JP2013241996A

JP2013241996A - Chain link clamping force control device for continuously-variable transmission mechanism

Info

Publication number: JP2013241996A
Application number: JP2012115648A
Authority: JP
Inventors: Takahiro Nagai; 孝広永井; Yoshitaka Miura; 吉孝三浦
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2012-05-21
Filing date: 2012-05-21
Publication date: 2013-12-05

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To solve a problem concerning to waste of clamping force generating energy such as pump driving energy at a gear ratio in which a chain is engaged with movable teeth capable of moving back and forth on the periphery of a pulley center boss section.SOLUTION: Secondary pulley pressure (chain holding pressure) Ps is reduced at ΔPsL only corresponding to the chargeable initial torque value of the movable teeth at an initial time of manufacture from a hydraulic pressure value (slip preventive value with chain holding pressure only) PsL at a normally fixed A1 point. If a slip rate deviation ΔS=|S-So| between a slip rate S of the chain at a reduced state and an initial slip rate So (=0) of the chain at the initial time of manufacture is an allowable upper limit value ΔSmax or below as being shown at an A2 point, a secondary pulley pressure correction amount (chain link holding pressure correction amount) ΔPsH for making the slip rate deviation ΔS set at zero as being shown at an A3 point is calculated, and Ps= PsH=PsL-ΔPs obtained by making the secondary pulley pressure Ps reduce and correct ΔPsH only from the hydraulic pressure value PsL at the A1 point is used for chain holding pressure control of the secondary pulley at the highest gear ratio.

Description

本発明は、無段変速伝達機構に関し、特に無終端チェーンリンクと、これを無段変速可能に巻き掛けしたプーリとから成る無段変速伝動機構のチェーンリンク挟圧力制御装置に関するものである。 The present invention relates to a continuously variable transmission mechanism, and more particularly, to a chain link clamping pressure control device for a continuously variable transmission mechanism comprising a continuously variable chain link and a pulley wound around the continuously variable transmission.

この種の無段変速伝動機構としてはＶベルト式無段変速機が良く知られており、無終端チェーンリンクをプーリのＶ溝に掛け渡して動力伝達可能となす一方、この動力伝達中にプーリＶ溝の溝幅を変更することでプーリに対する無終端チェーンリンクの巻き掛け径を連続的に変化させることにより、無段変速が可能となるよう構成する。 As this type of continuously variable transmission mechanism, a V-belt type continuously variable transmission is well known, and it is possible to transmit power by spanning an endless chain link over the V groove of the pulley. By continuously changing the winding diameter of the endless chain link with respect to the pulley by changing the groove width of the V groove, the continuously variable transmission can be performed.

他方、無段変速伝動機構のスリップを抑制して伝動効率を高める技術として従来、例えば特許文献1に記載のごとく、プーリＶ溝の底面を画成するプーリの中心ボス部外周面に歯を突設し、無終端チェーンリンクの内周に形成した歯溝がプーリ中心ボス部外周面の歯と噛み合う伝動比である間、プーリおよび無終端チェーンリンク間のスリップを防止して無段変速伝動機構の伝動効率を高める技術が提案されている。 On the other hand, as a technique for increasing the transmission efficiency by suppressing the slip of the continuously variable transmission mechanism, conventionally, as described in Patent Document 1, for example, teeth are projected on the outer peripheral surface of the central boss portion of the pulley that defines the bottom surface of the pulley V groove. A continuously variable transmission mechanism that prevents slippage between the pulley and the endless chain link while the tooth groove formed on the inner periphery of the endless chain link has a transmission ratio that meshes with the teeth on the outer peripheral surface of the pulley center boss. A technology for improving the transmission efficiency of the slab has been proposed.

他方で特許文献1には、プーリ中心ボス部の外周面に設ける歯をバネ手段で径方向外方へ附勢して径方向進退可能に設けた可動歯となし、この可動歯が、無終端チェーンリンクに設けた可動歯噛合溝と噛み合った伝動比でのスリップ防止を実現可能にした技術も提案されている。 On the other hand, in Patent Document 1, the teeth provided on the outer peripheral surface of the pulley central boss portion are configured as movable teeth that are urged radially outward by a spring means so as to be able to advance and retract in the radial direction. There has also been proposed a technique capable of preventing slippage at a transmission ratio meshed with a movable tooth meshing groove provided in a chain link.

この提案技術によれば、上記の可動歯が無終端チェーンリンクの内周歯溝と噛み合い損なった場合、無終端チェーンリンクの内周により径方向内方へ後退され得ることから、プーリ中心ボス部外周の歯が無終端チェーンリンクとの干渉により、この無終端チェーンリンクを損傷させるようなことがなくて、耐久性の点で有利である。 According to this proposed technique, when the movable tooth fails to mesh with the inner peripheral tooth groove of the endless chain link, it can be retracted radially inward by the inner periphery of the endless chain link. The peripheral teeth do not damage the endless chain link due to interference with the endless chain link, which is advantageous in terms of durability.

