CN105229342A

CN105229342A - 带式无级变速器的液压控制装置

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Publication number: CN105229342A
Application number: CN201480021591.9A
Authority: CN
Inventors: 大形勇介; 水野嘉博; 渡边泰之; 服部雅士; 德永淳一; 林利明
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2013-04-19
Filing date: 2014-04-18
Publication date: 2016-01-06
Anticipated expiration: 2034-04-18
Also published as: JP6236850B2; CN105229342B; WO2014170743A8; US10054221B2; JP2014211206A; US20160061318A1; WO2014170743A1

Abstract

在带式无级变速器的如下液压控制装置中，液压控制装置包括：第一液压致动器4c，其设置在主滑轮4中，并且在液压施加至第一液压致动器4c时，第一液压致动器4c减小带槽的宽度；以及第一控制阀15，其将预定源压调节成用于设定或改变变速比的变速液压并且将变速液压输出至第一液压致动器4c，变速设备被包括在内，其将源压调节成变速液压以便在第一液压致动器4c的液压被快速改变以改变带槽的宽度时调节第一液压致动器的液压。

Description

带式无级变速器的液压控制装置

技术领域

本发明涉及一种通过改变围绕一对滑轮缠绕的带的缠绕半径控制变速比的带式无级变速器。具体地，本发明涉及一种通过控制附接至滑轮的液压致动器的液压来改变变速比的带式无级变速器的液压控制装置。

背景技术

如下的带式无级变速器已经作为现有技术为人所知。该带式无级变速器通过改变围绕主滑轮和副滑轮缠绕的带的缠绕半径来控制变速比。通过控制附接至主滑轮或副滑轮的液压致动器的液压或油的量来改变围绕主滑轮和副滑轮缠绕的带的缠绕半径。另外，在包括附接至每个滑轮的液压致动器和用于控制液压致动器的液压或油的量的控制阀的带式无级变速器中，通过将油供给至液压致动器或者从液压致动器排放油来控制变速比。该液压致动器通过电控制将信号压力供给至控制阀的电磁阀而对油增压或给油降压。

日本专利申请公开第11-247981号(JP11-247981A)中公开的带式无级变速器设置有用于每个滑轮的液压致动器以改变变速比或传递扭矩容量(transmissiontorquecapacity)。变速比或传递扭矩容量通过控制每个液压致动器的液压进行改变。更具体地，从电磁阀输出的信号压力和液压致动器的反馈压力所作用的滑阀式液压控制阀设置在与每个液压致动器连通的油路中。每个液压致动器的液压通过控制电磁阀的输出压力进行控制。另外，在JP11-247981A中所公开的带式无级变速器中，控制主滑轮的液压的电磁阀的输出压力降低用于降档，而同时电磁阀的输出压力增大用于升档。

JP11-247981A的液压控制阀是一种滑阀式压力调节阀。该压力调节阀根据信号压力和反馈压力而打开或关闭。当压力调节阀降低液压致动器的液压时，在压力调节阀附近的液压降低后，液压致动器的液压降低。因此，作用在滑阀上的反馈压力可能变得低于液压致动器的液压。另外，因为滑阀基于反馈压力和信号压力移动，压力调节阀的打开面积可能减小，从而减小了要被排放的油的流量。换句话说，当液压致动器的液压由调节并输出预定源压的液压控制阀进行控制时，增大或降低液压致动器的液压的改变率有可能降低。因此，用于改变变速比的变速速度可能变慢。

发明内容

本发明提供了一种带式无级变速器的液压控制装置，其能够在液压控制阀控制液压致动器的液压用于变速时增大变速速度。

在根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置中，其包括：成对滑轮，每个均具有带槽，带围绕所述带槽缠绕；第一液压致动器，其设置到所述成对滑轮中的任意一个滑轮，并且当液压施加至所述第一液压致动器时，所述第一液压致动器减小所述带槽的宽度；液压控制阀，其将预定源压调节成用于设定或改变变速比的变速液压并且将所述变速液压输出至所述第一液压致动器；以及变速设备，当所述第一液压致动器的液压被快速改变以改变所述一个滑轮中的所述带槽的所述宽度时，在不通过所述液压控制阀将所述源压调节成所述变速液压的情况下，所述变速设备将液压施加至所述第一液压致动器或者降低所述第一液压致动器的所述液压。

在根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置中，在改变所述变速比的速度提高时，所述第一液压致动器的所述液压可以快速改变。

在根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置中，所述液压控制阀包括第一压力调节阀，所述第一压力调节阀根据施加至所述第一压力调节阀的第一信号压力和所述第一液压致动器的反馈压力将所述液压施加至所述第一液压致动器或降低所述第一液压致动器的所述液压，并且所述变速设备可以包括信号压力施加设备，所述信号压力施加设备沿着增大或降低施加至所述第一压力调节阀的所述反馈压力的方向作用第二信号压力，并且在不通过所述液压控制阀将所述源压调节成所述变速液压的情况下，将所述液压施加至所述第一液压致动器或者降低所述第一液压致动器的所述液压。

在根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置中，所述信号压力施加设备可以包括第一切换阀，所述第一切换阀构造成快速改变所述第一液压致动器的所述液压以便改变所述一个滑轮中的所述带槽的所述宽度并因此切换所连通的油路以将所述第二信号压力作用在所述第一压力调节阀上。

根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置进一步包括：第一离合器，即便当动力源与驱动轮之间的动力传递被阻断时，所述第一离合器也能够接合；以及第一控制阀，其输出用于使所述第一离合器接合的第四信号压力。当所述第四信号压力增大时，所述第一切换阀可以将所述第二信号压力作用在所述第一压力调节阀上。

在根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置中，所述第一切换阀可以根据所述第一信号压力和所述第四信号压力将所述第二信号压力作用在所述第一压力调节阀上。

在根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置中，所述第一离合器可以包括第二离合器，所述第二离合器在车辆的起动期间接合并且允许所述动力源和所述驱动轮之间的动力传递而不使所述带介入其间。

根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置进一步包括：第三离合器，其接合并且允许动力源与驱动轮之间的动力传递；以及第二控制阀，其输出用于使所述第三离合器接合的第五信号压力。当所述第五信号压力降低时，所述第一切换阀可以将所述第二信号压力作用在所述第一压力调节阀上。

根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置包括：第二液压致动器，其设置在所述成对滑轮的另一个滑轮中并且当施加有所述液压时减小所述带槽的所述宽度；以及第三控制阀，其输出用于控制所述第二液压致动器的所述液压的第六信号压力。所述第一切换阀可以根据所述第五信号压力和所述第六信号压力将所述第二信号压力作用在所述第一压力调节阀上。

在根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置中，所述第一切换阀可以根据所述第一信号压力、所述第五信号压力和所述第六信号压力将所述第二信号压力作用在所述第一压力调节阀上。

在根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置中，所述变速设备可以包括第二切换阀，所述第二切换阀设置在与所述液压控制阀和所述第一液压致动器连通的第一油路中，并且当所述第一液压致动器的所述液压被快速改变以改变所述一个滑轮中的所述带槽的所述宽度时，所述第二切换阀在第七信号压力施加至其时切换连通至所述第一压力致动器的油路并且将所述液压施加至所述第一液压致动器或者降低所述第一液压致动器的所述液压。

根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置进一步包括：第四离合器，其构造成即便当动力源与驱动轮之间的动力传递被阻断时也接合；以及第四控制阀，其输出用于使所述第四离合器接合的第八信号压力。当所述第八信号压力增大时，所述第二切换阀可以将所述液压施加至所述第一液压致动器或降低所述第一液压致动器的所述液压。

根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置进一步包括：第二压力调节阀，其输出第九信号压力用于将所述液压施加至所述第一液压致动器和降低所述第一液压致动器的所述液压。所述第二切换阀可以根据所述第八信号压力和所述第九信号压力将所述液压施加至所述第一液压致动器或降低所述第一液压致动器的所述液压。

在根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置中，所述第四离合器可以包括第五离合器，所述第五离合器在车辆的起动期间接合并且允许所述动力源和所述驱动轮之间的动力传递而不使所述带介入其间。

根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置进一步包括：第六离合器，其接合以允许动力源与驱动轮之间的动力传递；以及第五控制阀，其输出用于使所述第六离合器接合的第十信号压力。通过降低所述第十信号压力，所述第二切换阀可以将所述液压施加至所述液压致动器或者降低所述液压致动器的所述液压。

根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置进一步包括：第三液压致动器，其设置在所述成对滑轮的另一个滑轮中并且当所述液压施加至所述第三液压致动器时，所述第三液压致动器减小所述带槽的所述宽度；以及第六控制阀，其输出用于控制所述第三液压致动器的所述液压的第十一信号压力。所述第二切换阀可以根据所述第十信号压力和所述第十一信号压力将所述液压施加至所述第一液压致动器或降低所述第一液压致动器的所述液压。

