CN112639330A - 车辆用的无级变速器 - Google Patents

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Abstract

在车辆用的无级变速器(1)中，变速机构(2)具有：初级带轮(3)、次级带轮(4)、卷挂在初级带轮(3)及次级带轮(4)上的带(V)。在次级带轮(4)上设置有弹簧(Sp)，其产生使次级带轮(4)的V形槽(43)的槽宽变窄方向的作用力。当车辆被牵引时达到规定车速以上时，通过贮存在初级带轮(3)的受压室(R1、R2)中的油(OL)的离心油压作用，变速机构(2)的变速比成为比最低挡变速比更高挡侧。

Description

车辆用的无级变速器
技术领域
本发明涉及一种车辆用的无级变速器。
背景技术
车辆用无级变速器的变速机构具有在一对带轮(初级带轮、次级带轮)上卷挂带的基本结构(例如专利文献1)。
各带轮分别具有固定带轮、和设置为可在固定带轮的轴部沿旋转轴向移动的滑动带轮。
在变速机构中，通过调整供给附设在滑动带轮上的带轮受压室的油压，变更固定带轮和滑动带轮之间的槽宽，从而变更一对带轮(初级带轮、次级带轮)的带的卷挂半径。
在次级带轮上设置有复位弹簧，以防止车辆被牵引时的带打滑。在没有向带轮受压室供给油压的被牵引时，复位弹簧在固定带轮和滑动带轮之间产生带夹持力，防止带打滑。
次级带轮的夹持力支配带打滑的发生。在初级带轮侧，没有设置复位弹簧。并且，在被牵引时，对初级带轮侧的带轮受压室和次级带轮侧的带轮受压室均不供给油压。
在此，被牵引时的变速机构的变速比由初级带轮和次级带轮的推力差的大小确定。这样，由于设置有复位弹簧的次级带轮侧的夹持力变大，因此，在被牵引时，变速机构的变速比成为最低挡状态。
意味着变速机构的变速比从输入轴侧来看处于最低挡状态的状态，从输出轴侧来看反而处于最高挡状态，因此，随着被牵引时车速的增加，初级带轮达到了非常高的转速。
当初级带轮达到非常高的转速时，则会发生例如对与初级带轮接触的轴承的耐久性产生影响等的问题。
因此，要求能够抑制被牵引时的初级带轮的转速。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2008-75792号公报
发明内容
本发明的车辆用无级变速器具有变速机构，该变速机构具有初级带轮、次级带轮、以及卷挂在所述初级带轮和所述次级带轮上的环状部件，
在所述次级带轮上设置有产生使所述次级带轮的槽宽变窄方向的作用力的施力部件，
当所述车辆被牵引时达到规定车速以上时，通过贮存在所述初级带轮的带轮受压室的油的离心油压作用，使所述变速机构的变速比成为比最低挡变速比更高挡侧。
根据本发明，当车辆被牵引时达到规定车速以上、初级带轮成为高速旋转时，贮存在初级带轮的带轮受压室的油产生离心力，产生使初级带轮的槽宽变窄的方向的推力的离心油压作用。
由此，使初级带轮和次级带轮之间的差推力减少，变速机构的变速比成为高挡侧。
由于该变速比的变化随着车速的上升而作用于初级带轮的转速下降的方向，因此能够抑制初级带轮达到非常高的转速。
附图说明
图1是说明无级变速器的主要部分构成的图。
图2是说明前进后退切换机构的行星齿轮组周围的主要构成的图。
图3是说明无级变速器的初级带轮和前进后退切换机构周围的图。
图4是说明车辆被牵引时的受压室(带轮受压室)的作用的图。
具体实施方式
以下，以车辆用的带式无级变速器1的情况为例，对本发明的实施方式进行说明。
图1是说明无级变速器1的主要部分构成的图。
图2是说明前进后退切换机构5的行星齿轮组6周围的主要构成的图。
