。
【図１１】図１０の車両用動力伝達装置において、後進走行時の逆回転に伴って発生する正圧を抑制する参考例を説明する図で、最大変速比γ２ｍａｘの場合である。
【図１２】図１１において最小変速比γ２ｍｉｎとされた場合の断面図である。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
本発明は、変速機としてベルト式無段変速機を備えている種々の車両用変速機のブリーザ装置に適用され得る。可動シーブの回転に伴って隙間部分、厳密には連通孔の開口部分に、負圧を生じさせるためには、例えば、連通孔の開口側が可動シーブの回転方向へ傾斜するように、連通孔を可動シーブの径方向に対して傾斜させて設けることが考えられる。また、可動シーブの回転方向の下流側へ向かうに従って隙間の間隔が広くなる部分に、連通孔の開口を設けることも有効である。その連通孔の姿勢および隙間の徐変の両方で負圧を発生させることが望ましいが、何れか一方だけで負圧を発生させることもできる。可動シーブの回転方向が逆になると、正圧が発生するようになるため、車両の前進、後退に拘らずベルト式無段変速機が同じ方向へ回転させられることが望ましい。前進時と後退時とで回転方向が逆になる場合には、頻度が高い走行時に負圧が発生するように構成することが望ましい。
【００１０】
また、負圧を発生させるためには、可動シーブの回転に伴って、その回転方向へエアの流れを生じさせる必要があり、可動シーブの外周面に軸方向へ延びる多数の凸条或いは溝を設けることが望ましい。また、単に凹凸を設けるだけでも良く、例えば断面円弧状（部分球面状など）の多数のディンプル（凹み）を設けるだけでも良い。それ等の凹凸や凸条、溝を設けることなく、単純な円筒面であっても良い。
【００１１】
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を有して構成され、それぞれのプーリが固定シーブおよび可動シーブを備えているが、本発明のブリーザ装置は、プライマリプーリ側およびセカンダリプーリ側のどちらに設けることもできる。可動シーブの外周面の軸方向における径寸法変化は、例えば径寸法が徐々に変化するテーパ部が適当であるが、径寸法が異なる１または複数の段差を設けても良い。プライマリプーリの場合、変速比が小さくなると可動シーブが固定シーブに接近させられることから、その可動シーブの外周面の径寸法変化は、固定シーブから離間する側が近接する側に比較して小径とされる。セカンダリプーリの場合、変速比が小さくなると可動シーブが固定シーブから離間させられるため、可動シーブの外周面の径寸法変化は、プライマリプーリとは逆に固定シーブに近接する側が離間する側に比較して小径とされる。
【実施例】
【００１２】
以下、本発明の実施例を、図面を参照して詳細に説明する。なお、以下の実施例において、図は説明のために適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。
【００１３】
図１は、本発明が適用された車両用動力伝達装置１０の構成を説明する骨子図で、互いに平行な複数の軸が一平面内に位置するように展開して示した図である。こ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）型車両に好適に採用されるものであり、走行用の動力源である内燃機関等のエンジン１２の出力は、流体式伝動装置としてのトルクコンバータ１４から自動変速機１６を介して差動歯車装置１８に伝達され、左右の駆動輪２０Ｌ、２０Ｒへ分配される。トルクコンバータ１４には、ロックアップクラッチ１５が設けられている。
【００１４】