根据本发明的第一方案的带式无级变速器的液压控制装置进一步包括：第三压力调节阀，其输出第十二信号压力用于将所述液压施加至所述第一液压致动器或降低所述第一液压致动器的所述液压。所述第二切换阀可以根据所述第十信号压力、所述第十一信号压力和所述第十二信号压力将所述液压施加至所述第一液压致动器或降低所述第一液压致动器的所述液压。

附图说明

下面将参照附图描述本发明的示例性实施例的特征、优势以及技术和工业显著性，其中，相同标号表示相同元件，并且其中：

图1为用于图示出根据本发明的液压控制装置的构造的实例的示意图；

图2为用于图示出根据本发明的液压控制装置的构造的另一实例的示意图；

图3为用于图示出包括作为本发明的主题的带式无级变速器的动力传递装置的构造的示意图；

图4为用于图示出控制图3中所示的动力传递装置的液压控制装置的构造的实例的液压回路图；

图5为用于图示出包括作为本发明的主题的带式无级变速器的动力传递装置的另一构造的示意图；

图6为用于图示出控制图5中所示的液压致动器的液压的液压控制装置的构造的实例的视图；

图7为用于图示出控制图5中所示的液压致动器的液压的液压控制装置的构造的另一实例的视图；

图8为用于图示出包括能够由图6和图7中所示的液压控制装置进行控制的带式无级变速器的动力传递装置的另一构造的示意图；

图9为用于图示出包括如下的离合器的动力传递装置的构造的视图，该离合器仅设置在发动机和带式无级变速器之间并且能够阻断发动机和驱动轮之间的动力传递；

图10为用于图示出控制图9中所示的液压致动器的液压的液压控制装置的构造的实例的视图；

图11为用于图示出控制图9中所示的液压致动器的液压的液压控制装置的构造的另一实例的视图；

图12为用于图示出如下液压控制装置的构造的视图，其能够在不受副滑轮的压力影响的情况下控制图9中所示的液压致动器的液压；

图13为用于图示出如下液压控制装置的构造的另一实例的视图，其能够在不受副滑轮的压力影响的情况下控制图9中所示的液压致动器的液压；以及

图14为用于图示出当液压致动器的液压由图10至图13的任一幅图中的液压控制装置控制时的车速、涡轮机转速、副滑轮的转速、变速比和离合器的接合压力的变化的时间图。

具体实施方式

作为本发明的主题的带式无级变速器包括主滑轮和副滑轮，每个均具有带槽，带围绕带槽缠绕。图3示意性地示出了包括带式无级变速器的动力传递装置的构造的实例。图3中所示的动力传递装置包括用作动力源的发动机1。发动机1燃烧供给的燃料以输出动力。发动机1为汽油发动机、柴油发动机、液化石油气(LPG)发动机或类似物。尽管图3例示了以发动机1作为动力源的动力传递装置，但是电动机也可以用作动力源。可替代地，发动机1和电动机两者都可以用作动力源。

带式无级变速器(下文中缩写为CVT)3连接至发动机1的输出轴2。输出轴2用作CVT3的输入轴。在以下的描述中，输出轴2也可以被称为输入轴2。另外，变矩器或者是前进或后退切换机构可以被包括在输出轴2和CVT3之间。图3中所示的CVT3由主滑轮4、副滑轮6和带7形成。主滑轮4连接至输入轴2。副滑轮6连接至输出轴5。带7围绕形成在滑轮4、6的每一个中的带槽缠绕以传递扭矩。在CVT3中，扭矩通过滑轮4、6中的每一个与带7之间的摩擦接触来传递，并且档位通过改变滑轮4、6中的每一个的槽宽度来改变。更具体地，主滑轮4由圆锥形定槽轮4a和圆锥形动槽轮4b形成。圆锥形定槽轮4a与输入轴2一体化。圆锥形动槽轮4b布置成使得其能够与输入轴2一体地旋转并且沿着输入轴2的轴向方向移动。根据所施加的(供给的)液压将动槽轮4b向定槽轮4a侧挤压的液压致动器4c附接至动槽轮4b。同时，副滑轮6由圆锥形定槽轮6a和圆锥形动槽轮6b形成。圆锥形定槽轮6a与输出轴5一体化。圆锥形动槽轮6b布置成使得其能够与输出轴5一体地旋转并且沿着输出轴5的轴向方向移动。产生用于将动槽轮6b向定槽轮6a侧挤压的推力的液压致动器6c附接至动槽轮6b。液压致动器6c能够被认为是本发明中的第二液压致动器和第三液压致动器。

在图3中所示的动力传递装置中，夹持带7的夹持力根据施加(供给)至液压致动器6c的液压改变，并且传递扭矩容量因此得以控制。该传递扭矩容量能够根据待输入至CVT3的扭矩的估计大小来确定。待输入至CVT3的扭矩根据行进状态、加速踏板的操作量、由导航系统检测到的路况等来估计。当估计扭矩输入到CVT3时，传递扭矩容量被设定成便于防止带7在滑轮4、6中的每一个上的滑动。

另外，在图3中所示的动力传递装置中，变速比根据施加(供给)至液压致动器4c、6c的液压的大小的差异或者根据基于所施加(供给)的液压挤压带7的压力的大小的差异改变。换句话说，通过增大主滑轮4挤压带7的压力或者通过降低副滑轮6挤压带7的压力，动槽轮4b向定槽轮4a侧移动。然后，带7在主滑轮4上的缠绕半径得以增大，并且变速比因此得以减小。相反，通过降低主滑轮4挤压带7的压力或者是通过增大副滑轮6挤压带7的压力，动槽轮4b沿着与定槽轮4a侧分离的方向移动。然后，带7在主滑轮4上的缠绕半径得以减小，并且变速比因此得以增大。换句话说，在图3中所示的动力传递装置中，在升档期间，液压致动器4c的液压得以增大或者液压致动器6c的液压得以降低。另外，在图3中所示的动力传递装置中，在降档期间，液压致动器4c的液压得以降低或者液压致动器6c的液压得以增大。在图3中所示的动力传递装置中，根据未示出的加速踏板的操作量和车速或者是根据换档杆位置来确定目标变速比，从而能够做出升档还是降档的判定。即，能够做出是否改变带槽的宽度的判定。然后，从副滑轮6输出的扭矩通过输出轴5、齿轮系8和差速齿轮9传递至驱动轮10、10。液压致动器4c能够被认为是本发明中的第一液压致动器。

图4示出了液压控制装置的构造的实例，其能够控制图3中所示的液压致动器4c、6c中的每一个的液压。图4中所示的液压控制装置设置有诸如机械油泵或电动油泵的油泵P，其用作液压源。机械油泵由从动力传递装置传递的扭矩驱动。电动油泵由未示出的电动机驱动。然后，油泵P将储存在油底壳11中的油向上泵送并且将该油供给至液压致动器4c、6c中的每一个。在图4中所示的实例中，设置了调节油路12中的液压的主调节阀13。从油泵P输出的油流过油路12。主调节阀13根据从电磁阀SLT输出的信号压力P_SLT控制油路12中的液压，这将会在下面进行描述。当油路12中的液压高于对应于信号压力P_SLT的液压时，主调节阀13打开以排放油路12中的油。通过打开主调节阀13而从油路12排放的油返回到油底壳11或供给至诸如齿轮的啮合部或摩擦接触部的润滑区(LUB)。在后面的描述中，由主调节阀13调节的液压可以称作管线压力P_L。

在图4中所示的实例中，管线压力P_L被施加(供给)至调制阀14、第一控制阀15和第二控制阀16。调制阀14进一步将管线压力P_L调制为恒定压力。第一控制阀15控制液压致动器4c的液压。第二控制阀16控制液压致动器6c的液压。上面的第一控制阀15能够被认为是本发明中的液压控制阀、第一压力调节阀、第二压力调节阀和第三压力调节阀。然后，从调制管14输出的油被施加(供给)至电磁阀SLS、SLP、SLC、SLT中的每一个并且被施加(供给)至控制离合器17的液压的控制阀18，电磁阀SLS、SLP、SLC、SLT将信号压力输出到第一控制阀15、第二控制阀16和主调节阀13。