图3是用于说明无级变速器1的初级带轮3和前进后退切换机构5周围的图。
如图1所示，在带式无级变速器1中，作为驱动源的发动机(未图示)的旋转驱动力经由液力变矩器(未图示)输入给前进后退切换机构5。
前进后退切换机构5具有：行星齿轮组6、前进离合器51、后退制动器52。
前进后退切换机构5的行星齿轮组6在联接了前进离合器51时，以顺时针旋转将从液力变矩器侧输入的旋转输出给变速机构2。当联接了后退制动器52时，以逆时针旋转将从液力变矩器侧输入的旋转输出给变速机构2。
(行星齿轮组)
如图2所示，行星齿轮组6具有与旋转传递轴9一体地旋转的太阳轮61以及与离合器鼓7一体地旋转的齿圈62，一对小齿轮63A、63B位于太阳轮61和齿圈62之间。
小齿轮63A和小齿轮63B设置为使设于外周的齿部相互啮合。小齿轮63A与太阳轮61的外周啮合，且小齿轮63B与齿圈62的内周啮合。行星齿轮组6是双小齿轮式行星齿轮机构。另外，也可以是单小齿轮式行星齿轮机构。
小齿轮63A经由滚针轴承NB由小齿轮轴631支承。小齿轮轴631的两端由齿轮架64的侧板部640、641支承。
在行星齿轮组6中，当太阳轮61及/或齿圈62围绕旋转轴X1旋转时，由小齿轮轴631支承的小齿轮63A和与该小齿轮63A啮合的小齿轮63B一边自转一边围绕旋转轴X1公转。
行星齿轮组6与前进离合器51一起收纳在离合器鼓7的内部。
离合器鼓7具有：从旋转轴X1方向观察呈环状的底壁部71、包围整个底壁部71的外周全周的外侧的周壁部72、以及包围整个底壁部71的内周全周的内侧的周壁部73。
在外侧的周壁部72，在前端72a侧的内周花键嵌合有行星齿轮组6的齿圈62。
内侧的周壁部73呈沿着旋转轴X1的圆筒状，该周壁部73从变速机构2侧(图2的左侧)外插到作为固定侧部件的筒状支承壁部12。
在该状态下，离合器鼓7在支承壁部12的外周以允许围绕旋转轴X1旋转的状态支承。
在内侧的周壁部73的前端设置有迂回支承壁部12向内径侧(旋转轴X1侧)延伸的联络部74，在该联络部74的内径侧设置有圆筒状的支承筒75。
支承筒75从联络部74的下端向远离太阳轮61的方向(图中右方向)呈直线状延伸。支承筒75的前端75a延伸至支承壁部12的内径侧，且与压入支承壁部12的内周的圆筒状的轴14的前端14a之间隔开间隙而相对。
在支承筒75的外周和周壁部73内周之间设置有滚针轴承NB1。在旋转轴X1方向，滚针轴承NB1介于联络部74和支承壁部12的前端12a之间，阻止联络部74与支承壁部12之间的直接接触。
支承筒75的内周经由衬套BS(摩擦阻力小的金属环)支承在旋转传递轴9的外周。具有支承筒75的离合器鼓7，在相对于旋转轴X1的倾斜被支承筒75限制的状态下，能够围绕旋转轴X1可旋转地由支承壁部12支承。
旋转传递轴9是未图示的液力变矩器侧的输出轴。旋转传递轴9的前端9a侧在旋转轴X1方向贯通支承筒75的内径侧，在旋转传递轴9的前端9a侧，在避开与支承筒75的干涉的位置的外周一体地形成有太阳轮61。
在旋转传递轴9上，太阳轮61从自前端9a远离液力变矩器侧(图中右侧)的位置的外周向旋转轴X1的径向外侧突出。
滚针轴承NB2介于旋转轴X1方向上的太阳轮61的一侧面61a和离合器鼓7侧的联络部74之间。
滚针轴承NB3介于旋转轴X1方向上的太阳轮61的另一侧面61b和侧板部640之间。
旋转传递轴9的前端9a侧插入设于齿轮架64的内径侧的筒状连结部643的内侧。
在旋转传递轴9的外周和连结部643的内周之间设置有衬套BS，齿轮架64的连结部643经由衬套BS由旋转传递轴9支承。齿轮架64的连结部643和旋转传递轴9可围绕旋转轴X1相对旋转。
