JP2010002044A - ベルト式無段変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】作動油閉じ込み装置の開弁動作をより確実にすること。
【解決手段】ベルト式無段変速機は、弁孔１１ｃよりもプーリ油圧室側のメイン作動油の圧力を圧力Ｐｉｎとし、受圧面１２ｆが受けるピストン動作用作動油の圧力を圧力Ｐｓとし、弁体１６が弁孔１１ｃを塞ぐ部分であるシール部分の面積をシール面積Ｓ０１とし、ピストン１２の受圧面の面積を受圧面積Ｓ０２とし、スプリング１７が弁体１６を弁孔に対して押し付ける力を力Ｆとすると、Ｓ０１・Ｐｉｎ＋Ｆ＜Ｓ０２・Ｐｓを満たす。
【選択図】 図４

Description

この発明は、ベルト式無段変速機に関する。

従来、変速比が無段階に変更される無段変速機がある。例えば、特許文献１には、プライマリ油圧室からの作動油の排出の許容あるいは禁止を制御する作動油排出手段を備えるベルト式無段変速機が開示されている。なお、特許文献１の作動油排出手段は、本発明に係る作動油閉じ込み装置に対応するため、以下作動油排出手段を作動油閉じ込み装置という。

特開２００７−５７０３３号公報

ここで、特許文献１に開示されているベルト式無段変速機は、プライマリプーリ軸の軸内に作動油閉じ込み装置が配置されている。これにより、作動油閉じ込み装置がプライマリ隔壁に設けられる場合よりもベルト式無段変速機は小型化される。しかしながら、プライマリプーリ軸の軸内は比較的狭い空間である。

よって、作動油閉じ込み装置がプライマリプーリ軸の軸内に配置される場合は特に、作動油閉じ込み装置に小型化が求められる。また、作動油閉じ込み装置がプライマリプーリ軸の軸外に配置される場合でも、近年は、ベルト式無段変速機の小型化のために作動油閉じ込み装置に小型化が求められる。

しかしながら、作動油閉じ込み装置が小型化されればされるほど、作動油閉じ込み装置を構成する部材の大きさは小さくなる。これにより、ベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み装置が小型化されればされるほど、作動油閉じ込み装置の動作の安定性が低下するおそれが大きくなる。

本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、作動油閉じ込み装置の開弁動作をより確実にすることを目的とする。

上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明に係るベルト式無段変速機は、動力発生手段から回転が伝えられて回転するシャフトと、前記シャフトに設けられる可動シーブに対してメイン作動油の圧力によって力を与える油圧室であって、前記シャフトに設けられるプーリ油圧室と、前記プーリ油圧室から前記プーリ油圧室の外部への前記メイン作動油の排出を禁止する作動油閉じ込み手段と、を備え、前記作動油閉じ込み手段は、前記メイン作動油が流れる油路上に形成される孔であって、前記孔を介して前記メイン作動油を流すことで前記プーリ油圧室から前記プーリ油圧室の外部へ前記メイン作動油を排出する弁孔と、前記弁孔を塞ぐ弁体と、前記弁体を前記弁孔に押し付ける押付手段と、前記弁体に対して前記弁体が前記弁孔から離れる方向の力を与えることで前記弁体を移動させるピストンと、前記ピストンに形成され、前記ピストンを前記弁体に向かって移動させるための作動油であるピストン動作用作動油の圧力によって前記ピストンを前記弁体に向かって移動させる方向の力を受ける受圧面と、を有し、前記弁孔よりも前記プーリ油圧室側の前記メイン作動油の圧力を圧力Ｐｉｎとし、前記受圧面が受ける前記ピストン動作用作動油の圧力を圧力Ｐｓとし、前記弁体が前記弁孔を塞ぐ部分であるシール部分の面積をシール面積Ｓ０１とし、前記ピストンの前記受圧面の面積を受圧面積Ｓ０２とし、前記押付手段が前記弁体を前記弁孔に対して押し付ける力を力Ｆとすると、Ｓ０１・Ｐｉｎ＋Ｆ＜Ｓ０２・Ｐｓを満たすことを特徴とする。

上記構成により、本発明に係るベルト式無段変速機は、前記作動油閉じ込み手段が開弁する際に、前記ピストンに働く力であって前記弁体を開弁する方向にピストンを押す力が、前記弁体に働く力であって前記弁体が閉弁する方向に弁体を押す力よりも大きくなる。よって、ベルト式無段変速機は、前記作動油閉じ込み手段の開弁するための動作がより確実になる。

本発明の好ましい態様としては、前記ピストン動作用作動油の供給元は、前記メイン作動油の圧力よりも圧力が低い作動油であって、信号用の圧力である信号油圧を発生させる作動油である信号用作動油であることが望ましい。

本発明の好ましい態様としては、前記ピストン動作用作動油の供給元は前記メイン作動油であり、前記ピストン動作用作動油の圧力は前記メイン作動油の圧力と等しいことが望ましい。

本発明の好ましい態様としては、前記受圧面積Ｓ０２は、前記シール面積Ｓ０１よりも大きいことが望ましい。

本発明の好ましい態様としては、前記受圧面積Ｓ０２から前記シール面積Ｓ０１を減算した値は、前記力Ｆを前記プーリ油圧室内の前記圧力Ｐｉｎで除算した値よりも大きいことが望ましい。

本発明の好ましい態様としては、前記ピストンは前記メイン作動油が流れる貫通孔を有する筒状に形成され、前記弁体と接触し前記弁体を前記弁孔から離れる方向に押す前記ピストンの先端部分は、前記弁体に対して複数の突起部で接触し、前記先端部分には、前記貫通孔の外部であって前記プーリ油圧室と連通する空間と、前記貫通孔の内部と、を連通する開口が形成されることが望ましい。

本発明の好ましい態様としては、前記弁体と接触し前記弁体を前記弁孔から離れる方向に押す前記ピストンの先端部分は、前記弁体に対して面で接触することが望ましい。

本発明に係るベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み装置の開弁動作をより確実にできる。

以下、この発明につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、この発明を実施するための最良の形態（以下実施形態という）によりこの発明が限定されるものではない。また、下記実施形態における構成要素には、当業者が容易に想定できるもの、実質的に同一のもの、いわゆる均等の範囲のものが含まれる。

（実施形態１）
図１は、ベルト式無段変速機を備えた車両の動力伝達部分における全体を示す構成図である。図１に示すように、車両１００は、動力発生手段としての内燃機関１２０から取り出された回転が、トルクコンバータ１３０と、前後進切換機構１４０と、ベルト式無段変速機１１０と、減速装置１５０と、差動装置１６０と、ドライブシャフト１７０とを介して車輪１８０に伝えられる。これにより、車輪１８０は回転し、車輪１８０が路面に前記回転を伝達する。このようにして、車両１００は走行する。

ベルト式無段変速機１１０は、入力側回転体としてのプライマリプーリ５０と、出力側回転体としてのセカンダリプーリ６０と、ベルト８０とを含んで構成される。ベルト式無段変速機１１０は、プライマリプーリ５０に回転が入力される。プライマリプーリ５０に入力された回転は、回転速度が調節されてセカンダリプーリ６０に伝えられる。

セカンダリプーリ６０に伝えられた回転は、減速装置１５０に伝えられる。なお、入力軸であるプライマリシャフト５１の回転速度をセカンダリシャフト６１の回転速度で除算した値を変速比という。また、変速比を変更することを、以下、変速という。

ベルト式無段変速機１１０は、例えば、プライマリプーリ５０がベルト式無段変速機１１０の変速比を調節し、セカンダリプーリ６０がプライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０との間でのベルト８０の張力を調節する。但し、プライマリプーリ５０及びセカンダリプーリ６０は、後述する可動シーブと固定シーブとの距離を変更する点で共通し、構成も同様である。よって、以下、プライマリプーリ５０を主に説明する。

図２は、実施形態１に係るプライマリプーリを示す断面図である。プライマリプーリ５０は、プライマリシャフト５１と、プライマリ固定シーブ５２と、可動部材としてのプライマリ可動シーブ５３と、プライマリプーリ油圧室５４と、スプライン部５５と、プライマリシリンダ５６と、作動油閉じ込み装置１０とを備える。

プライマリシャフト５１は、図１に示すように、軸受８１、軸受８２によってインプットシャフト１３１の回転軸と同軸上に回転可能に支持される。また、セカンダリシャフト６１は、軸受８３、軸受８４によってプライマリシャフト５１に対して平行に回転可能に支持される。

プライマリシャフト５１は、筒状に形成される。図２に示すように、プライマリシャフト５１は、回転軸ＲＬを軸として回転する。プライマリ固定シーブ５２は、通常、プライマリシャフト５１と一体に形成される。なお、プライマリ固定シーブ５２は、プライマリシャフト５１と別個に形成され、プライマリシャフト５１に固定して設けられてもよい。

プライマリ固定シーブ５２は、回転軸ＲＬを軸にプライマリシャフト５１と一体に回転する。ここで、回転軸ＲＬと直交する方向を径方向という。プライマリ固定シーブ５２は、プライマリシャフト５１の外周から径方向に突出して形成される。