第二控制阀16是一种压力控制阀，其使油路12和液压致动器6c之间连通并且根据从上面的电磁阀SLS输出的信号压力P_SLS将液压致动器6c中的油排放到油底壳11。换句话说，第二控制阀16将基于作为源压的管线压力P_L进行调节的液压输出并且因此控制液压致动器6c的液压。将信号压力P_SLS施加(供给)至液压致动器6c的电磁阀SLS根据传递扭矩容量由电流通电。电磁阀SLS能够被认为是本发明中的第三控制阀和第六控制阀。信号压力P_SLS能够被认为是第六信号压力和第十一信号压力。

第一控制阀15是一种滑阀式压力控制阀，其使油路12和液压致动器4c之间连通并且根据从上面的电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP将液压致动器4c中的油排放到油底壳11中。图1示出了第一控制阀15的构造的实例。图1中所示的第一控制阀15将作为源压的管线压力P_L调节成设定或改变变速比的变速液压，并且输出该变速液压。第一控制阀15还控制液压致动器4c的液压。更具体地，第一控制阀15形成有：反馈口19，液压致动器4c的液压(反馈压力)被施加(供给)至该反馈口19；操纵口20，信号压力P_SLP被施加(供给)至操纵口20。基于施加(供给)至口19、20的液压的载荷彼此相反并且作用在滑阀21上。使电磁阀SLP通电的电流根据使上面的电磁阀SLS通电的电流和目标变速比进行控制。换句话说，使电磁阀SLP通电的电流被控制成使得变速比变成目标变速比。该变速比对应于主滑轮4挤压带7的压力与基于用于使上面的电磁阀SLS通电的电流的、副滑轮6挤压带7的压力之间的差。

当从电磁阀SLP施加(供给)至第一控制阀15的信号压力P_SLP增大时，作用在滑阀21上的载荷变得不平衡，从而油路12与液压致动器4c连通。换句话说，滑阀21移动以便在输入口22和输出口23之间连通，从而增大液压致动器4c的压力。相反，当从电磁阀SLP施加(供给)至第一控制阀15的信号压力P_SLP降低时，作用在滑阀21上的载荷变得不平衡，从而液压致动器4c与油底壳11连通。换句话说，滑阀21移动以便在输出口23和排放口24之间连通，从而降低液压致动器4c的液压。信号压力P_SLP能够被认为是本发明中的第一信号压力和第十二信号压力。

另外，图1中所示的第一控制阀15形成有操纵口25，使得能够被认为是本发明中的第二信号压力的信号压力P_P沿着与反馈压力作用在滑阀21上的方向相同的方向作用。信号压力P_P用以快速降低液压致动器4c的液压。当做出增大变速速度用于降档的需求时，信号压力P_P被施加(供给)至第一控制阀15。换句话说，在车辆的急剧减速期间或者是在车辆暂时停止期间，信号压力P_P被施加(供给)至第一控制阀15。当信号压力P_P如上所述被施加(供给)至第一控制阀15时，滑阀21的使输出口23和排放口24之间连通的运动的量会进一步增大。然后，与油底壳11连通的排放口24的开度也得以增大。换句话说，第一控制阀15降低了使用管线压力PL作为源压的液压致动器4c的液压。这能够在不依赖用于根据信号压力P_SLP和反馈压力将压力调节成设定或改变变速比的变速液压的压力调节作用的情况下实现。即，变速设备将源压调节成变速液压并且还调节第一液压致动器的液压。

孔口27设置在将第一控制阀15和液压致动器4c连通的油路26中。孔口27被用以抑制或防止带7和滑轮4、6中的每一个沿着圆周方向的滑动，即便当信号压力P_P被施加(供给)至第一控制阀15从而液压致动器4c的液压被快速降低时。即，孔口27的开口直径被确定成使得降低液压致动器4c的液压的改变率变得小于能够抑制或防止带7和滑轮4、6中的每一个沿着圆周方向的滑动时的改变率。换句话说，降低液压致动器4c的液压的改变率的上限由孔口27确定。当反馈压力并不作用在第一控制阀15上时，滑阀21处于附图的图1的左侧中所示的状态。当反馈压力作用在第一控制阀15上但信号压力P_P并未作用在其上时，滑阀21处于附图的图1的右侧中所示的状态。因此，当信号压力P_P作用在第一控制阀15上时，滑阀21进一步移动到比附图的图1的右侧中所示的滑阀21的位置低的一侧。

当如上所述地信号压力P_P作用在第一控制阀15上时，第一控制阀15并不执行压力调节作用。因此，排放口24的开度得以增大，从而能够在车辆的急剧减速期间或者是车辆的暂时停止期间增大从液压致动器4c排放的油的量。这样在降档期间引起了变速速度的增大。因此，在车辆的急剧减速之后或者是在车辆的暂时停止之后，变速比能够改变成被设定为在早期阶段用于重新起动的变速比。因此，能够抑制或防止重新起动期间扭矩不足或者加速响应的劣化。在此，如上所述，如下设备能够被认为是本发明中的变速设备和信号压力施加(供给)设备：在不依赖第一控制阀15的压力调节作用的情况下，将信号压力P_P作用在第一控制阀15上并且将油从液压致动器4c排出的设备。

接下来，将描述本发明中的液压控制装置的另一构造。图2为图示出另一构造的示意图。在图2中所示的实例中，油从图1中所示的实例中的第一控制阀15和液压致动器4c之间的位置排放。与图1中的部件相同的部件由相同附图标记表示，并且不再重复对它们的描述。在图2中所示的第一控制阀15中，通过反馈压力和信号压力P_SLP判定在输入口22和输出口23之间连通还是在输出口23和排放口24之间连通。换句话说，除信号压力P_P未施加(供给)至图1中所示的第一控制阀15的操纵口25外，第一控制阀15的其他构造与图1中的构造相同。切换阀28设置在第一控制阀15和于油路26中设置的孔口27之间。切换阀28根据信号压力P_P切换第一控制阀15与液压致动器4c之间的连通或者液压致动器4c与油底壳11之间的连通。更具体地，弹簧30设置在滑阀29的一端处。然后，操纵口31形成为使得基于信号压力P_P的载荷沿着与弹簧30的弹簧力相反的方向作用在滑阀29上。换句话说，当信号压力P_P增大并且基于信号压力P_P且作用在滑阀29上的载荷变得大于弹簧力时，滑阀29移动至图2中的下侧。相反，当信号压力P_P降低并且基于信号压力P_P且作用在滑阀29上的载荷变得小于弹簧力时，滑阀29移动到图2中的上侧。切换阀28能够被认为是本发明中的第二切换阀。油路26能够被认为是本发明中的第一油路。在这个实例中示出的信号压力P_P能够被认为是本发明中的第七信号压力。

当滑阀29移动至图2中的上侧时，第一控制阀15和液压致动器4c彼此连通。当滑阀29移动至图2中的下侧时，液压致动器4c和油底壳11彼此连通，并且第一控制阀15与液压致动器4c之间的连通被阻断。换句话说，当滑阀29移动至图2中的上侧时，切换阀28的输入口32和输出口33彼此连通。当滑阀29移动至图2中的下侧时，切换阀28的输出口33和排放口34彼此连通，并且输入口32和输出口33之间的连通被阻断。然后，在变速期间，当切换阀28的输出口33和排放口34连通时排放的油的量变得大于仅由第一控制阀15排放的油的量。

因此，当在车辆的急剧减速或者是车辆的暂时停止期间信号压力P_P被施加(供给)至切换阀28时，能够增大从液压致动器4c排放的油的量。换句话说，当切换阀28被切换时，液压致动器4c的液压能够在不依赖第一控制阀15的压力调节作用的情况下被快速降低。即，变速设备将源压调节成变速液压，并且因此能够调节第一液压致动器的液压。这样在降档期间增大了变速速度。因此，在车辆的急剧减速之后或者在车辆的暂时停止之后，变速比能够被改变成设定为用于在早期阶段重新起动的变速比。因此，能够抑制或防止重新起动期间扭矩的不足或者加速响应的劣化。如上所述，使信号压力P_P作用在切换阀28上并且将油从液压致动器4c排出的设备能够被认为是本发明中的变速设备。

对于上面描述的每种液压控制装置，已经对液压致动器4c的液压被降低用于降档的实例进行了描述；然而，液压致动器6c的液压可以增大用于降档。在这种情况下，与第一控制阀15类似，控制液压致动器6c的液压的第二控制阀16可以通过信号压力P_SLS和反馈压力进行调节使得信号压力P_P沿着与该反馈压力相反的方向作用，或者与上面的切换阀28类似的切换阀可以设置在第二控制阀16和液压致动器6c之间使得诸如管线压力P_L的高液压被施加(供给)至切换阀中的排放口。除降档外，液压致动器4c的液压能够增大用于升档。在这种情况下，第一控制阀15可以适于使得信号压力P_P沿着与反馈压力相反的方向作用或者使得诸如管线压力P_L的高液压被施加(供给)至切换阀28中的排放口34。在后面的描述中，将描述液压致动器4c的液压被快速降低用于降档的实例。