齿轮架64的侧板部640从连结部643的液力变矩器侧的端部向径向外侧延伸，初级带轮3的轴部311的另一端311b从旋转轴X1方向与侧板部640抵接。
在该状态下，轴部311的内周与连结部643的外周花键嵌合，齿轮架64的连结部643与变速机构2侧的轴部311不可相对旋转地连结。
在行星齿轮组6中，太阳轮61是从液力变矩器侧输入旋转的输入部，齿轮架64是向变速机构部侧输出旋转的输出部。
但是，在搭载有无级变速器1的车辆被牵引时，输入部和输出部相反。
即，在搭载有无级变速器1的车辆被牵引时，驱动轮的旋转从变速机构2的初级带轮3输入给行星齿轮组6。
(变速机构)
如图1所示，变速机构2具有：一对带轮(初级带轮3、次级带轮4)、和卷挂在一对带轮上的带V(环状部件)。
在变速机构2中，通过变更一对带轮(初级带轮3、次级带轮4)上的带V的卷挂半径，使从前进后退切换机构5侧输入的旋转以所希望的变速器变速，并输出给最终减速机构(未图示)侧。
在此，在本实施方式的无级变速器1中，在发动机(驱动源)的旋转驱动力的动力传递路径上，在变速机构2的下游侧没有设置离合器。因此，是无法切断变速机构2和驱动轮(未图示)侧之间的动力传达的形式。
因此，在搭载有无级变速器1的车辆被牵引时，驱动轮的旋转输入到变速机构2，使得构成变速机构2的一对带轮(初级带轮3、次级带轮4)旋转。而且，从驱动轮侧输入到变速机构2的旋转最终输入到前进后退切换机构5侧。
初级带轮3具有固定带轮31(固定带轮)和滑动带轮32(可动带轮)。
固定带轮31具有：沿旋转轴X1配置的轴部311、和从轴部311的外周向径向外侧延伸的滑轮部312。
轴承34A、34B分别外插并固定在轴部311的长边方向的一端311a和另一端311b上。
轴部311的一端311a和另一端311b分别经由轴承34A、34B由侧盖13侧的支承孔15和变速箱10侧的支承部101可旋转地支承。
在该状态下，行星齿轮组6的齿轮架64(参照图3)所具备的连结部643不可相对旋转地与轴部311的另一端311b连结。
滑动带轮32具有：外插于固定带轮31的轴部311的环状基部321、和从环状基部321的外周向径向外侧延伸的滑轮部322。
滑动带轮32的环状基部321花键嵌合于轴部311的外周，滑动带轮32设置为限制与固定带轮31的相对旋转的状态，沿轴部311的轴向(旋转轴X1方向)可移动。
固定带轮31的滑轮部312和滑动带轮32的滑轮部322在旋转轴X1方向隔开间隔而相对。
在初级带轮3中，在固定带轮31的滑轮面312a和滑动带轮32的滑轮面322a之间形成有卷挂带V的V形槽33。
如图3所示，在滑轮部322的外径侧，在与滑轮面322a相反侧的受压面322b设置有圆筒状的缸部323。
缸部323沿着旋转轴X1方向设置，在远离滑轮部322的方向以规定长度L1形成。
前柱塞35的外周部35a与缸部323的内周抵接。
D环8安装于前柱塞35的外周部35a，缸部323的内周和外周部35a之间的间隙通过D环8密封。
前柱塞35的内周部35b从径向外侧与滑动带轮32的环状基部321的外周抵接。
D环8安装于前柱塞35的内周部35b，环状基部321的外周和内周部35b之间的间隙通过D环8密封。
在初级带轮3中，前柱塞35和滑轮部322之间成为供给动作油压的受压室R1(带轮受压室)。
在环状基部321，在与滑轮部322相反侧的端部设置有小径部324。
环形的后柱塞36压入小径部324。后柱塞36的内周部36b压入至小径部324的滑轮部322侧(图中右侧)的台阶部而被固定。
在该状态下，后柱塞36设置为限制与环状基部321的相对旋转的状态，沿旋转轴X1方向不可移动。