自動変速機１６は、トルクコンバータ１４の出力回転部材であるタービン軸と一体的に設けられた入力軸２２、入力軸２２に連結されたベルト式無段変速機２４、同じく入力軸２２に連結されてベルト式無段変速機２４と並列に設けられた前後進切換装置２６およびギヤ変速機構２８、ベルト式無段変速機２４およびギヤ変速機構２８の共通の出力回転部材である出力軸３０、減速歯車装置３２を備えており、その減速歯車装置３２の小径ギヤ３４が差動歯車装置１８のリングギヤ３６と噛み合わされている。ギヤ変速機構２８は歯車伝達機構に相当する。このように構成された自動変速機１６においては、エンジン１２の出力が、トルクコンバータ１４からベルト式無段変速機２４を介して出力軸３０へ伝達され、或いはベルト式無段変速機２４を介することなく前後進切換装置２６およびギヤ変速機構２８を介して出力軸３０へ伝達され、更に減速歯車装置３２および差動歯車装置１８を経て左右の駆動輪２０Ｌ、２０Ｒへ伝達される。
【００１５】
このように、本実施例の自動変速機１６は、エンジン１２の出力を入力軸２２から前後進切換装置２６およびギヤ変速機構２８を介して出力軸３０へ伝達する第１動力伝達経路ＴＰ１と、エンジン１２の出力を入力軸２２からベルト式無段変速機２４を介して出力軸３０へ伝達する第２動力伝達経路ＴＰ２と、を備えているのであり、車両の走行状態に応じてそれ等の動力伝達経路ＴＰ１、ＴＰ２が切り換えられる。このため、自動変速機１６は、上記第１動力伝達経路ＴＰ１における動力伝達を断接（接続・遮断）する第１断接装置としての前進用クラッチＣ１、および第２動力伝達経路ＴＰ２における動力伝達を断接する第２断接装置としてのＣＶＴ走行用クラッチＣ２を備えている。第１動力伝達経路ＴＰ１には更に、前進用クラッチＣ１およびギヤ変速機構２８に対して直列に、具体的にはそれ等よりも下流側に、噛合い式伝達装置として噛合い式クラッチＣｓが設けられている。
【００１６】
前後進切換装置２６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、キャリア２６ｃが入力軸２２に一体的に連結され、サンギヤ２６ｓが入力軸２２に対して同軸に相対回転可能に配設された小径ギヤ４２に連結されている一方、リングギヤ２６ｒが後進用ブレーキＢ１を介して選択的に回転停止させられるとともに、キャリア２６ｃおよびサンギヤ２６ｓが前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結されるようになっている。そして、前進用クラッチＣ１が係合させられるとともに後進用ブレーキＢ１が解放されると、入力軸２２が小径ギヤ４２に直結されて前進用動力伝達状態が成立させられ、後進用ブレーキＢ１が係合させられるとともに前進用クラッチＣ１が解放されると、小径ギヤ４２は入力軸２２に対して逆方向へ回転させられ、後進用動力伝達状態が成立させられる。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、動力伝達を遮断するニュートラル状態となる。上記前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１は、何れも複数の摩擦材が油圧シリンダによって摩擦係合させられる多板式の摩擦係合装置である。
【００１７】
ギヤ変速機構２８は、小径ギヤ４２と、カウンタ軸４４に相対回転不能に設けられて小径ギヤ４２と噛み合わされた大径ギヤ４６と、カウンタ軸４４に対して同軸に相対回転可能に設けられた小径のアイドラギヤ４８とを備えている。そして、カウンタ軸４４とアイドラギヤ４８との間に、噛合い式クラッチＣｓが設けられており、それ等の間の動力伝達が断接される。噛合い式クラッチＣｓは、シンクロナイザリング等のシンクロメッシュ機構（同期機構）を備えており、クラッチハブスリーブ５０が、油圧シリンダ等のクラッチ切換装置により図１の左方向である接続方向へ移動させられると、シンクロナイザリングを介してアイドラギヤ４８がカウンタ軸４４と同期回転させられるようになり、クラッチハブスリーブ５０が更に移動させられると、そのクラッチハブスリーブ５０の内周面に設けられたスプライン歯を介してアイドラギヤ４８がカウンタ軸４４に連結される。
【００１８】
上記アイドラギヤ４８は、出力軸３０に設けられた大径ギヤ５８と噛み合わされており、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢ１の何れか一方が係合させられ且つ噛合い式クラッチＣｓが接続されることにより、エンジン１２の出力が入力軸２２から前後進切換装置２６、ギヤ変速機構２８、アイドラギヤ４８、および大径ギヤ５８を順次経由して出力軸３０に伝達されるようになり、第１動力伝達経路ＴＰ１が成立させられる。なお、小径のアイドラギヤ４８と大径ギヤ５８との間でも変速（減速）が行なわれ、それ等を含めてギヤ変速機構２８が構成されていると見做すこともできる。