接下来，将描述动力传递装置的另一构造，所述动力传递装置包括作为本发明的主题的带式无级变速器。图5为用于图示出动力传递装置的构造的示意图。与图3中的部件相同的部件将由与图3中相同的附图标记来表示，并且不再重复对它们的描述。在图5中所示的动力传递装置中，变矩器35连接至发动机1的输出轴2。变矩器35具有与传统已知的变矩器相同的构造。变矩器35包括：泵叶轮35a，其通过输出轴2和前罩36连接至发动机1；涡轮35b，其布置成面向泵叶轮35a并且连接至前进或后退切换机构37，这将在后面描述；以及定子35c，其布置在泵叶轮35a与涡轮35b之间并且通过未示出的单向离合器连接至壳体38。液压流体被包围在由泵叶轮35a和涡轮35b围绕的空间中。在变矩器35中，泵叶轮35a通过从发动机1传递来的扭矩旋转。然后，被包围的液压流体借助泵叶轮35a的旋转而流动并且旋转该涡轮35b。换句话说，变矩器35用作传递扭矩的流体联轴器。另外，定子35c设置成限制液压流体的流动方向。当涡轮35b的转速变成比泵叶轮35a的转速高的转速时，定子35c通过单向离合器固定至壳体38以便防止其旋转。通过变矩器35的这种构造，从发动机1输出的扭矩得以被放大并且在所谓的变换器区域(converterarea)被输出到前进或后退切换机构37。

另一方面，锁止离合器39设置成：在泵叶轮35a的转速对应于涡轮35b的转速等的情况下，在不使用变矩器35的情况下传递动力。锁止离合器39布置成与上面的变矩器35平行并且构造成使泵叶轮35a和涡轮35b以整体的方式旋转。该锁止离合器39为形成为盘状的摩擦接合构件并且由前面和背面上的液压差驱动。在图5中所示的实例中，锁止离合器39的在发动机1侧(附图中的图5的右侧)的液压降低成使其小于在变矩器35侧(附图中的图5的左侧)的液压，从而锁止离合器39因此向发动机1侧移动。然后，当该锁止离合器39与前罩36摩擦接合时，泵叶轮35a与涡轮35b彼此一体化。相反，当锁止离合器39的在发动机1侧的液压增大以使其高于变矩器35侧的液压时，锁止离合器39与前罩36分离。

另外，在图5中所示的实例中，能够通过从发动机1输出的扭矩驱动以排出油的机械油泵40连接至泵叶轮35a。因此，当从发动机1输出的扭矩通过输出轴2、前罩36和泵叶轮35a传递至机械油泵40时，油能够被排出。即便当用于使车辆行驶的扭矩不从发动机1输出并且扭矩得以从驱动轮10、10传递，诸如在发动机制动器被施加至驱动轮10、10的情况下，机械油泵40也能被驱动。换句话说，机械油泵40由车辆的行进惯性力驱动。

与涡轮35b一体化的输出轴41连接至前进或后退切换机构37，在扭矩不使用CVT3而被传递至驱动轮10、10时，前进或后退切换机构37改变所传递的扭矩的方向以作用在驱动轮10、10上。图5中所示的前进或后退切换机构37由双小齿轮型的行星齿轮机构形成。如果在此对前进或后退切换机构37的构造进行简单描述，则该双小齿轮型的行星齿轮机构包括：太阳轮37S，其与输出轴41一体化；齿圈37R，其同轴地布置在太阳轮37S的旋转轴上；第一小齿轮37P₁，其与太阳轮37S啮合；第二小齿轮37P₂，其与第一小齿轮37P₁和齿圈37R啮合；以及行星齿轮架37C，其以允许第一小齿轮37P₁和第二小齿轮37P₂自转和公转的方式保持两者并且通过输出齿轮42连接至齿轮系43。另外，输出轴41设置有离合器C1，当离合器C1接合时，离合器C1使太阳轮37S和行星齿轮架37C以一体化的方式旋转。同样还提供了用于固定齿圈37R的制动器B1。

在前进或后退切换机构37中，太阳轮37S用作输入元件，齿圈37R用作反作用元件，并且行星齿轮架37C用作输出元件。因此，当离合器C1接合并且制动器B1释放时，太阳轮37S和行星齿轮架37C彼此一体化；因此，输出轴41和输出齿轮42彼此一体地旋转。相反，当离合器C1释放并且制动器B1接合时，太阳轮37S和行星齿轮架37C沿着反向旋转。这使输出轴41的旋转方向和输出齿轮42的旋转方向反转。离合器C1和制动器B1是摩擦接合装置，其接合力由施加(供给)至其的液压控制。因此，根据未示出的换档杆的操作，能够判定接合离合器C1还是接合制动器B1。离合器C1和制动器B1能够被认为是本发明中的第一离合器、第二离合器、第四离合器和第五离合器。另外，变速比被设定成使得扭矩通过前进或后退切换机构37和齿轮系43传递至驱动轮10、10时的变速比变得大于扭矩通过CVT3传递至驱动轮10、10时的最大变速比。在多数情况下，在车辆的起动期间，扭矩通过前进或后退切换机构37和齿轮系43传递至驱动轮10、10。

离合器C2连接至CVT3的输出轴5。扭矩通过离合器C2传递至输出轴57。换句话说，当扭矩能够通过CVT3传递至驱动轮10、10时，离合器C2接合。离合器C2构造成使得传递扭矩容量根据所施加(供给)的液压控制。离合器C2能够被认为是本发明中的第三离合器和第六离合器。

输出轴57设置有牙嵌式离合器D1，当扭矩能够通过前进或后退切换机构37传递至驱动轮10、10时，该牙嵌式离合器D1接合。更具体地，设置了能够连接在齿轮系43和输出轴57之间的牙嵌式离合器D1。换句话说，因为牙嵌式离合器D1在车辆的起动期间接合，齿轮系43和输出轴57连接以允许它们之间的动力传递。该牙嵌式离合器D1通过未示出的电子致动器而被控制为接合或释放。

在图5中所示的动力传递装置中，当发动机1和驱动轮10、10之间的动力传递能够被阻断时，诸如在减速期间发动机制动器不是必须操作的情况下或者是在车辆的停止期间的情况下，离合器C2和牙嵌式离合器D1释放。同时，即便当离合器C1或者制动器B1接合时，只要离合器C2和牙嵌式离合器D1释放，就能够阻断发动机1与驱动轮10、10之间的动力传递。另外，尤其是在车辆的停止期间或者是在减速以使车辆停止期间，更具体地，当在相对低的车速下制动踏板被压下用于减速时，离合器C1和制动器B1接合以通过齿轮系43将动力传递至驱动轮10、10用于车辆的重新起动。因此，在车辆的停止期间或者是在相对低的速度下减速期间，离合器C1和制动器B1接合。而且，当发动机1的输出扭矩在车辆停止之后或者是在急剧减速之后通过CVT3传递至驱动轮10、10时，CVT3的变速比被设定成相对高。因此，在车辆的停止期间或者是在急剧减速期间，执行降档以增大CVT3的变速比。

如上所述，在车辆的停止期间或者是在急剧减速期间，附接至主滑轮4的液压致动器4c的液压被快速降低(排放)。另外，即便在车辆的停止期间或者是在急剧减速期间，离合器C1也能够接合。因此，在图6中所示的液压控制装置中，基于用于离合器C1的接合的信号压力P_SLC，液压致动器4c的液压被快速降低。在图6中所示的实例中，因为信号压力能够通过切换将在后面描述的切换阀44而被施加(供给)至图1中所示的第一控制阀15，与图1中的部件相同的部件由相同附图标记表示，并且不再重复对它们的描述。在图6中所示的实例中，设置了切换阀44，其根据施加(供给)至第一控制阀15的信号压力P_SLP和施加(供给)至控制阀18的信号压力P_SLC切换，其中，控制阀18用于在离合器C1接合时控制离合器C1的液压。切换阀44能够被认为是本发明中的第一切换阀。当在车辆的停止期间或者是在急剧减速期间切换所述切换阀44时，切换阀44施加(供给)信号压力至第一控制阀15。