プライマリ可動シーブ５３は、プライマリシャフト５１とは別個に形成される。プライマリ可動シーブ５３は、プライマリシャフト５１が嵌め込まれる貫通孔を有して形成される。

前記貫通孔の内周面には、スプライン部５５が形成される。スプライン部５５は、キー溝となるスプラインと、前記スプラインに嵌め込まれる凸部とが対になって構成される。ベルト式無段変速機１１０は、プライマリ可動シーブ５３の前記貫通孔の内周面に前記スプラインが形成され、プライマリシャフト５１の外周面に前記凸部が形成される。

プライマリ可動シーブ５３は、前記スプラインが、プライマリシャフト５１の凸部に嵌め込まれて、プライマリシャフト５１に取り付けられる。プライマリ可動シーブ５３は、プライマリ固定シーブ５２と対向してプライマリシャフト５１に嵌め込まれる。

スプライン部５５は、プライマリ可動シーブ５３がプライマリシャフト５１上をプライマリシャフト５１の回転軸ＲＬに沿って摺動できるようにプライマリ可動シーブ５３を支持する。加えて、スプライン部５５は、回転軸ＲＬを軸とする回転をプライマリシャフト５１からプライマリ可動シーブ５３へ伝える。

上記構成により、プライマリ可動シーブ５３は、プライマリシャフト５１と一体に回転すると共に、プライマリシャフト５１上をプライマリ固定シーブ５２に対して近づく方向及びプライマリ固定シーブ５２に対して遠ざかる方向にスライドして移動する。

プライマリ固定シーブ５２とプライマリ可動シーブ５３との間には、略Ｖ字形状のプライマリ溝８０ａが形成される。また、セカンダリプーリ６０にも、図１に示すように、プライマリ溝８０ａと同様のセカンダリ溝８０ｂが形成される。プライマリ溝８０ａとセカンダリ溝８０ｂとの間には、金属で形成された無端のベルト８０が巻き掛けられている。これにより、ベルト８０は、プライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０との間で回転を伝える。

プライマリ可動シーブ５３がプライマリシャフト５１上をスライド移動することにより、プライマリ固定シーブ５２とプライマリ可動シーブ５３との距離が変化する。また、プライマリ可動シーブ５３の移動と共に、図１に示すセカンダリ可動シーブ６３もセカンダリ固定シーブ６２に対して移動する。これにより、ベルト式無段変速機１１０は変速比が変わる。以下にプライマリ可動シーブ５３を移動させるための機構と変速比が変化するメカニズムとを説明する。

図２に示すように、プライマリプーリ油圧室５４は、プライマリシャフト５１と、プライマリ可動シーブ５３と、プライマリシリンダ５６とによって囲まれて形成される空間である。プライマリシリンダ５６は、第１開口５６ａと第２開口５６ｂとを有して形成される。

第２開口５６ｂは、第１開口５６ａよりも大きい開口である。プライマリシリンダ５６は、第１開口５６ａ及び第２開口５６ｂにプライマリシャフト５１が嵌め込まれる。ここで、プライマリシャフト５１は、第２開口５６ｂからプライマリシリンダ５６に嵌め込まれる。

第２開口５６ｂには、プライマリ可動シーブ５３も嵌め込まれる。ここで、プライマリ可動シーブ５３は、プライマリ可動シーブ５３の一部分がプライマリシリンダ５６の内壁面に接触する。なお、プライマリシリンダ５６の内壁面とは、プライマリシャフト５１の回転軸ＲＬ側の壁面である。本実施形態では、プライマリ可動シーブ５３は、プライマリ可動シーブ５３の最も径方向外側の部分がプライマリシリンダ５６の内壁面に隙間無く接触する。

第１開口５６ａは、プライマリシャフト５１と隙間無く接触する。これにより、プライマリシャフト５１と、プライマリ可動シーブ５３と、プライマリシリンダ５６の内壁面とによって密閉された空間が形成される。この空間が、プライマリプーリ油圧室５４である。

なお、例えば、プライマリプーリ油圧室５４は、プライマリシリンダ５６とプライマリ可動シーブ５３との隙間にシール部材を介在されて隙間が低減されている。しかしながら、プライマリ可動シーブ５３はプライマリシリンダ５６に対して摺動するため、プライマリ可動シーブ５３とプライマリシリンダ５６との間に微小な隙間が生じる。本実施形態では、このように実際は微小な隙間がある場合でも、隙間がないものとして説明する。

プライマリプーリ油圧室５４には、作動油が供給されると、プライマリプーリ油圧室５４内での前記作動油の圧力により、プライマリ可動シーブ５３は、プライマリ固定シーブ５２側へ押される。これにより、プライマリ可動シーブ５３とプライマリ固定シーブ５２との間の距離が小さくなる。

すると、ベルト８０は、径方向外側へ移動する。ここで、ベルト８０とプライマリ溝８０ａとが接触する部分と、回転軸ＲＬとの距離を接触半径という。このようにして、プライマリプーリ油圧室５４に作動油が供給されて、プライマリ可動シーブ５３がプライマリ固定シーブ５２に近づく方向へスライド移動すると、プライマリプーリ５０の接触半径が増加する。

一方、セカンダリプーリ６０では、セカンダリ可動シーブ６３はセカンダリ固定シーブ６２から遠ざかる方向へスライド移動する。これは、ベルト８０の長さは一定であり、ベルト８０の張力を略一定に保つためである。ベルト式無段変速機１１０は、セカンダリプーリ６０での接触半径を減少させることにより、ベルト８０のプライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０との間の張力を略一定に保つ。

このようにして、プライマリプーリ５０での接触半径とセカンダリプーリ６０での接触半径とが変化することにより変速比が変化する。ここで、具体的には、プライマリ可動シーブ５３がプライマリ固定シーブ５２側へ近づくと、変速比は小さくなる。つまり、ベルト式無段変速機１１０はいわゆるシフトアップする。一方、プライマリ可動シーブ５３がプライマリ固定シーブ５２から遠ざかると、変速比は大きくなる。つまり、ベルト式無段変速機１１０はいわゆるシフトダウンする。

作動油閉じ込み装置１０は、作動油が溜められるオイルパンＯＴからプライマリプーリ油圧室５４に至るまでにプライマリプーリ油圧室５４に供給される作動油が流れるメイン油路上に設けられる。作動油閉じ込み装置１０は、プライマリプーリ油圧室５４を強制的に閉じ込める手段である。なお、作動油閉じ込み装置１０の詳細な構成の説明は後述する。

次に、作動油が溜められるオイルパンＯＴからプライマリプーリ油圧室５４に至るまでにプライマリプーリ油圧室５４に供給される作動油が流れるメイン油路の構成及び前記メイン油路上に設けられる各構成を説明する。

図３は、プライマリプーリ油圧室に供給される作動油が流れる油路を示す模式図である。以下、作動油の流れの上流側を単に上流側といい、作動油の流れの下流側を単に下流側という。

前記メイン油路は、図３に示すように、オイルパンＯＴからプライマリプーリ油圧室５４に向かって順に、シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１と、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１と、シャフト内軸方油路ＯＬ０１と、シャフト内径方油路ＯＬ０２と、可動シーブ油路ＯＬ０３とを含んで構成される。

シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１上には、オイルパンＯＴからプライマリプーリ油圧室５４に向かって順に、オイルポンプＯＰと、調圧弁ＯＲ０１と、流量調節弁ＯＦとが設けられている。

オイルポンプＯＰは、シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介してオイルパンＯＴ内の作動油を吸い上げて、下流側のシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１へ前記作動油を送る。

調圧弁ＯＲ０１は、オイルポンプＯＰから送り出された作動油がシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介して供給される。調圧弁ＯＲ０１は、調圧弁ＯＲ０１よりも下流側のシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１へ流す作動油の圧力を調節する。

調圧弁ＯＲ０１によって作動油の圧力が調節された結果、調圧弁ＯＲ０１に供給された作動油のうちシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介して下流側の流量調節弁ＯＦに供給されない作動油は、ドレン油路ＯＬｄ０１を介してオイルパンＯＴへ戻される。

流量調節弁ＯＦは、調圧弁ＯＲ０１によって圧力を調節されてシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介して作動油が供給される。流量調節弁ＯＦは、下流側のシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１へ流す作動油の流量を調節する。

流量調節弁ＯＦによって流量が調節された結果、流量調節弁ＯＦに供給された作動油のうちシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介して下流側の作動油閉じ込み手段としての作動油閉じ込み装置１０に供給されない作動油は、ドレン油路ＯＬｄ０２を介してオイルパンＯＴへ戻される。

シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１は、下流側の端部が作動油閉じ込み装置１０に接続される。流量調節弁ＯＦによって流量を調節された作動油は、シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介して下流側の作動油閉じ込み装置１０に供給される。作動油閉じ込み装置１０は、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１を有する。

作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１の一方の端部ＯＬ１１ａは、シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１と連通する。また、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１の他方の端部ＯＬ１１ｂは、シャフト内軸方油路ＯＬ０１と連通する。

シャフト内軸方油路ＯＬ０１は、図２に示すように、回転軸ＲＬに沿ってプライマリシャフト５１に形成される。プライマリシャフト５１には、回転軸ＲＬに沿って軸方向孔５７が形成される。シャフト内軸方油路ＯＬ０１は、軸方向孔５７の一部である。