后柱塞36的外周部36a从旋转轴X1侧与后缸37的圆筒状的周壁部372的内周抵接。
D环8安装于后柱塞36的外周部36a，周壁部372的内周和外周部36a之间的间隙通过D环8密封。
后缸37由外插于轴部311的圆板部371、包围圆板部371的外周整周的周壁部372构成。
轴部311压入圆板部371的内周部371b，圆板部371的内周部371b夹持在设置于轴部311的台阶部314和外插于轴部311的轴承34A之间。
轴承34A通过螺合在轴部311的外周的螺母N而在旋转轴X1方向上定位，与轴承34A邻接的后缸37向远离滑动带轮32的方向的移动由轴承34A限制。
周壁部372以比所述圆筒状的缸部323的内径小的外径形成，周壁部372的前端部372a在缸部323的内侧，从旋转轴X1方向与前柱塞35抵接。
周壁部372的前端部372a限制前柱塞35的向远离滑轮部322的方向(图中的左方)的移动。
前柱塞35的外周部35a和内周部35b在旋转轴X1方向上偏移错开，外周部35a位于比内周部35b更靠近滑动带轮32的滑轮部322侧。
周壁部372的前端部372a从旋转轴X1方向与前柱塞35的外周部35a侧的区域抵接。
在初级带轮3中，由后柱塞36、前柱塞35、以及后缸37的周围壁部372所包围的空间成为供给动作油压的第二个受压室R2(带轮受压室)。
在滑动带轮32中，在从滑轮面322a观察的里侧(图中，左侧)，受压室R1和受压室R2以将前柱塞35夹持在之间的方式而相邻。由这些受压室R1和受压室R2构成初级带轮3侧的带轮受压室。
因此，能够缩小每一个带轮受压室(各受压室R1、R2)的受压面积，因此构成为能够缩小初级带轮3(滑轮部322、312)的外径的结构。
在固定带轮31的轴部311设置有用于向受压室R1、受压室R2供给动作用油压的轴内油路313。
在轴部311中，轴内油路313朝向侧盖13侧(图中左侧)的一端311a开口。设置于侧盖13的支承筒152游嵌在轴内油路313的侧盖13侧(图中左侧)。圆筒状的衬套153外嵌于支承筒152，轴部311的侧盖13侧由内嵌于轴内油路313的衬套153可旋转地支承。
在这种状态下，设置在衬套153的外周的密封环S密封衬套153的外周和轴内油路313的内周之间的间隙。
在侧盖13上，轴承34A的支承孔15开口于与变速箱10的对置部。从旋转轴X1方向观察，在支承孔15的中央部形成有用于避免与固定带轮31的轴部311的干涉的凹部151。在凹部151的中央部设置有所述支承筒152。
经由侧盖内的油路131从未图示的油压控制回路向支承筒152供给油压(油OL)。供给到支承筒152的油压通过轴内油路313，供给到附设在滑动带轮32上的受压室R1、R2(带轮受压室)。
在初级带轮3中，通过调节向附设在滑动带轮32上的受压室R1、R2(带轮受压室)的供给压，使滑动带轮32向旋转轴X1方向位移。由此，滑轮面312a、322a之间的V形槽33的槽宽对应油OL的供给压而变更，从而变更初级带轮3的带V的卷挂半径。
如图1所示，次级带轮4具有：固定带轮41(固定带轮)、和滑动带轮42(可动带轮)。
固定带轮41具有：沿旋转轴X2配置的轴部411(带轮轴)、和从轴部411的外周向径向外侧延伸的滑轮部412。
滑动带轮42具有：外插于固定带轮41的轴部411的环状基部421、和从环状基部421的外周向径向外侧延伸的滑轮部422。
固定带轮41的滑轮部412和滑动带轮42的滑轮部422在旋转轴X2方向隔开间隔而相对。
在次级带轮4中，在固定带轮41的滑轮面412a和滑动带轮42的滑轮面422a之间形成有卷挂带V的V形槽43。