更具体地，图6中所示的切换阀44包括：输入口45，从调制阀14输出的调制压力P_M被施加(供给)至输入口45；输出口46，其与第一控制阀15中的操纵口25连通；排放口47，其与油底壳11连通；第一操纵口48，其与电磁阀SLP连通；以及第二操纵口49，其与电磁阀SLC连通。另外，用于控制离合器C1的接合压力的信号压力P_SLC，即从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC从滑阀50的一侧施加，而同时弹簧51的弹簧力和从电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP从滑阀50的另一侧施加。然后，当从电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP被降低并且从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC被增大时，滑阀50移动至附图的图6中的左侧，从而调制压力P_M被施加(供给)至第一控制阀15中的操纵口25。相反，当从电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP被增大并且从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC被降低时，滑阀50移动至附图的图6中的右侧，从而切换阀44中的油被排放到油底壳11。换句话说，调制压力P_M用作上文图1中的信号压力P_P，因此，调制压力P_M可以被认为是本发明中的第二信号压力。电磁阀SLC可以被认为是本发明中的第一控制阀和第四控制阀。信号压力P_SLC能够被认为是本发明中的第四信号压力和第八信号压力。

如上所述，切换阀44的设置允许离合器C2和牙嵌式离合器D1在车辆的停止期间或者是车辆的急剧减速期间释放。通过释放离合器C2和牙嵌式离合器D1并且通过接合离合器C1而切换所述切换阀44，从而调制信号P_M然后被施加(供给)至第一控制阀15。因此，滑阀21移动以在不依赖液压致动器4c的液压的情况下将第一控制阀15中的输出口23和排放口24连通，从而因此能够排放液压致动器4c中的油。在排放液压致动器4c中的油的同时，还能够增大液压致动器4c中的油的排放量。换句话说，能够在不依赖通过第一控制阀15的压力调节作用的情况下通过降低液压致动器4c的液压来增大从液压致动器排放的油的量。由此，因为变速比能够改变成被设定用于在车辆的急剧减速之后或者是在车辆的暂时停止之后的早期阶段中重新起动的变速比，能够在抑制或防止重新起动期间扭矩的不足或加速响应的劣化。另外，因为切换阀44根据信号压力P_SLC进行切换，则切换阀44能够在不受所设定的变速比影响的情况下进行切换。而且，因为在车辆的正常行驶期间不接合离合器C1(在车辆正常行驶期间，从发动机1输出的扭矩通过CVT3传递至驱动轮10、10)，施加至切换阀44的信号压力P_SLC降低。因此，在正常行驶期间，能够根据信号压力P_SLP控制液压致动器4c的液压。

图6示出了如下的实例：在该实例中，设置了切换阀44，其根据从电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP和从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC进行切换，并且调制压力P_M通过切换阀44施加至第一控制阀15中的滑阀21。然而，从电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP和从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC可以被施加(供给)至图2中所示的切换阀28。这种构造在图7中示出，并且取代图2中的信号压力P_P，从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC被施加(供给)至图7中所示的实例中的操纵口31。从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC被施加至操纵口31，另一操纵口52形成在切换阀28的下侧中，并且电磁阀SLP的信号压力P_SLP被施加(供给)至操纵口52。

因此，如图7中所示的实施例中，当从电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP被降低并且从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC被增大时，滑阀29移动至图7中的下侧。然后，液压制动器4c中的油被排放到油底壳11，并且阻断第一控制阀15与液压致动器4c之间的连通。相反，当从电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP被增大并且从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC被降低时，滑阀29移动至图7中的上侧，从而液压致动器4c与第一控制阀15连通。

因此，因为如图7中所示设置了切换阀28，因此液压致动器4c中的油能够以与图6中的方式相似的方式，在不依赖液压致动器4c的液压的情况下被排放。在排放液压致动器4c中的油的同时，能够增大液压致动器4c的油的排放量。换句话说，能够在不依赖第一控制阀15的压力调节作用的情况下，通过降低液压致动器4c的液压来增大从液压致动器排放的油的量。由此，因为变速比能够改变成被设定用于在车辆的急剧减速之后或者是在车辆的暂时停止之后的早期阶段中重新起动的变速比，因此能够抑制或防止重新起动期间扭矩的不足或加速响应的劣化。另外，因为切换阀28根据信号压力P_SLC进行切换，因此切换阀28能够在不受设定的变速比的影响的情况下进行切换。而且，因为在车辆的正常行驶期间不接合离合器C1(在车辆的正常行驶期间，该车辆在从发动机1输出的扭矩通过CVT3传递至驱动轮10、10的情况下行驶)，因此施加至切换阀28的信号压力P_SLC被降低，从而滑阀29移动至图7中的上侧。这引起液压致动器4c与第一控制阀15之间的连通。因此，在正常行驶期间，能够根据信号压力P_SLP控制液压致动器4c的液压。

即便在具有如图8中所示的构造的动力传递装置中，在车辆的停止期间或者是车辆的急剧减速期间，已经供给至液压致动器4c的油的排放量能够通过图6或图7中所示的液压控制装置增大。在此，将对图8中所示的动力传递装置的构造进行描述。图8中所示的动力传递装置中与图5中所示的动力传递装置中的部件相同的部件由相同附图标记表示，并且将不再重复对它们的描述。在图8中所示的动力传递装置中，扭矩通过前进或后退切换机构37传递至CVT3。换句话说，变矩器35的输出轴41未与CVT3的输入轴53一体化。即，太阳轮37S连接至变矩器35的输出轴41，并且CVT3的输入轴53连接至行星齿轮架37C。因此，当车辆向前行驶时，离合器C1接合，制动器B1释放，并且变矩器35的输出轴41和CVT3的输入轴53一体地旋转。当车辆向后行驶时，离合器C1释放，制动器B1接合，从而变矩器35的输出轴41的旋转方向变得与CVT3的输入轴53的旋转方向相反。然后，输入到CVT3的扭矩通过离合器C2、齿轮系8和差速齿轮9传递到驱动轮10、10。在图8中所示的实例中，动力通过链54而从泵叶轮35a传递至油泵40。

在如图8中所示构造的动力传递装置中，能够通过释放离合器C2来阻断发动机1和CVT3的组合与驱动轮10、10之间的动力传递。换句话说，通过释放离合器C2，能够使动力传递装置进入空档状态。另外，即便当离合器C2释放时，也能够在不将发动机1的输出扭矩传递至驱动轮10、10的情况下，通过使离合器C1和制动器B1接合而旋转CVT3。因此，在车辆的停止期间或者是在车辆的急剧减速期间，能够通过释放离合器C2并且通过接合离合器C1来改变CVT3的变速比。

而且，当图8中所示的动力传递装置中的液压致动器4c的液压由图6或图7中所示的液压控制装置进行控制时，在不依赖液压致动器4c的液压的情况下，能够排放液压致动器4c中的油。在排放液压致动器4c中的油的同时，能够增大油的排放量。换句话说，在不依赖通过第一控制阀15的压力调节作用的情况下，能够通过降低液压致动器4c的液压来增大从液压致动器排放的油的量。因此，因为变速比能够改变成被设定用于在车辆的急剧减速之后或者是在车辆的暂时停止之后的早期阶段中重新起动的变速比，能够抑制或防止重新起动期间扭矩的不足或加速响应的劣化。另外，在正常行驶期间能够根据信号压力P_SLP控制液压致动器4c的液压。

在图6和图7中所示的上面的实例中，根据从电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP和从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC，从液压致动器4c排放的油的量得以增大或减少。另外，施加(供给)至控制阀用于使离合器C2接合的信号压力P_SLC2可进一步施加(供给)至切换阀44(28)，并且基于上面的信号压力P_SLC2的载荷可以沿着与基于从上面的电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP的载荷作用在滑阀21(29)上的方向相同的方向作用在滑阀21(29)上。而且，基于上面的从电磁阀SLS输出的信号压力P_SLS的载荷可以沿着与基于从上面的电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC的载荷作用在滑阀21(29)上的方向相同的方向作用在滑阀21(29)上。

接下来，将对如图9中所示的控制CVT3的、位于动力传递装置中的作为主题的液压控制装置的构造的实例进行描述。动力传递装置仅包括离合器C1，其能够阻断发动机1和驱动轮10、10之间的动力传递。首先，除离合器C2外，图9中所示的动力传递装置的构造与图8中所示的动力传递装置的构造相同。换句话说，CVT3和驱动轮10、10之间的动力传递不能够被阻断。因此，如果在发动机1和CVT3被连接用于如图8中所示的动力传递装置的动力传递的状态下变速比快速增大，则扭矩有可能由于变速而被传递至驱动轮，或者传递至驱动轮10、10的扭矩有可能改变。