具体的には、軸方向孔５７は、開口としての入口５７ａと、閉塞部としての底部５７ｂとが形成される。作動油閉じ込み装置１０は、入口５７ａから軸方向孔５７に挿入される。ここで、軸方向孔５７の軸方向の長さは、作動油閉じ込み装置１０の軸方向の長さよりも長く形成される。作動油閉じ込み装置１０は、軸方向孔５７に挿入される際に、端部ＯＬ１１ｂが底部５７ｂよりも浅い位置、つまり入口５７ａ側に配置される。

このようにして、端部ＯＬ１１ｂと底部５７ｂとの間に形成された空間がシャフト内軸方油路ＯＬ０１となる。シャフト内径方油路ＯＬ０２は、一方の端部ＯＬ０２ａがシャフト内軸方油路ＯＬ０１と連通し、他方の端部ＯＬ０２ｂがプライマリシャフト５１の外周面に開口する。

前記外周面とはプライマリ可動シーブ５３と対向するプライマリシャフト５１の側周部である。プライマリシャフト５１の前記外周面と対向するプライマリ可動シーブ５３の面をプライマリ可動シーブ５３の内周面とする。

可動シーブ油路ＯＬ０３は、プライマリ可動シーブ５３に形成される。可動シーブ油路ＯＬ０３は、一方の端部ＯＬ０３ａがシャフト内径方油路ＯＬ０２の端部ＯＬ０２ｂと連通し、他方の端部ＯＬ０３ｂがプライマリプーリ油圧室５４に開口する。ここで、端部ＯＬ０３ａは、プライマリ可動シーブ５３がプライマリシャフト５１上をスライド移動しても、常に空間部５８を介して端部ＯＬ０２ｂと連通するように構成される。

このようにして、作動油閉じ込み装置１０の作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１を介してシャフト内軸方油路ＯＬ０１に供給された作動油は、シャフト内径方油路ＯＬ０２、空間部５８、可動シーブ油路ＯＬ０３を順に介してプライマリプーリ油圧室５４に供給される。

また、プライマリプーリ油圧室５４から排出される作動油は、可動シーブ油路ＯＬ０３、空間部５８、シャフト内径方油路ＯＬ０２、シャフト内軸方油路ＯＬ０１、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１を順に介してプライマリプーリ５０の外部に排出される。次に、作動油閉じ込み装置１０の構成を詳細に説明する。

図４は、作動油閉じ込み装置を拡大して示す断面図である。作動油閉じ込み装置１０は、シリンダ１１と、ピストン１２と、油圧室構成部材１３と、スナップリング１４ａ及びスナップリング１４ｂと、ピストン動作用油圧室１５と、弁体１６と、押付手段としてのスプリング１７とを含んで構成される。なお、前記押付手段は、スプリング１７に限定されない。押付手段は、例えば弾性部材であり、板バネや、ゴム等でもよい。

ここで、作動油閉じ込み装置１０は、プライマリシャフト５１の軸方向孔５７に挿入されて配置されるため、プライマリシャフト５１と共に回転軸ＲＬを中心に回転する。しかし、以下では説明の便宜上、プライマリシャフト５１が回転していないものとして説明する。

よって、実際はプライマリシャフト５１と共に回転軸ＲＬを軸に回転する部材であっても、プライマリシャフト５１に対して相対移動しない部材を単に静止部材という。一方、プライマリシャフト５１に対して相対移動する部材を可動部材という。

シリンダ１１は、静止部材である。シリンダ１１は、貫通孔１１ａを有するように筒状に形成される。シリンダ１１は、外径が軸方向孔５７の入口５７ａの内径と略同一に形成される。シリンダ１１は、軸方向孔５７に入口５７ａから挿入される。この際、軸方向孔５７の内壁面と、シリンダ１１の外周面との間の隙間を低減するために、軸方向孔５７の壁面と、シリンダ１１の外周面との間にはシール部材ＳＬ０１が介在される。

ここで、軸方向孔５７の内壁面には、例えば段差部５７ｃが形成される。具体的には、段差部５７ｃの位置より底部５７ｂ側の軸方向孔５７の内径よりも、段差部５７ｃの位置より入口５７ａ側の軸方向孔５７の内径の方が大きく形成される。また、シリンダ１１の外径は、段差部５７ｃより底部５７ｂ側の軸方向孔５７の内径よりも大きい。これにより、シリンダ１１は、底部５７ｂ側へ向かう軸方向の移動が段差部５７ｃにより規制される。

また、シリンダ１１は、段差部５７ｃ側と反対側の端部がスナップリング１４ａと接触する。スナップリング１４ａは、軸方向孔５７の内壁面に形成された溝に嵌め込まれる。これにより、シリンダ１１は、入口５７ａ側へ向かう軸方向の移動がスナップリング１４ａにより規制される。

このようにして、シリンダ１１は、段差部５７ｃとスナップリング１４ａとによって挟まれて軸方向の移動が規制される。しかしながら、例えば、段差部５７ｃは必ずしも形成されなくてもよい。シリンダ１１に働く軸方向の力は、通常、シリンダ１１が底部５７ｂに近づく方向の力よりも、シリンダ１１が入口５７ａに近づく方向の力の方が大きい。よって、シリンダ１１は、少なくとも入口５７ａ側へ近づく方向の移動が規制されればよい。

また、シリンダ１１の入口５７ａ側へ近づく方向の移動を規制する手段は、スナップリング１４ａに限定されない。例えば、軸方向孔５７の内壁面にメスネジを形成し、シリンダ１１の外周面にオスネジを形成して、シリンダ１１は軸方向孔５７の内部にねじ込まれて固定されてもよい。この場合であっても、シリンダ１１は、軸方向の移動が規制される。

ピストン１２は、軸方向に移動する可動部材である。ピストン１２は、貫通孔１２ａを有するように筒状に形成される。ピストン１２は、シリンダ１１の貫通孔１１ａに先端部１２ｂが挿入される。先端部１２ｂの外径は、貫通孔１１ａの内径と略同一に形成される。ピストン１２は、先端部１２ｂの外周面がシリンダ１１の貫通孔１１ａの内周面と接触しながら軸方向に移動する。このように、シリンダ１１の貫通孔１１ａは、ピストン１２の軸方向の移動をガイドする。

ピストン１２は、段差部１２ｃを有する。ピストン１２は、段差部１２ｃの位置より底部５７ｂ側の先端部１２ｂの外径よりも、段差部１２ｃの位置より入口５７ａ側の大外径部１２ｄの外径の方が大きく形成される。

また、シリンダ１１は、段差部１２ｃと対向する位置に段差部１１ｂが形成される。シリンダ１１は、段差部１１ｂの位置より底部５７ｂ側の貫通孔１１ａの内径よりも、段差部１１ｂの位置より入口５７ａ側の貫通孔１１ａの内径の方が大きく形成される。また、段差部１２ｃの位置より入口５７ａ側の大外径部１２ｄの外径は、段差部１１ｂの位置より底部５７ｂ側の貫通孔１１ａの内径よりも大きく形成される。

これにより、ピストン１２が底部５７ｂに近づく方向に移動すると、段差部１２ｃが段差部１１ｂに当たる。これにより、ピストン１２は、段差部１２ｃが段差部１１ｂに当たる位置よりも底部５７ｂ側へ移動できない。このようにして、ピストン１２は、段差部１１ｂ及び段差部１２ｃによって、ピストン１２が底部５７ｂ側へ近づく方向の移動が規制される。

また、ピストン１２は、最大外径部１２ｍが形成される。最大外径部１２ｍは、大外径部１２ｄよりも入口５７ａ側に形成される。最大外径部１２ｍの外径は、軸方向孔５７の内径と略同一に形成される。軸方向孔５７の内壁面と、ピストン１２の最大外径部１２ｍの外周面との間の隙間を低減するために、軸方向孔５７の内壁面と、最大外径部１２ｍの外周面との間にはシール部材ＳＬ０２が介在される。

油圧室構成部材１３は、静止部材である。油圧室構成部材１３は、貫通孔１３ａを有するように筒状に形成される。油圧室構成部材１３は、ピストン１２の大外径部１２ｄ部分の貫通孔１２ａに先端部１３ｂが挿入される。

先端部１３ｂの外径は、ピストン１２の大外径部１２ｄの内径と略同一に形成される。ここで、大外径部１２ｄの内径は、具体的には、後述する段差部１２ｅよりも入口５７ａ側の貫通孔１２ａの径である。ピストン１２は、大外径部１２ｄの内周面が、油圧室構成部材１３の先端部１３ｂの外周面と接触しながら軸方向に移動する。このように、油圧室構成部材１３は、ピストン１２の軸方向の移動をガイドする。

また、油圧室構成部材１３は、ピストン１２の入口５７ａ側への移動を規制する機能も実現する。ピストン１２は、段差部１２ｅを有する。段差部１２ｅは、大外径部１２ｄの貫通孔１２ａの内周面と、先端部１２ｂの貫通孔１２ａの内周面との境目に形成される。段差部１２ｅより入口５７ａ側の貫通孔１２ａの内径は、段差部１２ｅより底部５７ｂ側の貫通孔１２ａの内径よりも大きい。