【００１９】
ベルト式無段変速機２４は、入力軸２２に設けられた有効径が可変のプライマリプーリ６０と、出力軸３０と同軸のプーリ回転軸６２に設けられた有効径が可変のセカンダリプーリ６４と、それ等の一対のプーリ６０、６４の間に巻き掛けられた伝動ベルト６６とを備えており、一対のプーリ６０、６４と伝動ベルト６６との間の摩擦を介して動力伝達が行われる。一対のプーリ６０、６４は、入力軸２２、プーリ回転軸６２にそれぞれ固定された固定シーブ６０ａ、６４ａと、入力軸２２、プーリ回転軸６２に対して軸まわりの相対回転不能かつ軸方向の移動可能に設けられた可動シーブ６０ｂ、６４ｂと、それらの間のＶ溝幅を変更する推力を付与する油圧アクチュエータとしての油圧シリンダ６０ｃ、６４ｃとを備えて構成されている。そして、例えば油圧シリンダ６０ｃへ供給されるプライマリ油圧が制御されることにより、両プーリ６０、６４のＶ溝幅が変化して伝動ベルト６６の掛かり径（有効径）が変更され、変速比γ２が連続的に変化させられる。また、油圧シリンダ６４ｃへ供給されるセカンダリ油圧が制御されることにより、伝動ベルト６６が滑りを生じないようにベルト挟圧力が調整される。
【００２０】
出力軸３０は、プーリ回転軸６２に対して同軸に相対回転可能に配設されており、その出力軸３０とセカンダリプーリ６４との間に設けられた前記ＣＶＴ走行用クラッチＣ２により、それ等の出力軸３０とセカンダリプーリ６４との間の動力伝達が断接される。このＣＶＴ走行用クラッチＣ２が係合させられると、エンジン１２の出力が入力軸２２からベルト式無段変速機２４を経由して出力軸３０に伝達されるようになり、第２動力伝達経路ＴＰ２が成立させられる。ＣＶＴ走行用クラッチＣ２は、複数の摩擦材が油圧シリンダによって摩擦係合させられる多板式の摩擦係合装置である。
【００２１】
ここで、ギヤ変速機構２８のギヤ比等によって定まる前記第１動力伝達経路ＴＰ１の変速比γ１は、第２動力伝達経路ＴＰ２の変速比すなわちベルト式無段変速機２４の変速比γ２の最大値γ２ｍａｘよりも大きく、例えば車両発進時や高負荷走行時に第１動力伝達経路ＴＰ１が用いられ、車速Ｖの上昇や要求駆動力の減少などに伴って第２動力伝達経路ＴＰ２に切り換えられる。変速比γ１、γ２は、出力軸３０の回転速度（出力回転速度）Ｎｏｕｔに対する入力軸２２の回転速度（入力回転速度）Ｎｉｎの比（Ｎｉｎ／Ｎｏｕｔ）で、変速比γ１、γ２ｍａｘは何れも１．０より大きく、入力軸２２に対して出力軸３０が減速回転させられる。ベルト式無段変速機２４の最小変速比γ２ｍｉｎは１．０よりも小さく、入力軸２２に対して出力軸３０が増速回転させられる。また、ベルト式無段変速機２４は入力軸２２を介してエンジン１２に連結されているため、車両の後進走行は第１動力伝達経路ＴＰ１の前後進切換装置２６によって実現され、ベルト式無段変速機２４は、後進走行時においても前進走行時と同じ回転方向へ回転させられる。入力回転速度Ｎｉｎはタービン回転速度Ｎｔと一致する。また、出力回転速度Ｎｏｕｔは車速Ｖに対応する。
【００２２】
上記ベルト式無段変速機２４の変速比γ２は、例えば図２に示すようにアクセルペダルの操作量（アクセル操作量）Ａｃｃおよび出力回転速度Ｎｏｕｔをパラメータとして予め定められた変速マップに従って目標回転速度ＮｉｎＴが求められ、入力回転速度Ｎｉｎがその目標回転速度ＮｉｎＴと一致するように前記プライマリ油圧が調圧されることによって制御される。目標回転速度ＮｉｎＴは目標変速比に対応し、ベルト式無段変速機２４の最小変速比γ２ｍｉｎと最大変速比γ２ｍａｘの範囲内で設定される。図２の変速マップは一例で、出力回転速度Ｎｏｕｔが小さくアクセル操作量Ａｃｃが大きい程変速比γ２が大きくなるように、目標回転速度ＮｉｎＴが定められている。また、アクセル操作量Ａｃｃが略一定の定常走行では、出力回転速度Ｎｏｕｔの増大すなわち車速Ｖの上昇に伴って、目標回転速度ＮｉｎＴすなわちエンジン回転速度Ｎｅを上昇させつつ、変速比γ２が小さくなるように、目標回転速度ＮｉｎＴが定められている。アクセル操作量Ａｃｃは運転者の要求駆動力に相当する。