特開２０１０−０１４２６９号公報JP 2010-014269 A

しかし上記した先の提案技術にあっては、上記の径方向進退可能な可動歯が、無終端チェーンリンクの可動歯噛合溝と噛み合った伝動比でも、当該噛み合いが行われていない伝動比におけると同様に、プーリＶ溝の溝幅方向における無終端チェーンリンクの挟圧力を、無終端チェーンリンクがプーリに対してスリップすることのないよう伝達トルク対応の値に制御する。
つまり、無終端チェーンリンクと可動歯との噛み合いがなくても、無終端チェーンリンクの挟圧力のみで無終端チェーンリンクがプーリに対してスリップすることのないよう無終端チェーンリンクの挟圧力を制御していた。 However, in the above-mentioned proposed technique, even if the movable tooth capable of moving forward and backward in the radial direction meshes with the movable tooth meshing groove of the endless chain link, the transmission ratio is not engaged. Similarly, the clamping force of the endless chain link in the groove width direction of the pulley V groove is controlled to a value corresponding to the transmission torque so that the endless chain link does not slip with respect to the pulley.
In other words, even if there is no meshing between the endless chain link and the movable tooth, the clamping force of the endless chain link is controlled so that the endless chain link does not slip against the pulley only by the clamping pressure of the endless chain link. Was.

このため、無終端チェーンリンクが可動歯との噛み合いによりプーリに対しスリップ防止されているのに、更に加えて無終端チェーンリンクの挟圧力によっても無終端チェーンリンクがプーリに対しスリップしないよう無終端チェーンリンクの挟圧力を制御していることとなる。
しかし、無終端チェーンリンクが可動歯との噛み合っている伝動比で無終端チェーンリンクの挟圧力が全く無駄という訳でもなく、その理由は以下のためである。 For this reason, the endless chain link is prevented from slipping with respect to the pulley by meshing with the movable teeth, and in addition, the endless chain link is prevented from slipping with respect to the pulley by the clamping force of the endless chain link. This means that the chain link clamping pressure is controlled.
However, the transmission ratio at which the endless chain link meshes with the movable teeth does not mean that the clamping force of the endless chain link is wasted at all. The reason is as follows.

プーリ中心ボス部の外周面に設けた可動歯を径方向進退可能にすべく径方向外方へ附勢するバネ手段は経時劣化し、そのバネ力で決まる可動歯を介した無終端チェーンリンク及びプーリ間の分担可能トルクも、製造後の時間経過につれて低下する。 The spring means for urging the movable teeth provided on the outer peripheral surface of the pulley central boss portion radially outward so as to be able to advance and retreat in the radial direction is deteriorated with time, and the endless chain link via the movable teeth determined by the spring force and The torque that can be shared between the pulleys also decreases with the passage of time after manufacture.

それ故にこの時間経過につれ無終端チェーンリンクと可動歯との噛み合いのみにより無終端チェーンリンクがプーリに対してスリップしないようにすることができなくなり、この場合は無終端チェーンリンクの挟圧力によって上記可動歯の分担可能トルクを補佐し、製造後の時間経過によっても無終端チェーンリンクがプーリに対してスリップしないようにする必要がある。 Therefore, as this time elapses, it becomes impossible to prevent the endless chain link from slipping against the pulley only by meshing the endless chain link with the movable teeth. It is necessary to assist the tooth shareable torque so that the endless chain link does not slip with respect to the pulley over time after manufacture.

しかし従来のごとく無終端チェーンリンクの挟圧力を、それのみによって無終端チェーンリンクがプーリに対してスリップしない大きさに決定するのでは、無終端チェーンリンクの挟圧力が要求に対して過大となる。
無終端チェーンリンクの挟圧は、プーリのＶ溝を画成する同軸対向シーブへの軸線方向油圧による推力で行っており、この油圧を発生させるポンプの駆動にエネルギーが消費される。
よって、無終端チェーンリンクの挟圧力過大分がポンプ駆動エネルギーの浪費となり、燃費の悪化を招くという問題を生ずる。 However, if the endless chain link pinching pressure is determined so as to prevent the endless chain link from slipping against the pulley as in the past, the endless chain link pinching pressure is excessive to the requirement. .
The endless chain link is squeezed by thrust generated by the axial hydraulic pressure to the coaxial opposed sheave that defines the V groove of the pulley, and energy is consumed to drive the pump that generates this hydraulic pressure.
Therefore, excessive pinching pressure of the endless chain link is a waste of pump drive energy, resulting in a problem of deterioration of fuel consumption.

本発明は、上記ポンプ駆動エネルギーの浪費（燃費の悪化）に関する問題を解消し得るようにした無段変速伝動機構のチェーンリンク挟圧力制御装置を提供することを目的とする。 An object of the present invention is to provide a chain link clamping pressure control device for a continuously variable transmission mechanism that can solve the above-described problem related to waste of pump drive energy (deterioration of fuel consumption).