油圧室構成部材１３は、先端部１３ｂが段差部１２ｅよりも入口５７ａ側の貫通孔１２ａに挿入される。ここで、油圧室構成部材１３の端部１３ｃは、ピストン１２の段差部１２ｅと軸方向に対向する。よって、ピストン１２が、入口５７ａ側へ移動すると、段差部１２ｅが油圧室構成部材１３の端部１３ｃに当たる。これにより、ピストン１２は、段差部１２ｅ及び油圧室構成部材１３によって、ピストン１２が入口５７ａ側へ近づく方向の移動が規制される。

油圧室構成部材１３は、段差部１３ｅを有する。段差部１３ｅは、ピストン１２の最も入口５７ａ側に形成されるピストン１２の端面である受圧面１２ｆよりも入口５７ａ側に形成される。油圧室構成部材１３は、段差部１３ｅより入口５７ａ側の大外径部１３ｄの外径の方が、段差部１３ｅより底部５７ｂ側の先端部１３ｂの外径よりも大きく形成される。

ピストン動作用油圧室１５は、例えば、ピストン１２の受圧面１２ｆと、油圧室構成部材１３の先端部１３ｂの外周面と、段差部１３ｅの回転軸ＲＬと直交する面と、軸方向孔５７の内周面とで囲まれる空間である。

本実施形態では、油圧室構成部材１３の大外径部１３ｄの外周面と、軸方向孔５７の内周面とで囲まれる空間を、ピストン動作用油圧室１５に作動油を供給するためのピストン動作用第３油路ＯＬ１４として取り扱う。但し、油圧室構成部材１３の大外径部１３ｄの外周面と、軸方向孔５７の内周面とで囲まれる空間をピストン動作用油圧室１５として取り扱ってもよい。ピストン動作用油圧室１５は、受圧面１２ｆに弁体１６側にピストン１２を押す力を与えられる構成であればよい。

ここで、作動油閉じ込み装置１０は、ピストン１２が最も入口５７ａ側に位置する場合であっても、ピストン１２の受圧面１２ｆが段差部１３ｅの回転軸ＲＬと直交する面に接触しないように構成されると好ましい。つまり、作動油閉じ込み装置１０は、段差部１３ｅと受圧面１２ｆとの間には常に隙間が存在するように構成される。これにより、作動油閉じ込み装置１０は、受圧面１２ｆの面積をより広く確保できる。

油圧室構成部材１３は、最大外径部１３ｆの外径が、軸方向孔５７の内径と略同一に形成される。また、油圧室構成部材１３は、最大外径部１３ｆの外周面と軸方向孔５７の内周面との隙間にシール部材ＳＬ０３が介在される。これにより、油圧室構成部材１３は、軸方向孔５７に最大外径部１３ｆが隙間無く挿入される。

また、油圧室構成部材１３は、入口５７ａ側の端部がスナップリング１４ｂと接触する。スナップリング１４ｂは、軸方向孔５７の内壁面に形成された溝に嵌め込まれる。これにより、油圧室構成部材１３は、入口５７ａ側へ向かう軸方向の移動がスナップリング１４ｂにより規制される。

シリンダ１１は、貫通孔１１ａにピストン１２の先端部１２ｂが挿入される部分よりも底部５７ｂ側に弁孔１１ｃと台座面１１ｄとが形成される。弁孔１１ｃは、設けられる位置の上流側と下流側とを連通する孔である。メイン作動油は、弁孔１１ｃを介して流れる。弁孔１１ｃの直径は、球体である弁体１６の直径よりも小さい。台座面１１ｄは、弁孔１１ｃに近づくほど回転軸ＲＬとの距離が小さくなる斜面である。

弁体１６は、弁孔１１ｃに入口５７ａ側へ向かって押し付けられることにより、弁孔１１ｃを塞ぐ。これにより、弁体１６が弁孔１１ｃに押し付けられている最中、弁孔１１ｃよりも底部５７ｂ側の作動油は、弁孔１１ｃよりも入口５７ａ側へは流動できない。

スプリング１７は、一方の端部が弁体１６に固定され、他方の端部が静止部材に固定される。ここでは、スプリング１７は、シリンダ１１に固定された構造部材に他方の端部が固定される。スプリング１７は、弁体１６を弁孔１１ｃに入口５７ａ側へ向かって最低限の力で押し付ける。

ここで、スプリング１７が弁体１６を弁孔１１ｃに押し付ける「最低限の力」を説明する。弁体１６は、弁孔１１ｃよりも底部５７ｂ側の作動油によって、自然と弁孔１１ｃに押し付けられる。しかしながら、例えば、弁孔１１ｃよりも入口５７ａ側の作動油の圧力と、弁孔１１ｃよりも底部５７ｂ側の作動油の圧力とが一致する場合、弁体１６は弁孔１１ｃに押し付けられない。

これにより、弁体１６は、例えば、自重により弁孔１１ｃから離れるおそれがある。また、弁体１６は、振動や、メイン作動油の揺らぎ等のわずかな外力によって、弁孔１１ｃから離れるおそれがある。スプリング１７は、弁体１６を弁孔１１ｃに最低限の力で押し付けて、弁体１６を弁孔１１ｃの近傍に留める。

よって、前記最低限の力とは、弁孔１１ｃよりも入口５７ａ側の作動油の圧力と、弁孔１１ｃよりも底部５７ｂ側の作動油の圧力とが一致する場合でも、弁体１６を弁孔１１ｃ近傍に留めることができる力である。次に、作動油閉じ込み装置１０が備える油路を説明する。

作動油閉じ込み装置１０は、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１と、ピストン動作用第１油路ＯＬ１２と、ピストン動作用第２油路ＯＬ１３と、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４とを備える。

作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１は、貫通孔１３ａと、貫通孔１２ａとを含んで構成される。作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１内は、図２に示すプライマリプーリ油圧室５４に供給される作動油が流れる。

一方、ピストン動作用第１油路ＯＬ１２内、ピストン動作用第２油路ＯＬ１３内、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４内は、ピストン１２を弁体１６側へ押すための作動油が流れる。ピストン動作用第１油路ＯＬ１２は、回転軸ＲＬに沿って油圧室構成部材１３に形成される。

ピストン動作用第２油路ＯＬ１３は、径方向に沿って油圧室構成部材１３に形成される。ピストン動作用第２油路ＯＬ１３は、一方の開口端がピストン動作用第１油路ＯＬ１２に連通し、他方の開口端がピストン動作用第３油路ＯＬ１４に連通する。

ピストン動作用第３油路ＯＬ１４は、油圧室構成部材１３の大外径部１３ｄの外周面と軸方向孔５７の内周面との間に形成される空間である。ピストン動作用第３油路ＯＬ１４は、ピストン動作用油圧室１５と連通する。上述したように、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４を、ピストン動作用油圧室１５の一部として取り扱ってもよい。

ピストン１２を弁体１６側へ押すための作動油は、ピストン動作用第１油路ＯＬ１２と、ピストン動作用第２油路ＯＬ１３と、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４とを介してピストン動作用油圧室１５に供給される。

ここで、ピストン１２を弁体１６側へ押すためにピストン動作用油圧室１５に供給される作動油とプライマリ可動シーブ５３をプライマリ固定シーブ５２側へ押すためにプライマリプーリ油圧室５４に供給される作動油とを区別するために、ピストン１２を弁体１６側へ押すためにピストン動作用油圧室１５に供給される作動油をピストン動作用作動油という。

また、プライマリ可動シーブ５３をプライマリ固定シーブ５２側へ押すためにプライマリプーリ油圧室５４に供給される作動油を、メイン作動油という。但し、本実施形態では、ピストン動作用作動油とメイン作動油とは、実際は同じ作動油である。

図５は、ピストンが底部側へ移動した後の作動油閉じ込み装置を示す断面図である。ピストン動作用油圧室１５にピストン動作用作動油が供給され、ピストン動作用油圧室１５内のピストン動作用作動油の圧力が所定の圧力に達すると、ピストン１２は、図５に示すように、段差部１２ｃが段差部１１ｂに当たるまで底部５７ｂ側へ移動する。

すると、ピストン１２の弁体１６側の端部である先端部分１２ｇが弁体１６を底部５７ｂ側へ押す。これにより、弁体１６は、弁孔１１ｃから離れて底部５７ｂ側へ移動する。これにより、弁孔１１ｃと弁体１６との間に隙間が生じる。メイン作動油は、前記隙間を流れて、シャフト内軸方油路ＯＬ０１から弁孔１１ｃを介して作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１に向かって流れる。

図６は、ピストンの先端と弁体とを拡大して示す図である。図６に示すように、先端部分１２ｇは、スリット１２ｈが形成される。スリット１２ｈは、例えば、軸方向に沿って先端部分１２ｇの底部５７ｂ側の端部から入口５７ａ側に向かって形成される。スリット１２ｈは、貫通孔１２ａの内部と外部とを連通する。本実施形態では、先端部分１２ｇは、例えば、３つのスリット１２ｈを有する。