【００２３】
一方、本実施例の車両用動力伝達装置１０は、図３に示すブリーザ装置７０を備えている。図４および図５は、それぞれブリーザ装置７０の横断面図すなわち図３におけるIV−IV矢視部分の断面図であり、図４は最大変速比γ２ｍａｘの場合で、図５は最小変速比γ２ｍｉｎの場合である。このブリーザ装置７０は、トランスアクスルケース７２に設けられたブリーザ室７４を有し、そのブリーザ室７４の上部に設けられたブリーザプラグ７６を介して外部に連通させられることにより、トランスアクスルケース７２内の温度上昇に伴う圧力上昇が抑制される。ブリーザプラグ７６は、貫通孔を有する単純なパイプでも良い。ブリーザ室７４は、トランスアクスルケース７２の内側に隔壁７８を設けたもので、自動変速機１６を収容している収容空間８０との間がその隔壁７８によって隔てられているとともに、その隔壁７８に設けられた連通孔８２を介して収容空間８０と連通させられており、収容空間８０内のエアが連通孔８２からブリーザ室７４内に流入し、ブリーザプラグ７６を介して外部に排出される。トランスアクスルケース７２は変速機ケースに相当する。
【００２４】
上記ブリーザ室７４内には、収容空間８０内のオイル（気泡など）がエアと共に連通孔８２から侵入する可能性があるが、ブリーザ室７４内でエアと分離され、ブリーザ室７４の下端付近に設けられた連通孔８２から収容空間８０内に流下させられる。しかし、エアとオイルを完全に分離できず、ブリーザ室７４内のオイルがブリーザプラグ７６から外部に吹き出す可能性がある。このため、本実施例ではプライマリプーリ６０の近傍にブリーザ装置７０が設けられており、そのプライマリプーリ６０の回転に伴って生じる負圧により、ブリーザ室７４内のオイルが収容空間８０内に戻されるようになっている。具体的には、図４から明らかなように、連通孔８２は、プライマリプーリ６０の可動シーブ６０ｂの外周面８４に対して所定の隙間８６を隔てて近接する部分に開口させられており、その可動シーブ６０ｂの回転に伴って隙間８６部分に生じる負圧によりブリーザ室７４内のオイルが連通孔８２を介して収容空間８０内に吸引される。図３〜図５のＳ１は、可動シーブ６０ｂを含むプライマリプーリ６０の回転軸心、すなわち入力軸２２の軸心である。この可動シーブ６０ｂは、負圧を発生させるための回転部材に相当する。
【００２５】
可動シーブ６０ｂの回転に伴って隙間８６部分に負圧を発生させるため、連通孔８２は、図３に示されるように、開口側が可動シーブ６０ｂの回転方向Ｒの下流側へ傾斜するように、可動シーブ６０ｂの径方向に対して傾斜する姿勢で設けられている。また、連通孔８２の開口部分における隙間寸法ｄが比較的小さな所定の寸法に定められるとともに、その開口部分から可動シーブ６０ｂの回転方向Ｒの下流側へ向かうに従って隙間８６の間隔が広くされ、可動シーブ６０ｂの回転に伴ってその回転方向Ｒ側へエアが流動させられることにより、連通孔８２の開口部分が負圧とされる。可動シーブ６０ｂの回転に伴って、その回転方向Ｒ側へエアが確実に連れ廻りさせられるようにするため、可動シーブ６０ｂの外周面には、軸方向へ延びる溝８８が設けられている。この溝８８は、本実施例では軸心Ｓ１と平行に設けられているとともに、軸心Ｓ１まわりに一定の間隔で多数設けられている。溝８８の断面形状は適宜定められ、例えば図６に示す矩形溝８８ａや、図７に示すラチェット状溝８８ｂが適当である。ラチェット状溝８８ｂは傾斜Ｖ字溝で、可動シーブ６０ｂの回転方向Ｒにおける後側の壁面が略垂直（径方向と平行）に設けられる。なお、溝８８を、軸心Ｓ１まわりに捩じれたねじれ溝とすることもできる。
【００２６】