在固定带轮41的轴部411，轴承44A、44B外插于旋转轴X2方向的一端部411a和另一端部411b。
旋转轴X2方向上的轴部411的另一端部411b经由轴承44B，由变速箱10侧的支承部102可旋转地支承。
旋转轴X2方向上的轴部411的一端部411a经由轴承44A，由侧盖13侧的支承孔16可旋转地支承。
在侧盖13中，轴承44A的支承孔16开口于与变速箱10的对置部。从旋转轴X2方向观察，在支承孔16的中央部形成有用于避免与固定带轮41的轴部411的干涉的凹部161。
在凹部161的中央部设置有支承筒162。支承筒162向变速箱10侧(图中，右侧)突出，支承筒162的前端侧游嵌于固定带轮41的轴内油路413。
圆筒状的衬套163外嵌于支承筒162，轴部411的侧盖13侧由内嵌于轴内油路413的衬套163可旋转地支承。
在这种状态下，设置在衬套163的外周的密封环S密封衬套163的外周和轴内油路413的内周之间的间隙。
轴内油路413开口于轴部411的一端部411a。轴内油路413沿着固定带轮41的旋转轴X2在轴部411内呈直线状延伸，在旋转轴X2方向横切外插于轴部411的滑动带轮42的内径侧。
在轴内油路413的前端侧(图中右侧)设有连通轴内油路413和轴部411的外周的油孔414。
经由侧盖内的油路132从未图示的油压控制回路向所述支承筒162供给油压。供给到支承筒162的油压通过轴内油路413供给到位于轴部411的外径侧的受压室R3。
在次级带轮4中，通过调节向附设于滑动带轮42的受压室R3(带轮受压室)的供给压，滑动带轮42向旋转轴X2方向位移。由此，滑轮面412a、422a之间的V形槽43的槽宽对应供给压而变更，从而变更次级带轮4的带V的卷挂半径。
在滑动带轮42的滑轮部422，在与滑轮面422a相反侧的受压面422b设置有缸部423。
缸部423沿着旋转轴X2方向设置，在远离滑轮部422的方向以规定长度L2形成。
柱塞45的外周部45a与缸部423的内周抵接。
D环8安装于柱塞45的外周部45a，缸部423的内周和外周部45a之间的间隙通过D环8密封。
在柱塞45的内径侧设置有筒状的嵌合部451。嵌合部451花键嵌合于固定带轮41的轴部411的外周。柱塞45的嵌合部451在轴承44B和轴部411的台阶部411c之间在旋转轴X2方向定位。
柱塞45在与嵌合部451邻接的区域将滑动带轮42的环状基部421的外径侧向靠近滑轮部422的方向(图中的左方)延伸后，向外径侧弯曲。
在柱塞45中，弹簧Sp的一端从旋转轴X2方向与在该外径侧弯曲的区域452抵接。弹簧Sp的另一端与滑轮部422的受压面422b抵接。弹簧Sp设置为向旋转轴X2方向压缩的状态，滑动带轮42通过从弹簧Sp作用的作用力，被按压向缩小V形槽43的槽宽的方向。
这是为在没有从油压控制回路向变速机构2侧的受压室R1、R2、R3供给油而使发动机(驱动源)停止时，用于保持次级带轮4中带V的夹持力。
另外，即使在搭载了无级变速器1的车辆的被牵引时，发动机(驱动源)也处于停止状态，从发动机驱动的油泵向受压室R1、R2、R3的油压供给停止。
在此，弹簧Sp的作用力作用的方向是使变速机构2的变速比变化到最低挡侧的方向，是使次级带轮4的带V的卷挂半径变大的方向。
而且，若次级带轮4的带V的卷挂半径变大，则在没有向初级带轮3侧的受压室R1、R2供给油的情况下，初级带轮3的带V的卷挂半径变小。
由此，在没有来自油压控制回路的供油而使发动机(驱动源)停止时，在变速机构2中，变速比成为最低挡变速比或接近最低挡的变速比。