これにより、先端部分１２ｇには、図６に示すように３つの突起部１２ｊが形成される。弁体１６は、この３つの突起部１２ｊにより底部５７ｂ側へ押される。ここで、弁体１６は、例えば、１つの突起部により底部５７ｂ側へ押されるよりも、複数の突起部１２ｊにより底部５７ｂ側へ押される方が好ましい。

弁体１６は、複数の突起部１２ｊにより底部５７ｂ側へ押される方が、１つの突起部により底部５７ｂ側へ押されるよりも、弁体１６と突起部１２ｊとの接点が増える。前記接点が増えるとピストン１２が弁体１６を押すための支点が増えるため、ピストン１２はより安定して弁体１６に対して力を与える。

また、弁体１６と突起部１２ｊとの接点が増えると、弁体１６と突起部１２ｊとの接触面積も大きくなる。ここで、与えられる力が同じであれば、接触面積が大きいほど、接触部分の摩耗は抑制される。よって、ベルト式無段変速機１１０は、複数の前記突起部で弁体１６を押すことにより、弁体１６及び前記突起部の摩耗を抑制できる。

また、先端部分１２ｇの弁体１６と接触する端部は、弁体１６の形状に合わせてテーパ面１２ｉが形成される。これにより、先端部分１２ｇは、端部にテーパ面１２ｉが形成されない場合よりも、端部にテーパ面１２ｉが形成される場合の方が、弁体１６と接触する際により広い面で弁体１６と接触する。よって、弁体１６は、先端部分１２ｇとの接触による摩耗が抑制される。

なお、１つの突起部により弁体１６を押す場合も、突起部の先端には正確には面が形成されている。よって、従来のように、１つの突起部により弁体１６を押す場合も、正確にはピストンは面で弁体１６を押している。

しかしながら、本実施形態は、ピストン１２の先端部分１２ｇと弁体１６との接触面積を広く確保するように先端部分１２ｇが形成される点に特徴がある。よって、ピストン１２の先端部に複数の突起部が形成されていないもの、または、弁体と先端部との接触部分に弁体の形状に合わせてテーパ面が形成されていないものは点で弁体を押すものとする。

図７は、ピストンの他の先端と弁体とを拡大して示す図である。ここで、スリット１２ｈは、必ずしも形成されなくてもよい。以下に、ピストン１２の先端部分１２ｇにスリット１２ｈが形成されない一例を説明する。先端部分１２ｇには、図７に示すような複数の孔１２ｋが形成される。

孔１２ｋは、軸方向と直交する方向、つまりピストン１２の肉厚方向に、ピストン１２を形成する部材を貫通する孔である。これにより、弁体１６がテーパ面１２ｉに接触していても、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１の内部と作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１の外部とは孔１２ｋを介して連通する。

このように、図７に示す先端部分１２ｇは、図６に示すスリット１２ｈが形成されない。よって、この場合、ピストン１２は、複数の突起部ではなく、単数の突起部によって弁体１６を押す。しかしながら、このような場合であっても、ピストン１２は、例えば弁体１６の中心近傍を一点で押す場合よりも、より確実に弁体１６を底部５７ｂ側へ押すことができる。

また、先端部分１２ｇには、端部にテーパ面１２ｉが形成さる。これにより、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン１２が面で弁体１６を押すことにより、弁体１６及び先端部分１２ｇの摩耗を抑制できる。

ピストン動作用作動油がピストン動作用油圧室１５に供給されると、ピストン１２が図５に示すように弁体１６側に移動する。すると、弁体１６と弁孔１１ｃとの間の隙間と、図６に示すスリット１２ｈとを介してメイン作動油がシャフト内軸方油路ＯＬ０１から作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１へ流れる。

または、弁体１６と弁孔１１ｃとの間の隙間と、図７に示す孔１２ｋとを介してメイン作動油は、シャフト内軸方油路ＯＬ０１から作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１へ流れる。このようにして、図３に示すプライマリプーリ油圧室５４は開放状態となる。

次に、ピストン動作用作動油の供給元を説明する。本実施形態では、ピストン動作用作動油の供給元は、信号用作動油である。信号用作動油とは、ベルト式無段変速機１１０が備えるスプール弁や、電磁弁に入力される「信号油圧」を発生させる作動油である。

前記スプール弁は、例えば、入力される複数の前記信号油圧の大きさのバランスに基づいて、油路を切り替える。また、前記電磁弁はオンオフ制御されることで、前記信号用作動油を塞き止めたり流したりする。これにより、前記電磁弁はパルス信号を発生させる。

信号用作動油は、図３に示すシャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２を流れる。シャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２は、一方の端部が調圧弁ＯＲ０１と流量調節弁ＯＦとの間のシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１と連通する。また、シャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２は、他方の端部が、作動油閉じ込み装置１０のピストン動作用第１油路ＯＬ１２に連通する。信号用作動油は、前記一方の端部から前記他方の端部に向かって流れる。

シャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２上には、上流側から順に、減圧弁ＯＲ０２、オンオフ切り替え弁ＯＶが設けられる。減圧弁ＯＲ０２は、調圧弁ＯＲ０１によって圧力が調整されたメイン作動油が供給される。減圧弁ＯＲ０２は、前記メイン作動油の圧力を信号油圧まで下げる。これにより、前記メイン作動油は、信号用作動油となる。なお、信号油圧とは、例えば、０．５Ｍｐａ程度である。

減圧弁ＯＲ０２から送り出された作動油は、シャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２を介してオンオフ切り替え弁ＯＶに供給される。オンオフ切り替え弁ＯＶは、作動油閉じ込み装置１０を制御する作動油閉じ込み制御装置１０Ｅと例えば電気的に接続されて、作動油閉じ込み制御装置１０Ｅにより開弁及び閉弁が制御される。なお、作動油閉じ込み制御装置１０Ｅは、例えば、図１に示す車両１００を制御する車両制御装置にプログラムとして組み込まれて、オンオフ切り替え弁ＯＶを制御する。

オンオフ切り替え弁ＯＶが開弁すると、信号用作動油がオンオフ切り替え弁ＯＶより下流側のシャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２、図４に示すピストン動作用第１油路ＯＬ１２、ピストン動作用第２油路ＯＬ１３、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４を介して、ピストン動作用油圧室１５に供給される。これにより、ピストン１２が弁体１６側へ移動し、プライマリプーリ油圧室５４が開放状態となる。

また、プライマリプーリ油圧室５４が開放されている状態から、オンオフ切り替え弁ＯＶが閉弁すると、ピストン動作用油圧室１５への信号用作動油の供給が止まる。これにより、ピストン１２が入口５７ａ側へ移動し、プライマリプーリ油圧室５４が閉じ込み状態となる。次に、信号用作動油の圧力、すなわち信号油圧で図４に示す、ピストン１２を軸方向に移動させるために必要な受圧面１２ｆの大きさを説明する。

図８は、実施形態１に係る開口部及び受圧面を回転軸方向に投影した投影図である。図９は、回転軸を含む面で弁体及び台座面を切った断面図である。図１０は、回転軸に含む面で他の弁体及び台座面を切った断面図である。図８に示すシール面積Ｓ０１は、図９及び図１０に示すように、弁体１６と台座面１１ｄとが接触する部分に囲まれた領域の面積である。

本実施形態では、図９に示す弁体１６は、弁孔１１ｃの縁に接触する。よって、この場合、弁孔１１ｃの大きさがシール面積Ｓ０１となる。しかしながら、シール面積Ｓ０１は、必ずしも弁孔１１ｃの大きさと等しくはならない。

例えば、図１０に示すように、弁孔１１ｃの縁ではなく、台座面１１ｄに弁体１６が接触する場合は、弁孔１１ｃの大きさがシール面積Ｓ０１とならずに、弁体１６と台座面１１ｄとが接触する部分に囲まれた領域の面積がシール面積Ｓ０１となる。また、受圧面積Ｓ０２は、図４に示す受圧面１２ｆの面積である。

ここで、図４に示す弁体１６が入口５７ａ側に押される力は、シール面積Ｓ０１にプライマリプーリ油圧室５４側のメイン作動油の圧力Ｐｉｎを乗算したものに、スプリング１７が弁体１６を台座面１１ｄに押し付ける力Ｆを加算した値である。

また、ピストン１２が弁体１６を底部５７ｂ側に押す力は、受圧面積Ｓ０２にピストン動作用油圧室１５内のピストン動作用作動油の圧力Ｐｓを乗算した値である。よって、以下の式（１）が成立するように、シール面積Ｓ０１及び受圧面積Ｓ０２は決定される。

Ｓ０１・Ｐｉｎ＋Ｆ＜Ｓ０２・Ｐｓ ・・・（１）

ここで、上述のように、ピストン動作用作動油は、信号用作動油である。よって、ピストン動作用油圧室１５内のピストン動作用作動油の圧力Ｐｓは、信号油圧となる。よって、本実施形態では、圧力Ｐｓは例えば０．５Ｍｐａである。

一方、プライマリプーリ油圧室５４内のメイン作動油の圧力Ｐｉｎは、ベルト式無段変速機１１０の仕様やベルト式無段変速機１１０の運転状況によって変化するが、通常、概ね１．３Ｍｐａ〜３．０Ｍｐａ程度である。また、ベルト８０のプライマリ溝８０ａに対する滑りを確実に抑制できるプライマリプーリ油圧室５４内の圧力としては、５．０Ｍｐａ程度が考えられる。