また、本実施例の可動シーブ６０ｂの外周面８４は、径寸法が略一定の大径部８４ａと、その大径部８４ａから離間するに従って径寸法が徐々に小さくなるテーパ部８４ｂとを備えており、変速比γ２の変化に伴う軸方向の移動により、連通孔８２の開口部における隙間寸法ｄが変化する。具体的には、変速比γ２が小さい場合は大きい場合に比較して隙間寸法ｄが大きくなるように、固定シーブ６０ａに近接する側に大径部８４ａが設けられ、固定シーブ６０ａから離間する側にテーパ部８４ｂが設けられている。すなわち、図４に示す最大変速比γ２ｍａｘの場合に隙間寸法ｄが最小になるため、可動シーブ６０ｂの回転速度Ｎｐｒｉ（＝入力回転速度Ｎｉｎ）が低速回転であっても所定の負圧が確保されて、ブリーザ室７４内のオイルを良好に吸引して収容空間８０内に戻すことができる。また、図５に示す最小変速比γ２ｍｉｎになると、隙間寸法ｄが大きくなるため、攪拌抵抗や回転抵抗が低減されて動力伝達効率の悪化が抑制される。図２に破線で示す直線Ａは、大径部８４ａとテーパ部８４ｂとの境界部分における変速比γ２で、その直線Ａの左側部分では隙間寸法ｄが比較的小さい一定値であるが、右側の斜線領域では、変速比γ２が小さくなるに従って隙間寸法ｄが大きくなる。なお、前記溝８８の深さ寸法を、大径部８４ａに比較してテーパ部８４ｂ側で浅くすることにより、回転に伴って生じるエアの連れ廻りを抑制し、そのテーパ部８４ｂ側が連通孔８２の開口部分に近接する最小変速比γ２ｍｉｎ側における攪拌抵抗や回転抵抗を更に低減することもできる。大径部８４ａだけに溝８８を設けるようにしても良い。
【００２７】
ここで、第２動力伝達経路ＴＰ２の成立時には、図２の変速マップに従って変速制御が行なわれる本実施例のベルト式無段変速機２４の場合、プライマリプーリ６０は、変速比γ２に応じて回転速度Ｎｐｒｉが変化し、アクセル操作量Ａｃｃが増大する加速時には、目標回転速度ＮｉｎＴすなわち変速比γ２が大きくされて一時的に回転速度Ｎｐｒｉが高くなるが、アクセル操作量Ａｃｃが略一定の定常走行時には、出力回転速度Ｎｏｕｔの増大すなわち車速Ｖの上昇に伴って入力回転速度Ｎｉｎを上昇させつつ変速比γ２が小さくされる。すなわち、プライマリプーリ６０の回転速度Ｎｐｒｉは、アクセル操作量Ａｃｃが略一定の定常走行時に変速比γ２が小さくなるに従って高速回転になるなど、変速比γ２が大きい時は回転速度Ｎｐｒｉが低速回転である場合が多いが、隙間寸法ｄが小さくされることで適切に負圧が確保されて、ブリーザ室７４内のオイルを良好に吸引して収容空間８０内に戻すことができる。また、変速比γ２が小さい時は、回転速度Ｎｐｒｉが高速回転である場合が多いため、隙間寸法ｄが大きくなっても所定の負圧を確保してブリーザ室７４内のオイルを収容空間８０内に戻すことができるとともに、隙間寸法ｄが大きくなることで攪拌抵抗等による動力伝達効率の悪化が抑制される。
【００２８】
このように、本実施例の車両用動力伝達装置１０のブリーザ装置７０においては、ベルト式無段変速機２４のプライマリプーリ６０の可動シーブ６０ｂの外周面８４に近接する部分に連通孔８２が開口させられており、変速比γ２が大きい時には隙間寸法ｄが小さいため、比較的大きな負圧が得られてブリーザ室７４内のオイルが適切に収容空間８０内に戻される一方、変速比γ２が小さくなると、可動シーブ６０ｂの軸方向の移動に伴って隙間寸法ｄが大きくなるため、攪拌抵抗や回転抵抗が低減されて動力伝達効率の悪化が抑制される。その場合に、本実施例では、変速比γ２が大きい時は可動シーブ６０ｂの回転速度Ｎｐｒｉが低い場合が多く、隙間寸法ｄが小さくされることで適切に負圧が得られる。また、変速比γ２が小さい時は、可動シーブ６０ｂの回転速度Ｎｐｒｉが高い場合が多いため、隙間寸法ｄが大きくなっても所定の負圧を確保できるとともに、隙間寸法ｄが大きくなることで動力伝達効率の悪化が適切に抑制される。
【００２９】
また、本実施例では、車両の後進走行が第１動力伝達経路ＴＰ１の前後進切換装置２６によって実現され、ベルト式無段変速機２４は後進走行時においても前進走行時と同じ回転方向Ｒへ回転させられるため、その後進走行時にもブリーザ装置７０が有効に機能し、隙間８６部分の負圧によりブリーザ室７４内のオイルが収容空間８０内に戻される。後進走行を含む第１動力伝達経路ＴＰ１の成立時には、その後の第２動力伝達経路ＴＰ２への経路切換に備えてベルト式無段変速機２４は最大変速比γ２ｍａｘに保持されるため、隙間寸法ｄが小さくされて十分な負圧が得られる。