考虑到上面的情况，图10中所示的液压控制装置能够根据用于控制离合器C1的信号压力P_SLC增大从液压致动器4c排放的油的量，当动力传递装置进入图9中所示的空档状态时，离合器C1释放。图10中所示的液压控制装置中的与图6中所示的液压控制装置的部件相同的部件由相同附图标记表示，并且将不再重复它们的描述。在图10中所示的液压控制装置中，切换阀44根据输出以控制离合器C1的接合压力的信号压力P_SLC和施加(供给)至第二控制阀16用于控制液压致动器4c的液压的信号压力P_SLS进行切换。更具体地，从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC施加(供给)至第一操纵口48，并且从电磁阀SLS输出的信号压力P_SLS施加(供给)至第二操纵口49。

然后，当从电磁阀SLC输出以阻断发动机1和驱动轮10、10之间的动力传递的信号压力P_SLC降低时，滑阀50移动至图10中的左侧，从而调制压力P_M被施加(供给)至第一控制阀15中的操纵口25。相反，当离合器C1接合以实现发动机1和驱动轮10、10之间的动力传递时，相对高的信号压力P_SLC被从电磁阀SLC施加(供给)至切换阀44。于是，滑阀50移动至图10中的右侧，并且油被从第一控制阀15中的操纵口25排放出。在此，即便在降档期间，液压致动器6c的液压被维持在预定压力或更高压力以便防止带7沿着圆周方向滑动。图9中的离合器C1能够被认为是本发明中的第三离合器和第六离合器。电磁阀SLC能够被认为是本发明中的第二控制阀和第五控制阀。信号压力P_SLC能够被认为是本发明中的第五信号压力和第十信号压力。

因此，在如图10中所示构造的液压控制装置中，当在车辆的停止期间或者是在车辆的急剧减速期间离合器C1释放时，切换阀44被切换，从而调制压力P_M被施加(供给)至第一控制阀15。因为第一控制阀15中的滑阀21然后移动以在输出口23和排放口24之间连通，液压致动器4c中的油能够在不依赖液压致动器4c的液压的情况下排放。在排放液压致动器4c中的油的同时，能够增大液压致动器4c的油的排放量。换句话说，能够在不依赖通过第一控制阀15的压力调节作用的情况下，通过降低液压致动器4c的液压，增大从液压致动器排放的油的量。由此，因为变速比能够改变成被设定用于在车辆的急剧减速之后或者在车辆的暂时停止之后的早期阶段中重新起动的变速比，因此能够抑制或防止重新起动期间扭矩的不足或加速响应的劣化。另外，在从发动机1输出的扭矩传递至驱动轮10、10的正常行驶期间，通过接合离合器C1，油从第一控制阀15中的操纵口25排放出。因此，在正常行驶期间，能够根据信号压力P_SLP控制液压致动器4c的液压。

另外，正如图10中所示的液压控制装置，基于从电磁阀SLS输出的信号压力P_SLS和从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC进行切换的切换阀以与上面的图7中相似的方式设置在油路26中。换句话说，通过将切换阀设置在孔口27和第一控制阀15之间，从液压致动器4c排放的油的量能够如图10中增大。这种构造在图11中示出。在图11中所示的液压控制装置中，与图7中所示的液压控制装置的部件相同的部件由相同附图标记表示，并且不再重复对它们的描述。在图11中所示的液压控制装置中，从电磁阀SLS输出的信号压力P_SLS被施加(供给)至切换阀28的操纵口31，并且从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC被施加(供给)至操纵口52。

在上述图11中所示的液压控制装置中，当从电磁阀SLC输出用于离合器C1的释放的信号压力P_SLC被降低时，滑阀29移动至图11中的下侧，从而液压致动器4c中的油被排放出。在液压致动器4c中的油被排放出的同时，第一控制阀15与液压致动器4c之间的连通被阻断。另外，因为在扭矩被从发动机1传递至驱动轮10、10时离合器C1接合，施加至滑阀29的信号压力P_SLC增大，滑阀29移动至图11中的上侧，从而液压致动器4c与第一控制阀15连通。

因此，在图11中所示的液压控制装置中，在不依赖液压致动器4c的液压的情况下，液压致动器4c中的油能够被排放出。在排放液压致动器4c中的油的同时，能够增大液压致动器4c的油的排放量。换句话说，能够在不依赖通过第一控制阀15的压力调节作用的情况下，通过降低液压致动器4c的液压，增大从液压致动器排放的油的量。由此，因为变速比能够改变成被设定用于在车辆的急剧减速之后或者是车辆的暂时停止之后的早期阶段中重新起动的变速比，能够抑制或防止重新起动期间扭矩的不足或加速响应的劣化。另外，当在从发动机1输出的扭矩传递至驱动轮10、10的正常行驶期间离合器C1接合时，液压致动器4c能够连通至第一控制阀15。而且，当液压致动器4c与第一控制阀15连通时，能够阻断切换阀28中的排放口34。由此，在正常行驶期间，能够根据信号压力P_SLP控制液压致动器4c的液压。

当驾驶员操作换档杆并且动力传递装置进入空档状态时，在图9中所示的动力传递装置中离合器C1释放。换句话说，从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC降低。因此，当液压控制装置如图10或图11中所示进行构造时，切换阀44(28)被切换以便增大从液压致动器4c排放的油的量。更具体地，在图10中所示的实例中，切换阀44被切换成使得调制压力P_M被(供给)至第一控制阀15中的操纵口25，并且在图11中所示的实例中，切换阀28被切换成使得液压致动器4c与油底壳11连通。因此，当在正常行驶期间动力传递装置进入空档状态时，从液压致动器4c排放的油的量能够增大以引起降档，并且当离合器C1再次接合用于加速时有可能引起振动。考虑到上面的情况，当动力传递装置简单地进入空档状态时，图12和图13中所示的液压控制装置能够抑制或防止切换阀44(28)的切换。即，图12和图13示出了如下的液压控制装置：其中，仅当指示变速的信号被输出时，能够变速。

首先，将对图12中所示的液压控制装置的构造进行描述。在图12的液压控制装置中，与图10中的部件相同的部件由相同附图标记表示，并且将不再重复对它们的描述。图12中所示的液压控制装置形成有切换阀44中的操纵口55使得基于从电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP的载荷沿着与当从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC施加(供给)至滑阀50时挤压滑阀50的载荷的方向相同的方向作用在滑阀50上。另外，从电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP施加至滑阀50的压力施加面积形成得小于从电磁阀SLS输出的信号压力P_SLS施加至滑阀的压力施加面积。在图12中所示的液压控制装置中，当离合器C1释放以降低施加(供给)至切换阀44的信号压力P_SLC并且还降低信号压力P_SLP时，滑阀50移动至图12中的左侧，从而调制压力P_M被施加(供给)至操纵口25。

因此，类似于图10，在图12中所示的液压控制装置中，离合器C1在车辆的停止期间或者是在车辆的急剧减速期间释放，切换阀44通过降低用于降档的信号压力P_SLP而进行切换，从而调制压力P_M被施加(供给)至第一控制阀15。换句话说，切换阀44能够根据用于降档的信号压力P_SLP而进行切换。因此，在不依赖液压致动器4c的液压的情况下，第一控制阀15中的滑阀21移动以将输出口23与排放口24连通，并因此能够排放液压致动器4c中的油。在排放液压致动器4c中的油的同时，能够增大液压致动器4c的油的排放量。换句话说，能够在不依赖通过第一控制阀15的压力调节作用的情况下，通过降低液压致动器4c的液压，增大从液压致动器排放的油的量。由此，因为变速比能够改变成被设定用于在车辆的急剧减速之后或者在车辆的暂时停止之后的早期阶段中重新起动的变速比，能够抑制或防止重新起动期间扭矩的不足或加速响应的劣化。另外，即便当动力传递装置在正常行驶期间进入空档状态中时，从电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP也能沿着与从电磁阀SLS输出的信号压力P_SLS相反的方向作用在滑阀50上。因此，能够抵消作用在滑阀50上的载荷。由此，能够抑制或防止在正常行驶期间调制压力P_M作用在第一控制阀15中的操作口25上。换句话说，能够在正常行驶期间执行正常的变速控制。

接下来，将对图13中所示的液压控制装置的构造进行描述。在图13中所示的液压控制装置中，与图11中的部件相同的部件由相同附图标记表示，并且将不再对它们进行描述。图13中所示的液压控制装置在切换阀28中形成有操纵口56，使得基于从电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP的载荷沿着与在从电磁阀SLC输出的信号压力P_SLC施加(供给)至滑阀29时挤压滑阀29的载荷相同的方向作用在滑阀29上。另外，从电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP施加至滑阀29的压力施加面积形成为小于从电磁阀SLS输出的信号压力P_SLS施加至滑阀29的压力施加面积。然后，在图13中所示的液压控制装置中，离合器C1得以释放，滑阀29通过降低信号压力P_SLP而移动至图13中的下侧，从而液压致动器4c中的油被排放到油底壳11。