よって、図８に示す受圧面積Ｓ０２は、シール面積Ｓ０１の３倍〜６倍、より好ましくは１０倍の面積に設定される。シール面積Ｓ０１に対して受圧面積Ｓ０２を大きく確保できるほど、ピストン１２が弁体１６を底部５７ｂ側へ押す力は大きくなる。よって、ベルト式変速機１１０は、より確実に作動油閉じ込み装置１０を開弁できる。

ここで、受圧面積Ｓ０２をシール面積Ｓ０１で除算した値をより大きく確保するためには、２つ方法が考えられる。１つ目の方法は、図８に示す受圧面積Ｓ０２の外側の径を拡大する方法である。

しかしながら、上述のように、作動油閉じ込み装置１０は、図２に示すプライマリシャフト５１の軸方向孔５７内に配置される。よって、図８に示す受圧面積Ｓ０２の外側の径を拡大する場合、作動油閉じ込み装置１０の径方向の大きさが大型化するため、軸方向孔５７の内径を拡大する必要がある。しかしながら、軸方向孔５７の内径を拡大すると、プライマリシャフト５１の剛性が低下する。よって、軸方向孔５７の内径の拡大には限界がある。結果として、受圧面積Ｓ０２の外側の径の拡大は困難である。

そこで、本実施形態では、２つ目の方法で受圧面積Ｓ０２をシール面積Ｓ０１で除算した値をより大きく確保する。２つ目の方法とは、シール面積Ｓ０１を縮小する方法である。具体的には、シール面積Ｓ０１は、「必要最小の面積」の大きさまで縮小される。「必要最小の面積」とは、ベルト式無段変速機１１０に必要とされる最小の変速速度を確保できる大きさである。

メイン作動油は、図５に示す弁孔１１ｃを介してプライマリプーリ油圧室５４に供給される。また、メイン作動油は、弁孔１１ｃを介してプライマリプーリ油圧室５４から排出される。よって、弁孔１１ｃの面積、つまりシール面積Ｓ０１が減少するほど、弁孔１１ｃを介して流動するメイン作動油の流量も減少する。これにより、シール面積Ｓ０１が減少するほど、プライマリ可動シーブ５３の移動速度が低下する。

結果として、シール面積Ｓ０１が減少するほどベルト式無段変速機１１０の変速速度が低下する。シール面積Ｓ０１は、ベルト式無段変速機１１０に必要とされる最小の変速速度を確保できる大きさに設定される。具体的には、本実施形態では、シール面積Ｓ０１は、前記最小の変速速度を確保できる大きさか、または前記最小の変速速度を確保できる大きさよりも若干の余裕を持たせた大きさに設定される。

また、上述したように、図４に示すピストン１２が最も入口５７ａ側に位置する場合であっても、ピストン１２の受圧面１２ｆが段差部１３ｅの回転軸ＲＬと直交する面に接触しないように作動油閉じ込み装置１０を構成することも、受圧面積Ｓ０２をシール面積Ｓ０１で除算した値をより大きく確保するために有効である。

例えば、ピストン１２が最も入口５７ａ側に位置する場合に、ピストン１２の受圧面１２ｆが段差部１３ｅの回転軸ＲＬと直交する面に接触すると、受圧面積Ｓ０２が減少する。具体的には、ピストン１２が最も入口５７ａ側に位置する際に、受圧面１２ｆが段差部１３ｅと接触するために、その面積分、受圧面積Ｓ０２が小さくなる。

よって、ピストン１２が最も入口５７ａ側に位置する場合であっても、ピストン１２の受圧面１２ｆが段差部１３ｅの回転軸ＲＬと直交する面に接触しないように作動油閉じ込み装置１０を構成することにより、作動油閉じ込み装置１０は、受圧面積Ｓ０２をシール面積Ｓ０１で除算した値を、ピストン１２の位置に関係なく一定に確保できる。

このようにして、式（１）を満たすように、シール面積Ｓ０１と受圧面積Ｓ０２とが設定されることにより、ベルト式無段変速機１１０は、以下に記す効果を実現できる。ベルト式無段変速機１１０は、比較的狭い空間であるプライマリシャフト５１の軸方向孔５７内に作動油閉じ込み装置１０が配置された場合であっても、確実に作動油閉じ込み装置１０が開弁及び閉弁する。

このように、ベルト式無段変速機１１０は、比較的狭い空間であるプライマリシャフト５１の軸方向孔５７内に作動油閉じ込み装置１０が配置されることにより、作動油閉じ込み装置１０が小型化される。また、作動油閉じ込み装置１０が、回転軸ＲＬに沿って配置されるため、ベルト式無段変速機１１０は、プライマリプーリ５０の重心が回転軸ＲＬからずれるおそれが低減される。また、作動油閉じ込み装置１０が小型化されることにより、作動油閉じ込み装置１０を備えるベルト式無段変速機１１０が小型化される。

また、本実施形態では、ピストン１２を移動させるための油圧が信号油圧である。前記信号油圧は、メイン作動油の油圧よりも小さい。このように、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン１２を作動させるための油圧としてメイン作動油の油圧よりも小さい圧力の信号油圧を用いても、確実に作動油閉じ込み装置１０の開弁と閉弁とを制御できる。

また、ピストン動作用作動油の油圧が小さいほど、作動油閉じ込み装置１０のピストン動作用油圧室１５を構成する部材に働く負荷が小さくなる。具体的には、本実施形態では例えば、ピストン１２、油圧室構成部材１３、軸方向孔５７に働くピストン動作用作動油の圧力が小さくなる。

これにより、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン１２の移動によりピストン１２と衝突する部分の摩耗が低減される。ピストン１２と衝突する前記部分とは、例えば、段差部１２ｃと衝突する段差部１１ｂ、先端部分１２ｇと衝突する弁体１６である。上述したように、作動油閉じ込み装置１０が配置される軸方向孔５７は比較的狭い空間である。よって、ピストン１２及びピストン１２と衝突する部分の大きさも比較的小さい。

衝突を繰り返す部分の大きさが小さくなればなるほど、前記部分に負荷される力の大きさが同じでも前記部分の耐久性は低下する。つまり、衝突を繰り返す部分の大きさが小さくなればなるほど不具合が発生するおそれが増す。

しかしながら、本実施形態では、ベルト式無段変速機１１０は、上述のように、衝突を繰り返す部分へ負荷される力を低減できるため、前記部分に不具合が発生するおそれを低減できる。

また、ピストン動作用作動油の油圧が小さいほど、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン動作用油圧室１５を構成する部材間の隙間及び各油路を構成する部材間の隙間を介して漏れるピストン動作用作動油の量を低減できる。

具体的には、ベルト式無段変速機１１０は、シール部材ＳＬ０２が介在されるピストン１２の最大外径部１２ｍの外周面と軸方向孔５７の内壁面との間の隙間を漏れるピストン動作用作動油の量と、シール部材ＳＬ０３が介在される油圧室構成部材１３の最大外径部１３ｆの外周面と軸方向孔５７の内壁面との間の隙間を漏れるピストン動作用作動油の量とを低減できる。

（実施形態２）
図１１は、ピストン動作用作動油が流れる油路を示す模式図である。実施形態２に係るベルト式無段変速機１１０は、ピストン動作用作動油の圧力が、メイン作動油の圧力と同一である点に特徴がある。実施形態１では、ベルト式無段変速機１１０は、信号用作動油をピストン動作用作動油として用いたが、本実施形態では、ベルト式無段変速機１１０は、メイン作動油をピストン動作用作動油として用いる。

図１１に示すように、ベルト式無段変速機１１０は、シャフト外ピストン動作用作動油用油路ＯＬ２３を備える。シャフト外ピストン動作用作動油用油路ＯＬ２３は、一方の端部が調圧弁ＯＲ０１と流量調節弁ＯＦとの間のシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１と連通する。また、シャフト外ピストン動作用作動油用油路ＯＬ２３は、他方の端部が、作動油閉じ込み装置１０のピストン動作用第１油路ＯＬ１２に連通する。ピストン動作用作動油は、前記一方の端部から前記他方の端部に向かって流れる。

シャフト外ピストン動作用作動油用油路ＯＬ２３上には、オンオフ切り替え弁ＯＶが設けられる。減圧弁ＯＲ０２は、シャフト外ピストン動作用作動油用油路ＯＬ２３上には設けられない。つまり、ピストン動作用作動油は、メイン作動油の圧力から圧力が調節されずに作動油閉じ込み装置１０に供給される。

なお、実施形態１では、図３に示す減圧弁ＯＲ０２により圧力が信号油圧に調節された時点で、メイン作動油がピストン動作用作動油となるとした。本実施形態では、メイン作動油が、シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１から分岐してシャフト外ピストン動作用作動油用油路ＯＬ２３に供給された時点でメイン作動油がピストン動作用作動油となるものとする。