在这种状态下，当搭载无级变速器1的车辆被牵引行驶时，从驱动轮侧输入到次级带轮4的旋转由初级带轮3增速而输出。
如上所述，初级带轮3的轴部311与行星齿轮组6的齿轮架64(连结部643)连结，因此，初级带轮3增速的旋转输入到行星齿轮组6的齿轮架64。
这样，随着车辆被牵引时的行驶速度增大，初级带轮3和行星齿轮组6的齿轮架64以更高的速度旋转。
并且，当车辆被牵引时的行驶速度达到规定速度以上时，会对支承初级带轮3的轴部311的轴承34A、34B、以及行星齿轮组6中位于太阳轮61的两侧的滚针轴承NB2、NB3等产生耐久性等的影响。
这是因为在车辆被牵引时，发动机(驱动源)处于停止状态，润滑用的油OL无法从油压控制回路供给到轴承34A、34B、以及滚针轴承NB2、NB3等。
特别是在车辆被牵引时点火开关断开的情况下，来自电池和发电机的供电停止。因此，不仅发动机(驱动源)，电动油泵也停止，也不进行电动油泵的油压供给。并且，用于油压控制的促动器也全部停止。
因此，成为没有向轴承34A、34B、滚针轴承NB2、NB3等新供给润滑用的油OL的状态。
图4是说明车辆被牵引时的受压室R1、R2(带轮受压室)的作用的图。图4(a)是表示在没有来自油压控制回路的油OL的供给的状态下搭载了无级变速器1的车辆停止时，残留在受压室R1内的油OL的状态的图。图4(b)是说明在没有来自油压控制回路的油OL的供给的状态下搭载了无级变速器1的车辆被牵引行驶时(被牵引时)，残留在受压室R1内的油OL产生的作用的图。
另外，在图4中，附上交叉的剖面线表示残留的油OL。
如上所述，在本实施方式的无级变速器1中，在前柱塞35和后柱塞36的密封上采用了密封性高的D环8。
具体而言，在滑动带轮32中，前柱塞35的外周部35a与缸部323的内周之间的间隙、前柱塞35的内周部35b与环状基部321的外周之间的间隙通过D环8密封。因此，受压室R1被油密封。
另外，后柱塞36的外周部36a与后缸37的周壁部372的内周之间的间隙通过D环8密封，且后柱塞36的内周部36b压入环状基部321的小径部324。因此，受压室R2也被油密封。
并且，在向受压室R1、R2供给油的轴内油路313中，轴内油路313的内周与内嵌于轴内油路313的衬套153的外周之间的间隙通过密封环S密封。因此，轴内油路313也被油密封。
并且，由于与发动机(驱动源)的停止联动的油泵的停止，经由轴内油路313向受压室R1、R2供给的油OL停止后，至少受压室R1内的油OL不能完全排出(参照图4的(a))。
在图4(a)中，表示了在以无级变速器1的设置状态为基准的铅垂线方向的下侧的区域中残留有油OL的状态。
在图4(a)的状态下，当搭载了无级变速器1的车辆被牵引行驶时，从驱动轮侧输入到次级带轮4的旋转，经由带V输入到初级带轮3，初级带轮3围绕旋转轴X1进行旋转(参照图4(b))。
这样，残留在受压室R1内的油OL通过旋转产生的离心力向外径侧移动。其结果是，如图4(b)所示，受压室R1内的油OL成为靠近缸部323的内周的状态。
并且，当被牵引行驶的车辆的行驶速度增大时，受压室R1内的油OL向缸部323的内周的按压力变高，在受压室R1内产生离心油压。
该离心油压作用于使滑动带轮32靠近固定带轮31的方向(图中右方)。即，发生了产生使初级带轮3的V形槽33的槽宽变窄的方向的推力的离心油压作用。
由此，通过弹簧Sp的作用力在次级带轮4侧产生的推力和通过离心油压作用在初级带轮3侧产生的推力之间的差(推力差)随着被牵引行驶的车辆的行驶速度的上升而减少。
并且，在被牵引行驶的车辆的行驶速度超过规定车速(阈值速度)的时刻，变速机构2的变速比从最低挡向高挡侧变化。