因此，类似于图11，在图13中所示的液压控制装置中，在车辆的停止期间或者车辆的急剧减速期间离合器C1释放，从而液压致动器4c中的油通过降低用于降档的信号压力P_SLP而从切换阀28排放。换句话说，根据用于降档的信号压力P_SLP能够使切换阀28切换。因此，能够在不依赖液压致动器4c的液压的情况下，排放液压致动器4c中的油。在排放液压致动器4c中的油的同时，能够增大液压致动器4c的油的排放量。换句话说，能够在不依赖通过第一控制阀15的压力调节作用的情况下，通过降低液压致动器4c的液压，增大从液压致动器排放的油的量。由此，因为变速比能够改变成被设定用于在车辆的急剧减速之后或者是在车辆的暂时停止之后的早期阶段中重新起动的变速比，能够抑制或防止重新起动期间扭矩的不足或加速响应的劣化。另外，即便当动力传递装置在正常行驶期间进入空档状态中时，从电磁阀SLP输出的信号压力P_SLP沿着与从电磁阀SLS输出的信号压力P_SLS相反的方向作用在滑阀29上。因此，能够抵消作用在滑阀29上的载荷。能够抑制或防止在正常行驶期间液压致动器4c与油底壳11连通或者是抑制或防止在正常行驶期间切换阀28的输入口32被阻断。换句话说，能够在正常行驶期间执行正常变速控制。

图14示出了在如图9中构造的动力传递装置由图10至图13中任一图所示的液压控制装置进行控制的情况下涡轮转速Nt、副滑轮的转速Nsec、变速比、离合器C1的接合压力等。图14中的水平轴表示时间。在示出图14中的涡轮转速Nt和副滑轮的转速Nsec的曲线中，虚线表示涡轮转速Nt，而实线表示副滑轮的转速Nsec。从图14中的时间t0至时间t1，车速减小，并且变速比增大。换句话说，液压致动器4c的液压通过正常的变速控制而降低(排放)，从而变速比因此得以提高。因此，在图14中所示的实例中，车速减小，并且副滑轮的转速Nsec以与车速的改变率相同的改变率减小。涡轮转速Nt同样减小，而同时涡轮转速Nt根据CVT3的变速比维持得高于副滑轮的转速Nsec。变速比增大以便对应于车速在减小之后再次增大时的变速比。同时，离合器C1的接合压力维持为恒定，并且离合器C1接合。

当车辆在时间t1处停止时，涡轮转速Nt和副滑轮的转速Nsec两者变成零。同时，在图14中所示的实例中，如示出变速比的变化的曲线中的虚线所表示的，实际变速比并未改变到车辆重新起动时设定的变速比。在图14中所示的实例中，如果在时间t1变速比未增大到目标变速比，则离合器C1释放以强制性改变变速比。因此，因为离合器C1的接合压力降低，涡轮转速Nt开始增大。

一旦离合器C1的接合压力降低，变速比开始增大(时间t2)。这会发生是因为用于离合器C1的接合的信号压力P_SLC降低并因此液压致动器4c中的油被强迫地排放出。当变速比在时间t2处开始增大并且实际变速比增大至目标变速比(时间t3)时，离合器C1开始接合。因此，涡轮转速Nt开始减小。可以判定，当涡轮转速Nt减小至零时，离合器C1接合，并且离合器C1的接合压力开始增大至最大值(时间t4)。在图14中所示的实例中，车辆在离合器C1接合的同时开始行进，车速在时间t4时开始增大，并且涡轮转速Nt和副滑轮的转速Nsec开始增大。同时，变速比根据车速降低。

在上面描述的每种液压控制装置中，当档位处于P(驻车)档或N(空档)档时，从液压致动器排放的油的量可以增大。类似地，即便当档位处于D(前进)档或R(倒退)档时，在驻车期间，也可以增大从液压致动器排放的油的量。而且，对于控制图5或图8中所示的作为主题的动力传递装置的液压控制装置的情况，动力传递装置能够通过释放离合器C2和牙嵌式离合器D1而进入空档状态。因此，在这种情况下，当车辆以D(前进)档或R(倒退)档行进时，离合器C2和牙嵌式离合器D1可以被释放以增大从液压致动器排放的油的量。而且，对于控制图9中所示的作为主题的动力传递装置的液压控制装置，当从液压致动器排放的油的量增大时，动力传递装置进入空档状态。因此，即便在行驶期间，也可以增大从液压致动器排放的油的量。

在上面描述的实例中，已经对在车辆的急剧减速期间或者是车辆的停止期间从液压致动器排放的油的量增大以提高用于降档的变速速度的构造进行了描述。然而，即便在行进期间，也能够类似地通过增大从液压致动器排放的油的量，提高用于降档的变速速度。当从液压致动器排放的油的量增大用于变速时，变速比并不限于设定成用于重新起动的变速比而是可以改变成任意变速比。另外，作为本发明的主题的带式无级变速器可以包括在主滑轮上作用挤压力的液压致动器。在副滑轮上作用推力的装置并不限于液压致动器。因此，除了基于施加(供给)至第二控制阀的信号压力增大从液压致动器排放的油的量的液压控制装置，包括电磁致动器或扭矩凸轮的带式无级变速器可以被用作在副滑轮上作用推力的装置。

根据本发明，液压控制阀构造成将预定源压调节成用于设定或改变变速比的变速液压并且控制第一液压致动器的液压。当第一液压致动器的液压被快速改变用于变速时，其构造成在不依赖通过第一液压控制阀的压力调节作用的情况下将液压施加至第一液压致动器或降低第一液压致动器的液压。因此，因为第一液压致动器的液压能够快速改变，能够增大变速速度用于与第一液压致动器的液压对应的变速比。因此，变速比能够在早期阶段改变为车速快速改变时设定的变速比或者改变为设定为用于在车辆的暂时停止之后重新起动的变速比。因此，在车速快速改变时或者在车辆暂时停止之后重新起动时，能够抑制或防止输出扭矩的过量或不足或者是加速响应的劣化。

另外，因为第二信号压力作用在如下的第一压力调节阀上：第一压力调节阀构造成通过施加至其的第一信号压力和反馈压力增大或降低第一液压致动器的液压，因此能够抵消第一压力调节阀的第一信号压力或反馈压力。因此，能够在不依赖通过第一压力调节阀的压力调节作用的情况下，将液压施加至第一液压致动器或降低第一液压致动器的液压，并且能够快速改变第一液压致动器的液压。因此，能够增大变速速度用于对应于第一液压致动器的液压的变速比。因此，能够在早期阶段将变速比改变成当车速快速改变时设定的变速比或者改变成设定为用于在车辆的暂时停止之后重新起动的变速比。因此，能够在车速快速改变时或者在车辆暂时停止之后重新起动时，抑制或防止输出扭矩的过量或不足或者是加速响应的劣化。

而且，当第一油路包括第二切换阀时，能够在不使用液压控制阀的情况下，将液压施加至第一液压致动器或者降低第一液压致动器的液压。第一油路与液压控制阀和第一液压致动器连通。第二切换阀在第七信号压力施加至其时切换油路。第二切换阀将液压施加至第一液压致动器或者降低第一液压致动器的液压。因此，能够在不依赖通过液压控制阀的压力调节作用的情况下，将液压施加至第一液压致动器或者是降低第一液压致动器的液压，并且能够快速改变第一液压致动器的液压。因此，能够增大变速速度用于对应于第一液压致动器的液压的变速比。因此，变速比能够在早期阶段快速改变成当车速快速改变时设定的变速比或者是改变成为用于在车辆的暂时停止之后重新起动而设定的变速比。因此，能够在车速快速改变时或者是在车辆暂时停止之后重新起动时，抑制或防止输出扭矩的过量或不足或者是加速响应的劣化。

离合器被包括在内，即便在动力源与驱动轮之间的动力传递被阻断时离合器也能够接合，并且其构造成信号压力被施加至第一压力调节阀或者第二切换阀根据输出用于离合器的接合的信号压力而切换。由于这种构造，当在不依赖通过液压控制阀或第一压力调节阀的压力调节作用的情况下，液压施加至第一液压致动器或者是第一液压致动器的液压降低时，能够增大变速速度并且还抑制或防止由于变速而引起扭矩被传递至驱动轮。

而且，离合器被包括在内，其接合以实现动力源和驱动轮之间的动力传递。当用于使离合器接合的信号压力降低时，信号压力被施加至第一压力调节阀，或者第二切换阀进行切换。由于上面的情况，当其构造成在不依赖通过液压控制阀或第一压力调节阀的压力调节作用的情况下将液压施加至第一液压致动器或者降低第一液压致动器的液压时，能够抑制或防止通过改变第一液压致动器的液压用于变速而引起的：扭矩被传递至驱动轮。