図１２は、実施形態２に係る開口部及び受圧面を回転軸方向に投影した投影図である。実施形態１と同様に弁孔１１ｃの広さとシール面積Ｓ０１とが一致するものとして説明する。上述したように、実施形態２に係るピストン動作用作動油の供給元はメイン作動油である。よって、ピストン動作用作動油の圧力は、信号油圧よりも高い。よって、実施形態２に係る受圧面積Ｓ０３が、実施形態１に係る受圧面積Ｓ０２よりも小さくても、ピストン１２は軸方向に移動できる。

但し、シール面積Ｓ０１と受圧面積Ｓ０３とは、以下の式（２）を満たすように設定される。

Ｓ０１・Ｐｉｎ＋Ｆ＜Ｓ０３・Ｐｓ ・・・（２）

ここで、圧力Ｐｉｎは、プライマリプーリ油圧室５４内のメイン作動油の圧力である。プライマリプーリ油圧室５４内のメイン作動油の圧力は、弁体１６よりも入口５７ａ側のメイン作動油の圧力と略同一である。これは、弁体１６を挟んでメイン作動油の圧力に差が生じないように、図１１に示す調圧弁ＯＲ０１が弁体１６よりも入口５７ａ側のメイン作動油の圧力を調節するためである。

例えば、弁体１６を挟んでメイン作動油の圧力に差が生じると、作動油閉じ込み装置１０が開弁した時に、この圧力の差によってベルト式無段変速機１１０はショックが生じる。調圧弁ＯＲ０１は、前記ショックを抑制するため、弁体１６よりも入口５７ａ側のメイン作動油の圧力をプライマリプーリ油圧室５４内のメイン作動油の圧力と略同一になるように調節する。

ここで、ピストン動作用作動油の圧力は、弁体１６よりも入口５７ａ側のメイン作動油の圧力と一致する。このように、プライマリプーリ油圧室５４内のメイン作動油の圧力Ｐｉｎは、弁体１６よりも入口５７ａ側のメイン作動油の圧力と略同一であり、弁体１６よりも入口５７ａ側のメイン作動油の圧力は、ピストン動作用油圧室１５内のピストン動作用作動油の圧力Ｐｓと等しい。結果として、プライマリプーリ油圧室５４内のメイン作動油の圧力Ｐｉｎは、ピストン動作用油圧室１５内のピストン動作用作動油の圧力Ｐｓと略同一である。

よって、上記式（２）を整理すると、以下の式（３）となる。

Ｓ０１＋Ｆ／Ｐｉｎ＜Ｓ０３ ・・・（３）

なお、圧力Ｐｉｎは、上述したように、最大で５．０Ｍｐａ程度が考えられる。ここで、力Ｆの値は、上述のように「最低限の力」であるため、Ｆ／Ｐｉｎは無視できるほど小さい値となる。よって、Ｆ／Ｐｉｎを０とみなした場合、式（３）を整理すると以下の式（４）となる。

Ｓ０１＜Ｓ０３ ・・・（４）

このように、図１１に示す調圧弁ＯＲ０１よりも下流側のシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１からシャフト外ピストン動作用作動油用油路ＯＬ２３を分岐して、シャフト外ピストン動作用作動油用油路ＯＬ２３からピストン動作用作動油を得る場合、ベルト式無段変速機１１０は、図１２に示す受圧面積Ｓ０３がシール面積Ｓ０１よりも大きければ作動油閉じ込み装置１０を開弁できる。

但し、上述の式（４）は、Ｆ／Ｐｉｎを０とみなしているため、正確には、ベルト式無段変速機１１０は式（３）を満たすように、シール面積Ｓ０１及び受圧面積Ｓ０３が設定される。すなわち、ベルト式無段変速機１１０は、受圧面積Ｓ０３からシール面積Ｓ０１を減算した値がＦ／Ｐｉｎよりも大きければ、確実に作動油閉じ込み装置１０を開弁できる。

このように、調圧弁ＯＲ０１よりも下流のシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を流れるメイン作動油から減圧せずにピストン動作用作動油を得ることにより、ベルト式無段変速機１１０は、信号用作動油をピストン動作用作動油として用いる場合の受圧面積Ｓ０２よりも、受圧面積Ｓ０３を小さくできる。これにより、ベルト式無段変速機１１０は、作動油閉じ込み装置１０の大きさをさらに小さくできる。

また、受圧面積Ｓ０３を例えば図８に示す受圧面積Ｓ０２と同じ大きさに設定した場合、ベルト式無段変速機１１０は、以下の効果を奏する。本実施形態では、受圧面積が変わらずに、受圧面１２ｆに働く作動油の圧力が大きくなる。ここで、ピストン１２に働く力は、受圧面積とピストン動作用作動油の圧力との積である。

よって、実施形態２に係るベルト式無段変速機１１０は、ピストン１２に働く力が実施形態１に係るピストン１２に働く力よりも大きくなる。これにより、ベルト式無段変速機１１０は、作動油閉じ込み装置１０の開弁の動作がより確実になる。

また、ピストン１２に働く力よりも大きくなるほど、ベルト式無段変速機１１０は、作動油閉じ込み装置１０のピストン１２の移動速度が速くなる。これにより、ベルト式無段変速機１１０は、弁体１６の移動速度も速くなる。結果として、ベルト式無段変速機１１０は、作動油閉じ込み装置１０の動作速度が速くなる。

作動油閉じ込み装置１０の動作速度が速くなると、ベルト式無段変速機１１０は、より頻繁に作動油閉じ込み装置１０を動作させてプライマリプーリ油圧室５４を閉じ込めたり開放したりできる。これは、作動油閉じ込み装置１０の動作速度が速ければ速い程、所定時間以内に作動油閉じ込み装置１０を動作させられる回数が増えるためである。

ここで、作動油閉じ込み装置１０を動作させてプライマリプーリ油圧室５４を閉じ込み状態にする代表的な理由は、車両１００が単位燃料量あたりで走行できる距離の低下を抑制するためである。

作動油閉じ込み装置１０を備えないベルト式無段変速機の場合、変速比を一定に保つためには、プライマリプーリ油圧室５４内の作動油の圧力を一定に保つ必要がある。これにより、作動油閉じ込み装置１０を備えないベルト式無段変速機では、変速比を一定に保つ際にオイルポンプＯＰが作動油を加圧する必要がある。

しかしながら、作動油閉じ込み装置１０を備えるベルト式無段変速機１１０は、変速比を一定に保つ際に作動油閉じ込み装置１０を閉弁させてプライマリプーリ油圧室５４を閉じ込み状態にする。これにより、オイルポンプＯＰが作動油を加圧しなくても、ベルト式無段変速機１１０は変速比を一定に保てる。

ここで、通常、オイルポンプＯＰは、内燃機関１２０のクランクシャフト１２１から作動油を加圧するために必要な動力を得ている。よって、オイルポンプＯＰが消費する動力が増加すると、クランクシャフト１２１の有するエネルギーが消費される。このエネルギーの消費を補うために、内燃機関１２０は、燃料の噴射量が増加する。このように、オイルポンプＯＰが消費する動力が増加すると、内燃機関１２０の燃料の消費量が増加する。

しかしながら、作動油閉じ込み装置１０を備えるベルト式無段変速機１１０は、変速比を一定に保つ際にオイルポンプＯＰが消費する動力が低減される。このようにして、ベルト式無段変速機１１０は、変速比を一定に保つ際の内燃機関１２０の燃料の消費量を低減できる。

よって、ベルト式無段変速機１１０は、所定期間内により頻繁に作動油閉じ込み装置１０を動作できるため、車両１００が単位燃料量あたりで走行できる距離の低下を抑制できる機会が増える。結果として、ベルト式無段変速機１１０は、車両１００が単位燃料量あたりで走行できる距離の低下を抑制できる。

また、例えば、所定時間、ピストン動作用油圧室１５を閉じ込み状態にする場合、ピストン動作用油圧室１５を実際に閉じ込み状態にできる時間は前記所定時間よりも短い。これは、作動油閉じ込み装置１０に開弁の指令が入力されてから、実際に開弁するまでの時間である無駄時間が必要であるためである。

ここで、作動油閉じ込み装置１０の前記無駄時間は、作動油閉じ込み装置１０の動作速度が速いほど短くなる。よって、ベルト式無段変速機１１０は、作動油閉じ込み装置１０の前記無駄時間が低減される。これにより、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン動作用油圧室１５を実際に閉じ込み状態にできる時間が長くなる。

上述したように、プライマリプーリ油圧室５４が閉じ込み状態である期間は、車両１００が単位燃料量あたりで走行できる距離の低下が抑制されている期間である。よって、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン動作用油圧室１５を実際に閉じ込み状態にできる時間をより長く確保できるため、車両１００が単位燃料量あたりで走行できる距離の低下をより好適に抑制できる。

また、作動油閉じ込み装置１０の動作速度が向上することで、ベルト式無段変速機１１０は、車両１００の運転者に対するドライバビリティの低下を抑制できる。例えば、車両１００が定常走行中であって、ベルト式無段変速機１１０のプライマリプーリ油圧室５４が閉じ込み状態であるとする。この状態から、車両１００の運転者が車両１００に対して加速を要求したとする。