由此，从初级带轮3输入到前进后退切换机构5(行星齿轮组6)侧的旋转比最低挡时更小。
另外，被牵引行驶的车辆的行驶速度越大，变速机构2的变速比向高挡侧的变化量就越多。这样，被牵引行驶的车辆的行驶速度越大，从初级带轮3输入到前进后退切换机构5(行星齿轮组6)侧的旋转越少。
因此，在被牵引行驶的车辆的行驶速度超过规定车速(阈值速度)之后，如以往的情况那样，防止初级带轮3达到非常高的转速。
由此，能够适当地防止与初级带轮接触的轴承的耐久性、以及对行星齿轮组6侧的轴承的耐久性产生影响的事态的发生。
在本实施方式中，设定了以下条件，以在被牵引行驶的车辆的行驶速度超过了规定车速(阈值速度)的时刻，使滑动带轮32的滑轮部322向靠近固定带轮31的滑轮部312的方向位移。
(a)受压室R1的容积，(b)从轴内油路313到达受压室R1的路径(油路)的容积，(c)变速机构2的变速比为最低挡时残留在初级带轮3的受压室R1(带轮受压室)中的油量。
另外，在变速机构2的变速比为最低挡时残留在初级带轮3的受压室R1(带轮受压室)中的油量，考虑由设置在次级带轮4上的弹簧Sp产生的推力而通过预先计算及/或实验导出。
并且，为了使导出的油量残留，设定了变速机构的变速比为最低挡时的初级带轮3的前柱塞35与滑动带轮32的受压面322b之间的距离。
另外，在被牵引时的车辆的行驶速度为不足规定车速时，即使贮存在初级带轮3的受压室R1中的油产生了离心油压作用的情况下，也设定上述条件以使变速机构2的变速比维持在最低挡变速比。
这是因为初级带轮3的旋转速度为不影响与初级带轮接触的轴承的耐久性、以及行星齿轮组6侧的轴承的耐久性的旋转速度的期间，不需要将变速比设置在高挡侧。
而且，在本实施方式中，使变速机构2的变速比从最低挡变化到高挡侧时，变化后的变速比设定为比最低挡的变速比高的变速比、且比最低挡变速比和最高挡变速比的中间的变速比(中挡变速比)更低挡侧。具体地，是比变速比1(中挡变速比)大的变速比。
这是为了在驱动轮的转速下降了的情况下，考虑到再起动性使其容易返回到最低挡。另外，也是为了在没有向受压室R1(带轮受压室)供给油OL的状态时，不优选变速比极端地较大变化。
另外，变速比越成为高挡侧，则在被牵引侧的车辆(被牵引车)中移动带轮所需的扭矩就越大。
这样，在牵引侧的车辆中，需要更大的驱动力(功率)，对牵引侧的车辆的负荷增大，因此优选使负荷不过大。
如上所述，本实施方式的无级变速器1在搭载有该无级变速器1的车辆的被牵引时，不进行从发动机驱动的油泵向受压室R1、R2、R3的油压供给。这是因为在被牵引时，发动机(驱动源)处于停止状态，发动机驱动的油泵也再次停止。
因此，使油OL残留在初级带轮3的受压室R1中，被牵引时，通过残留在受压室R1中的油OL产生的离心油压作用，产生使变速机构2的变速比从最低挡移动到高挡侧的推力。
由此，防止由从驱动轮侧输入的旋转使初级带轮3以非常高的转速旋转，从而不影响支承初级带轮3的轴承的耐久性、以及邻接的行星齿轮组6侧的轴承的耐久性。
在此，在车辆被牵引时，特别是在车辆被牵引时点火开关断开的情况下，发动机(驱动源)驱动的油泵处于停止状态，驱动用的油OL不供给变速机构2。
因此，作用于初级带轮3的受压室R1、R2的推力(使变速机构2的变速比向高挡侧方向移动的推力)仅为基于离心油压作用的推力。
换言之，可以说由于离心油压作用引起的推力使变速机构2的变速比成为比最低挡更高挡侧。
如上所述，本实施方式的无级变速器1具有以下结构。
(1)车辆用的无级变速器1具备变速机构2，其具有：初级带轮3、次级带轮4、卷挂在初级带轮3和次级带轮4上的带V(环状部件)。