【００３０】
次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の実施例において前記実施例と実質的に共通する部分には同一の符号を付して詳しい説明を省略する。
【００３１】
図８および図９は、セカンダリプーリ６４の近傍にブリーザ装置１００が設けられている場合で、可動シーブ６４ｂの外周面１０２に対して所定の隙間１０４を隔てて連通孔８２が開口させられている。また、可動シーブ６４ｂの外周面１０２には、径寸法が略一定の大径部１０２ａと、その大径部１０２ａから離間するに従って径寸法が徐々に小さくなるテーパ部１０２ｂとが設けられており、変速比γ２の変化に伴う軸方向の移動により、連通孔８２の開口部との間の隙間寸法ｄが変化する。具体的には、変速比γ２が小さい場合は大きい場合に比較して隙間寸法ｄが大きくなるように、固定シーブ６４ａから離間する側に大径部１０２ａが設けられ、固定シーブ６４ａに近接する側にテーパ部１０２ｂが設けられている。これにより、図８に示す最大変速比γ２ｍａｘの場合に隙間寸法ｄが最小になり、セカンダリプーリ６４の回転速度Ｎｓｅｃ（＝出力回転速度Ｎｏｕｔ）が低い場合でも所定の負圧が確保される一方、図９に示す最小変速比γ２ｍｉｎになると、隙間寸法ｄが大きくなるため、攪拌抵抗や回転抵抗が低減されて動力伝達効率の悪化が抑制される。図８および図９のＳ２は、可動シーブ６４ｂを含むセカンダリプーリ６４の回転軸心、すなわちプーリ回転軸６２の軸心である。この実施例の可動シーブ６４ｂは、負圧を発生させるための回転部材に相当する。
【００３２】
そして、本実施例においても、第２動力伝達経路ＴＰ２の成立時には、図２の変速マップに従ってベルト式無段変速機２４の変速制御が行なわれるようになっており、セカンダリプーリ６４は、車速Ｖすなわち出力回転速度Ｎｏｕｔに対応して回転させられるとともに、変速比γ２は出力回転速度Ｎｏｕｔの増大に伴って小さくされる。すなわち、可動シーブ６４ｂの回転速度Ｎｓｅｃは、変速比γ２が大きい場合に低速回転で、変速比γ２が小さくなるに従って高速回転になる可能性が高いのであり、変速比γ２が小さい場合に隙間寸法ｄが大きくされることにより、前記実施例と同様の作用効果が得られる。すなわち、セカンダリプーリ６４の回転速度Ｎｓｅｃは、変速比γ２が大きい時は低速回転である場合が多いが、隙間寸法ｄが小さくされることで適切に負圧が確保されて、ブリーザ室７４内のオイルを良好に吸引して収容空間８０内に戻すことができる。また、変速比γ２が小さい時は、回転速度Ｎｓｅｃが高い場合が多いため、隙間寸法ｄが大きくなっても所定の負圧を確保してブリーザ室７４内のオイルを収容空間８０内に戻すことができるとともに、隙間寸法ｄが大きくなることで動力伝達効率の悪化が抑制される。
【００３３】
図１０の車両用動力伝達装置１１０は、前記第１動力伝達経路ＴＰ１を備えておらず、前進走行および後進走行の何れの場合もベルト式無段変速機２４を介して動力伝達が行なわれるようになっている。すなわち、入力軸２２と分離してトルクコンバータ１４のタービン軸１１２が設けられており、そのタービン軸１１２は前後進切換装置２６のサンギヤ２６ｓに連結されているとともに、前進用クラッチＣ１を介してキャリア２６ｃに選択的に連結されるようになっている。これにより、前進用クラッチＣ１が係合させられるとともに後進用ブレーキＢ１が解放されると、入力軸２２がタービン軸１１２に直結されて前進用動力伝達状態が成立させられ、後進用ブレーキＢ１が係合させられるとともに前進用クラッチＣ１が解放されると、入力軸２２はタービン軸１１２に対して逆方向へ回転させられるようになり、後進用動力伝達状態が成立させられる。また、ベルト式無段変速機２４からは、前記プーリ回転軸６２からそのまま減速歯車装置３２および差動歯車装置１８を経て左右の駆動輪２０Ｌ、２０Ｒへ動力伝達される。すなわち、プーリ回転軸６２が出力軸として機能する。
【００３４】