ベルト式無段変速機１１０は、車両１００の運転者の加速の要求に対応して変速しようとする。そこで、まず、作動油閉じ込み装置１０が開弁する。この時に、作動油閉じ込み装置１０の開弁が完了するまでに経過する時間が長いほどと、車両１００の運転者が加速を要求してから実際に変速が開始されるまでの時間が増大する。これにより、車両１００の運転者は、違和感を得る。

しかしながら、ベルト式無段変速機１１０は、作動油閉じ込み装置１０の動作速度が向上することで、車両１００の運転者が例えば加速を要求してから実際に変速が開始されるまでの時間の増大が抑制される。これにより、ベルト式無段変速機１１０は、車両１００の運転者に対するドライバビリティの低下を抑制できる。

なお、作動油閉じ込み装置１０は、プライマリシャフト５１に形成される軸方向孔５７に挿入されて配置される場合を説明したが、作動油閉じ込み装置１０は、プライマリシャフト５１の外部に配置されてもよい。作動油閉じ込み装置１０は、例えば、図２に示すプライマリシリンダ５６に隣接して配置されてもよい。

但し、上述のように、プライマリシャフト５１に形成される軸方向孔５７は比較的狭い空間である。よって、作動油閉じ込み装置が軸方向孔５７に挿入されて配置される場合の方が、作動油閉じ込み装置がプライマリシャフト５１の外部に配置される場合よりも、より作動油閉じ込み装置に小型化が求められる。

実施形態１及び実施形態２の作動油閉じ込み装置１０は、上述のように、小型化と開弁動作をより確実にすることとを両立できる。よって、作動油閉じ込み装置が軸方向孔５７に挿入されて配置されるベルト式無段変速機の場合は特に、実施形態１及び実施形態２の作動油閉じ込み装置１０を用いると好ましい。

以上のように、本発明に係るベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み装置を備えるベルト式無段変速機に適しており、特に、作動油閉じ込み装置の開弁動作をより確実にすることに適している。

ベルト式無段変速機を備えた車両の動力伝達部分における全体を示す構成図である。 実施形態１に係るプライマリプーリを示す断面図である。 プライマリプーリ油圧室に供給される作動油が流れる油路を示す模式図である。 作動油閉じ込み装置を拡大して示す断面図である。 ピストンが底部側へ移動した後の作動油閉じ込み装置を示す断面図である。 ピストンの先端と弁体とを拡大して示す図である。 ピストンの他の先端と弁体とを拡大して示す図である。 実施形態１に係る開口部及び受圧面を回転軸方向に投影した投影図である 回転軸を含む面で弁体及び台座面を切った断面図である。 回転軸に含む面で他の弁体及び台座面を切った断面図である。 ピストン動作用作動油が流れる油路を示す模式図である。 実施形態２に係る開口部及び受圧面を回転軸方向に投影した投影図である。

符号の説明

１０ 作動油閉じ込み装置
１０Ｅ 作動油閉じ込み制御装置
１１ シリンダ
１１ａ 貫通孔
１１ｂ 段差部
１１ｃ 弁孔
１１ｄ 台座面
１２ ピストン
１２ａ 貫通孔
１２ｂ 先端部
１２ｃ 段差部
１２ｄ 大外径部
１２ｅ 段差部
１２ｆ 受圧面
１２ｇ 先端部分
１２ｈ スリット
１２ｉ テーパ面
１２ｊ 突起部
１２ｋ 孔
１２ｍ 最大外径部
１３ 油圧室構成部材
１３ａ 貫通孔
１３ｂ 先端部
１３ｃ 端部
１３ｄ 大外径部
１３ｅ 段差部
１３ｆ 最大外径部
１４ａ スナップリング
１４ｂ スナップリング
１５ ピストン動作用油圧室
１６ 弁体
１７ スプリング
５０ プライマリプーリ
５１ プライマリシャフト
５２ プライマリ固定シーブ
５３ プライマリ可動シーブ
５４ プライマリプーリ油圧室
５５ スプライン部
５６ プライマリシリンダ
５６ａ 第１開口
５６ｂ 第２開口
５７ 軸方向孔
５７ａ 入口
５７ｂ 底部
５７ｃ 段差部
５８ 空間部
６０ セカンダリプーリ
６１ セカンダリシャフト
６２ セカンダリ固定シーブ
６３ セカンダリ可動シーブ
８０ ベルト
８０ａ プライマリ溝
８０ｂ セカンダリ溝
８１、８２、８３、８４ 軸受
１００ 車両
１１０ ベルト式変速機
１１０ ベルト式無段変速機
１２０ 内燃機関
１２１ クランクシャフト
１３０ トルクコンバータ
１３１ インプットシャフト
１４０ 前後進切換機構
１５０ 減速装置
１６０ 差動装置
１７０ ドライブシャフト
１８０ 車輪
Ｆ 力
ＯＦ 流量調節弁
ＯＬ０１ シャフト内軸方油路
ＯＬ０２ シャフト内径方油路
ＯＬ０３ 可動シーブ油路
ＯＬ１１ 作動油閉じ込み装置内メイン油路
ＯＬ１２ ピストン動作用第１油路
ＯＬ１３ ピストン動作用第２油路
ＯＬ１４ ピストン動作用第３油路
ＯＬ２１ シャフト外メイン作動油用油路
ＯＬ２２ シャフト外信号油圧用油路
ＯＬ２３ シャフト外ピストン動作用作動油用油路
ＯＬｄ０１、ＯＬｄ０２ ドレン油路
ＯＰ オイルポンプ
ＯＲ０１ 調圧弁
ＯＲ０２ 減圧弁
ＯＴ オイルパン
ＯＶ オンオフ切り替え弁
Ｐｉｎ 圧力
Ｐｓ 圧力
ＲＬ 回転軸
Ｓ０１ シール面積
Ｓ０２、Ｓ０３ 受圧面積
ＳＬ０１、ＳＬ０２、ＳＬ０３ シール部材

Claims (7)

1. 動力発生手段から回転が伝えられて回転するシャフトと、
   前記シャフトに設けられる可動シーブに対してメイン作動油の圧力によって力を与える油圧室であって、前記シャフトに設けられるプーリ油圧室と、
   前記プーリ油圧室から前記プーリ油圧室の外部への前記メイン作動油の排出を禁止する作動油閉じ込み手段と、
   を備え、
   前記作動油閉じ込み手段は、
   前記メイン作動油が流れる油路上に形成される孔であって、前記孔を介して前記メイン作動油を流すことで前記プーリ油圧室から前記プーリ油圧室の外部へ前記メイン作動油を排出する弁孔と、
   前記弁孔を塞ぐ弁体と、
   前記弁体を前記弁孔に押し付ける押付手段と、
   前記弁体に対して前記弁体が前記弁孔から離れる方向の力を与えることで前記弁体を移動させるピストンと、
   前記ピストンに形成され、前記ピストンを前記弁体に向かって移動させるための作動油であるピストン動作用作動油の圧力によって前記ピストンを前記弁体に向かって移動させる方向の力を受ける受圧面と、
   を有し、
   前記弁孔よりも前記プーリ油圧室側の前記メイン作動油の圧力を圧力Ｐｉｎとし、前記受圧面が受ける前記ピストン動作用作動油の圧力を圧力Ｐｓとし、前記弁体が前記弁孔を塞ぐ部分であるシール部分の面積をシール面積Ｓ０１とし、前記ピストンの前記受圧面の面積を受圧面積Ｓ０２とし、前記押付手段が前記弁体を前記弁孔に対して押し付ける力を力Ｆとすると、
   Ｓ０１・Ｐｉｎ＋Ｆ＜Ｓ０２・Ｐｓ
   を満たすことを特徴とするベルト式無段変速機。
2. 前記ピストン動作用作動油の供給元は、前記メイン作動油の圧力よりも圧力が低い作動油であって、信号用の圧力である信号油圧を発生させる作動油である信号用作動油であることを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機。
3. 前記ピストン動作用作動油の供給元は前記メイン作動油であり、前記ピストン動作用作動油の圧力は前記メイン作動油の圧力と等しいことを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機。
4. 前記受圧面積Ｓ０２は、前記シール面積Ｓ０１よりも大きいことを特徴とする請求項３に記載のベルト式無段変速機。
5. 前記受圧面積Ｓ０２から前記シール面積Ｓ０１を減算した値は、前記力Ｆを前記プーリ油圧室内の前記圧力Ｐｉｎで除算した値よりも大きいことを特徴とする請求項４に記載のベルト式無段変速機。
6. 前記ピストンは前記メイン作動油が流れる貫通孔を有する筒状に形成され、
   前記弁体と接触し前記弁体を前記弁孔から離れる方向に押す前記ピストンの先端部分は、前記弁体に対して複数の突起部で接触し、
   前記先端部分には、前記貫通孔の外部であって前記プーリ油圧室と連通する空間と、前記貫通孔の内部と、を連通する開口が形成されることを特徴とする請求項１から請求項５のいずれか一項に記載のベルト式無段変速機。
7. 前記弁体と接触し前記弁体を前記弁孔から離れる方向に押す前記ピストンの先端部分は、前記弁体に対して面で接触することを特徴とする請求項１から請求項６のいずれか一項に記載のベルト式無段変速機。

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