在次级带轮4上设置有弹簧Sp(施力部件)，该弹簧Sp产生使次级带轮4的V形槽43的槽宽变窄的方向的作用力。
当车辆被牵引时达到规定车速以上时，通过贮存在初级带轮3的带轮受压室的油的离心油压作用，使变速机构2的变速比成为比最低挡变速比更高挡侧。
若以使变速机构2的变速比为最低挡时残留在初级带轮3的受压室R1、R2(带轮受压室)中的油量达到足够的量的方式进行初级带轮3的尺寸设计，则可发挥以下的作用。
(a)在车辆被牵引时，当初级带轮3为高旋转时，则残留的油产生离心力，从而产生使初级带轮3的V形槽33的槽宽变窄的方向推力的离心油压作用。
由此，初级带轮3和次级带轮4的差推力减少，变速机构2的变速比成为比最低挡更高挡侧。
因此，当车速上升时，则初级带轮3的转速变为下降的方向，因此能够抑制初级带轮3达到非常高的转速。
由此，由于防止了初级带轮3达到非常高的转速，所以能够适当地防止对与初级带轮3接触的轴承的耐久性、以及行星齿轮组6侧的轴承的耐久性产生影响的事态的发生。
本实施方式的无级变速器1具有以下结构。
(2)当被牵引时的车辆的行驶速度为不足规定车速(阈值速度)时，即使在产生贮存在初级带轮3的受压室R1(带轮受压室)中的油的离心式油压作用的情况下，也使变速机构2的变速比维持在最低挡的变速比。
在被牵引时，由于处于没有供给油压的状态，所以优选尽量不进行变速比的变更，在车速没有极端上升的情况下，由于没有初级带轮3成为极端高速旋转的担心，所以维持最低挡状态。
本实施方式的无级变速器1具有以下结构。
(3)当车辆被牵引时达到规定车速以上时，通过贮存在初级带轮3的受压室R1(带轮受压室)中的油OL的离心油压作用，使得变速机构2的变速比成为比最低挡变速比更高挡侧、且比中挡变速比(变速比＝“1”)更低挡侧。
(a)在旋转下降了的情况下，考虑到再起动性，优选能容易地返回到最低挡。另外，(b)不优选在向带轮受压室的非供给油压状态中极端较大的变速比变化。因此，以接近最低挡侧的变速比、例如以比变速比＝“1”(中挡变速比)大的变速比进行维持。
另外，在图4(a)中，例示了在没有来自油压控制回路的油OL的供给的状态下，在搭载了无段变速器1的车辆停止时，油OL残留在受压室R1和轴内油路313的一部分区域的情况。
油OL的残留形式并不仅限于该形式。例如，只要是能够产生所需的离心油压作用，则也可以是油OL密集地残留在受压室R1和轴内油路313的整个区域中的结构。
以上，说明了本发明的实施方式，但本发明并不限定于这些实施方式所示的方式。在发明的技术思想范围内，可以适当改变。

Claims (3)

1.一种车辆用的无级变速器，具有变速机构，该变速机构具有：初级带轮、次级带轮、以及卷挂在所述初级带轮和所述次级带轮上的环状部件，其特征在于，
在所述次级带轮设置有施力部件，该施力部件产生使所述次级带轮的槽宽变窄方向的作用力，
当所述车辆被牵引时达到规定车速以上时，通过贮存在所述初级带轮的带轮受压室中的油的离心油压作用，使所述变速机构的变速比成为比最低挡变速比更高挡侧。
2.如权利要求1所述的车辆用的无级变速器，其特征在于，
当不足所述规定车速时，即使在产生了贮存在所述初级带轮的带轮受压室中的油的离心油压作用的情况下，所述变速机构的变速比也维持在最低挡变速比。
3.如权利要求1或2所述的车辆用的无级变速器，其特征在于，
当所述车辆被牵引时达到规定车速以上时，通过贮存在所述初级带轮的带轮受压室中的油的离心油压作用，使所述变速机构的变速比成为比最低挡变速比更高挡侧、且比中挡变速比更低挡侧。
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