其还构造成：在不依赖通过液压控制阀或第一压力调节阀的压力调节作用的情况下，根据输出以控制附接至另一滑轮的液压致动器的液压的信号压力、输出以控制第一液压致动器的液压的信号压力以及输出以使离合器接合用于在其被接合时允许动力源与驱动轮之间的动力传递的信号压力，将液压施加至第一液压致动器或者降低第一液压致动器的液压。由于这种构造，离合器被释放，并且能够在不依赖通过液压控制阀或第一压力调节阀的压力调节作用的情况下抑制或防止液压施加至第一液压致动器或者降低第一液压致动器的液压。换句话说，能够在不依赖通过液压控制阀或第一压力调节阀的压力调节作用的情况下，根据用于变速的信号压力，将液压施加至第一液压致动器或者降低第一液压致动器的液压。

在上面的实例中，主滑轮和副滑轮中的每一个分别包括锥形定槽轮4a、锥形动槽轮4b、锥形动槽轮6a和锥形定槽轮6b。带7围绕形成在定槽轮4a和动槽轮4b中的槽缠绕。然而，本发明可以使用另一种构造。更具体地，主滑轮和副滑轮均由锥形摩擦轮形成，并且一对摩擦轮布置成使得其大直径侧和小直径侧彼此相对。带7围绕两个摩擦轮缠绕。本发明可以适用于如此构造的滑轮。

尽管本公开已经结合其特定示例性实施例进行了阐释，显而易见的是，很多替代、修改和变型对于本领域技术人员而言将是明显的。因此，正如在此详细解释的本公开的示例性实施例意图上是示意性的而非限制。存在不偏离本公开的范围的可以进行的改变。

Claims

1.一种带式无级变速器的液压控制装置，包括：

成对滑轮，每个均具有带槽，带围绕所述带槽缠绕；

第一液压致动器，其设置到所述成对滑轮中的任意一个滑轮，并且当液压施加至所述第一液压致动器时，所述第一液压致动器减小所述带槽的宽度；

液压控制阀，其将预定源压调节成用于设定或者改变变速比的变速液压并且将所述变速液压输出至所述第一液压致动器；以及

变速设备，当所述第一液压致动器的液压被快速改变以改变所述一个滑轮中的所述带槽的所述宽度时，在不通过所述液压控制阀将所述源压调节成所述变速液压的情况下，所述变速设备将液压施加至所述第一液压致动器或者降低所述第一液压致动器的所述液压。

2.根据权利要求1所述的带式无级变速器的液压控制装置，其中：

当改变所述变速比的速度增大时，所述第一液压致动器的所述液压被快速改变以改变所述一个滑轮中的所述带槽的所述宽度。

3.根据权利要求1所述的带式无级变速器的液压控制装置，其中：

所述液压控制阀包括第一压力调节阀，所述第一压力调节阀根据施加至所述第一压力调节阀的第一信号压力和所述第一液压致动器的反馈压力将所述液压施加至所述第一液压致动器或者降低所述第一液压致动器的所述液压，并且

所述变速设备包括信号压力施加设备，所述信号压力施加设备沿着增大或者降低施加至所述第一压力调节阀的所述反馈压力的方向作用第二信号压力，并且在不通过所述液压控制阀将所述源压调节成所述变速液压的情况下将所述液压施加至所述第一液压致动器或者降低所述第一液压致动器的所述液压。

4.根据权利要求3所述的带式无级变速器的液压控制装置，其中：

所述信号压力施加设备包括第一切换阀，所述第一切换阀构造成快速改变所述第一液压致动器的所述液压以便改变所述一个滑轮中的所述带槽的所述宽度并且因此切换连通至所述第一压力调节阀的油路以将所述第二信号压力作用在所述第一压力调节阀上。

5.根据权利要求4所述的带式无级变速器的液压控制装置，进一步包括：

第一离合器，其构造成即便当动力源与驱动轮之间的动力传递被阻断时也接合；以及

第一控制阀，其输出用于使所述第一离合器接合的第四信号压力，其中：

当所述第四信号压力增大时，所述第一切换阀将所述第二信号压力作用在所述第一压力调节阀上。

6.根据权利要求4所述的带式无级变速器的液压控制装置，其中：

所述第一切换阀根据所述第一信号压力和所述第四信号压力将所述第二信号压力作用在所述第一压力调节阀上。

7.根据权利要求5或6所述的带式无级变速器的液压控制装置，其中：

所述第一离合器包括第二离合器，所述第二离合器在车辆的起动期间接合并且允许所述动力源和所述驱动轮之间的动力传递而不使所述带介入其间。

8.根据权利要求4所述的带式无级变速器的液压控制装置，进一步包括：

第三离合器，其接合以允许动力源与驱动轮之间的动力传递；以及

第二控制阀，其输出用于使所述第三离合器接合的第五信号压力，其中：

当所述第五信号压力降低时，所述第一切换阀将所述第二信号压力作用在所述第一压力调节阀上。

9.根据权利要求8所述的带式无级变速器的液压控制装置，包括：

第二液压致动器，其设置在所述成对滑轮中的另一个滑轮中并且当施加有所述液压时减小所述带槽的所述宽度；以及

第三控制阀，其输出用于控制所述第二液压致动器的所述液压的第六信号压力，其中：

所述第一切换阀根据所述第五信号压力和所述第六信号压力将所述第二信号压力作用在所述第一压力调节阀上。

10.根据权利要求9所述的带式无级变速器的液压控制装置，其中：

所述第一切换阀根据所述第一信号压力、所述第五信号压力和所述第六信号压力将所述第二信号压力作用在所述第一压力调节阀上。

11.根据权利要求1所述的带式无级变速器的液压控制装置，其中：

所述变速设备包括第二切换阀，所述第二切换阀设置在与所述液压控制阀和所述第一液压致动器连通的第一油路中，并且当所述第一液压致动器的所述液压被快速改变以改变所述一个滑轮中的所述带槽的所述宽度时，所述第二切换阀在第七信号压力施加至其时切换连通至所述第一液压致动器的油路并且将所述液压施加至所述第一液压致动器或者降低所述第一液压致动器的所述液压。

12.根据权利要求11所述的带式无级变速器的液压控制装置，进一步包括：

第四离合器，其构造成即便当动力源与驱动轮之间的动力传递被阻断时也接合；以及

第四控制阀，其输出用于使所述第四离合器接合的第八信号压力，其中：

当所述第八信号压力增大时，所述第二切换阀将所述液压施加至所述第一液压致动器或者降低所述第一液压致动器的所述液压。

13.根据权利要求12所述的带式无级变速器的液压控制装置，进一步包括：

第二压力调节阀，其输出第九信号压力用于将所述液压施加至所述第一液压致动器和降低所述第一液压致动器的所述液压，其中：

所述第二切换阀根据所述第八信号压力和所述第九信号压力将所述液压施加至所述第一液压致动器或者降低所述第一液压致动器的所述液压。

14.根据权利要求12或13所述的带式无级变速器的液压控制装置，其中：

所述第四离合器包括第五离合器，所述第五离合器在车辆的起动期间接合并且允许所述动力源和所述驱动轮之间的所述动力传递而不使所述带介入其间。

15.根据权利要求11所述的带式无级变速器的液压控制装置，进一步包括：

第六离合器，其接合以允许动力源与驱动轮之间的动力传递；以及

第五控制阀，其输出用于使所述第六离合器接合的第十信号压力，其中：

当所述第十信号压力降低时，所述第二切换阀将所述液压施加至所述液压致动器或者降低所述液压致动器的所述液压。

16.根据权利要求15所述的带式无级变速器的液压控制装置，包括：

第三液压致动器，其设置在所述成对滑轮的另一个滑轮中并且当所述液压施加至所述第三液压致动器时，所述第三液压致动器减小所述带槽的所述宽度；以及

第六控制阀，其输出用于控制所述第三液压致动器的所述液压的第十一信号压力，其中：

所述第二切换阀根据所述第十信号压力和所述第十一信号压力将所述液压施加至所述第一液压致动器或者降低所述第一液压致动器的所述液压。

17.根据权利要求16所述的带式无级变速器的液压控制装置，进一步包括：

第三压力调节阀，其输出第十二信号压力用于将所述液压施加至所述第一液压致动器或者降低所述第一液压致动器的所述液压，其中：

所述第二切换阀根据所述第十信号压力、所述第十一信号压力和所述第十二信号压力将所述液压施加至所述第一液压致动器或者降低所述第一液压致动器的所述液压。