このような車両用動力伝達装置１１０においても、プライマリプーリ６０の近傍に前記ブリーザ装置７０が設けられることにより、そのプライマリプーリ６０が前記回転方向Ｒへ回転させられる車両の前進走行時には、隙間８６部分に負圧が発生させられるとともに、変速比γ２に応じて隙間寸法ｄが変化させられることにより、図１〜図７の実施例と同様の作用効果が得られる。この場合、後進走行時には、可動シーブ６０ｂが回転方向Ｒと逆方向へ回転させられるため、隙間８６部分には正圧が発生させられる可能性があるが、後進走行時の車速Ｖは低いため仮に正圧が発生しても微弱であり、また、前進走行に比較して頻度が少なく且つ時間も短いため、その正圧に起因してブリーザプラグ７６からオイルが吹き出す可能性は低い。特に、図７のラチェット状溝８８ｂの場合、逆回転時にはエアの連れ廻りが少なくなるため、正圧を生じる可能性が一層低くなる。
【００３５】
なお、図１０はプライマリプーリ６０側にブリーザ装置７０が設けられた場合であるが、セカンダリプーリ６４側に前記ブリーザ装置１００を設けることもできる。
【００３６】
図１１および図１２は、前記図４および図５に対応する図であるが、このブリーザ装置１２０は、上記車両用動力伝達装置１１０のように後進走行時にベルト式無段変速機２４が逆回転させられ、隙間８６部分に正圧が発生する場合に、その正圧を抑制するための参考例である。すなわち、このブリーザ装置１２０は、前記実施例とは逆に、ベルト式無段変速機２４の変速比γ２が大きい場合に小さい場合よりも隙間寸法ｄが大きくなるように、可動シーブ６０ｂの外周面１２２の径寸法が軸方向において変化させられている。具体的には、径寸法が略一定の大径部１２２ａと、その大径部１２２ａから離間するに従って径寸法が徐々に小さくなるテーパ部１２２ｂと、そのテーパ部１２２ｂの小径側に連続して設けられた小径部１２２ｃとを備えており、固定シーブ６０ａから離間する側に大径部１２２ａが設けられ、固定シーブ６０ａに近接する側に小径部１２２ｃが設けられている。
【００３７】
この場合、図１２に示す最小変速比γ２ｍｉｎ側で隙間寸法ｄが小さくなり、前進走行時には比較的大きな負圧が得られて、ブリーザ室７４内のオイルを良好に吸引して収容空間８０内に戻すことができる。ベルト式無段変速機２４の変速比γ２は一般に高速走行時に小さくなり、その高速走行時にはオイル攪拌等により高温になってエア圧も高くなるため、高い耐オイル漏れ性能が要求されるが、負圧によってブリーザ室７４内のオイルが収容空間８０内に戻されることにより、ブリーザプラグ７６からのオイル吹きが適切に防止される。一方、図１１に示す最大変速比γ２ｍａｘ側で隙間寸法ｄが大きくなるため、攪拌抵抗や回転抵抗が低減されて動力伝達効率の悪化が抑制される。また、後進走行時には、可動シーブ６０ｂが逆回転させられ、隙間８６部分で正圧が発生させられる可能性があるが、後進走行時の変速比γ２は通常最大変速比γ２ｍａｘで、図１１に示すように隙間寸法ｄが最大であるため、その可動シーブ６０ｂの逆回転に起因する正圧の発生を適切に抑制することができる。
【００３８】
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、これ等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。
【符号の説明】
【００３９】
２４：ベルト式無段変速機    ６０ｂ、６４ｂ：可動シーブ（回転部材）    ７０、１００：ブリーザ装置    ７２：トランスアクスルケース（変速機ケース）    ７４：ブリーザ室    ７８：隔壁    ８０：収容空間    ８２：連通孔    ８４、１０２：外周面    ８６、１０４：隙間    ｄ：隙間寸法    γ２：ベルト式無段変速機の変速比
【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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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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