この目的のため、本発明による無段変速伝動機構のチェーンリンク挟圧力制御装置は、以下のごとくにこれを構成する。
先ず、本発明の要旨構成の基礎前提となる無段変速伝動機構を説明するに、これは、
無終端チェーンリンクと、この無終端チェーンリンクを無段変速可能に巻き掛けしたプーリとから成り、該プーリの中心ボス部外周にバネ手段で径方向外方へ附勢して径方向進退可能に設けた可動歯と、前記無終端チェーンリンクに設けた可動歯噛合溝とが噛み合い可能なものである。 For this purpose, the chain link clamping pressure control device for a continuously variable transmission mechanism according to the present invention is configured as follows.
First, in order to explain the continuously variable transmission mechanism that is the basic premise of the gist configuration of the present invention,
It consists of an endless chain link and a pulley around which this endless chain link is wound so that it can be continuously variable. It can be moved forward and backward in the radial direction by urging the pulley around the center boss of the pulley in the radial direction with a spring means. The movable tooth provided and the movable tooth engagement groove provided in the endless chain link can be engaged with each other.

本発明は、かかる無段変速伝動機構に対し以下のようなチェーンリンク挟圧力低下手段と、チェーンリンクスリップ量検出手段と、チェーンリンク挟圧力補正手段とを設けた構成に特徴づけられる。 The present invention is characterized in that the continuously variable transmission mechanism is provided with the following chain link clamping pressure reducing means, chain link slip amount detecting means, and chain link clamping pressure correcting means.

チェーンリンク挟圧力低下手段は、前記可動歯と前記可動歯噛合溝とが噛み合った状態から、前記可動歯を有したプーリによる前記無終端チェーンリンクの挟圧力を第１所定量より低下量が大きな第２所定量低下させるものである。
またチェーンリンクスリップ量検出手段は、チェーンリンク挟圧力低下手段による無終端チェーンリンクの挟圧力低下で生じた前記無終端チェーンリンクのスリップ量を検出するものである。
更にチェーンリンク挟圧力補正手段は、前記スリップ量に基き、前記第１所定量低下させて狭圧力を設定するものである。 The chain link clamping pressure lowering means reduces the clamping force of the endless chain link by the pulley having the movable teeth from the first predetermined amount from the state where the movable teeth and the movable tooth meshing grooves are engaged with each other. The second predetermined amount is reduced.
The chain link slip amount detection means detects the slip amount of the endless chain link caused by the decrease in the pinching pressure of the endless chain link by the chain link pinching pressure reduction means.
Further, the chain link clamping pressure correcting means sets the narrow pressure by reducing the first predetermined amount based on the slip amount.

このような本発明による無段変速伝動機構のチェーンリンク挟圧力制御装置にあっては、無終端チェーンリンクの挟圧力を、可動歯の分担可能トルクとの共働により無終端チェーンリンクがプーリに対してスリップしないような大きさに決定し得ることとなる。 In such a chain link clamping pressure control device for a continuously variable transmission mechanism according to the present invention, the clamping force of the endless chain link is applied to the pulley by the cooperation with the torque that can be shared by the movable teeth. On the other hand, the size can be determined so as not to slip.

よって、無終端チェーンリンクの挟圧力が要求に対して過大になるのを防止することができ、挟圧力発生エネルギー（通常はポンプ駆動エネルギー）の浪費により燃費が悪化するという問題を解消することができる。 Therefore, it is possible to prevent the pinching pressure of the endless chain link from becoming excessive with respect to the demand, and to solve the problem that fuel consumption deteriorates due to waste of pinching pressure generation energy (usually pump drive energy). it can.

本発明の一実施例になるチェーンリンク挟圧力制御装置を具えた無段変速伝動機構の概略側面図である。1 is a schematic side view of a continuously variable transmission mechanism provided with a chain link clamping pressure control device according to an embodiment of the present invention. 図1に示した無段変速伝動機構のセカンダリプーリ側における巻き掛け伝動部のスリップ防止機構を示す詳細図である。FIG. 2 is a detailed view showing a slip prevention mechanism of a winding transmission portion on the secondary pulley side of the continuously variable transmission mechanism shown in FIG. 図1,2に示した無段変速伝動機構の無終端チェーンリンクおよびセカンダリプーリ間におけるスリップ防止機構を示す要部拡大縦断側面図で、 (a)は、可動歯がプーリ径方向内方へ押し込まれていない状態の要部拡大縦断側面図、 (b)は、可動歯がプーリ径方向内方へ押し込まれた状態の要部拡大縦断側面図である。Fig. 1 is an enlarged vertical side view of the main part showing the anti-slip mechanism between the endless chain link and the secondary pulley of the continuously variable transmission mechanism shown in Figs. 1 and 2, (a) is the movable teeth pushed inward in the pulley radial direction (B) is an enlarged vertical side view of the main part in a state where the movable teeth are pushed inward in the pulley radial direction. 図1〜3に示した無段変速伝動機構のセカンダリプーリ中心ボス部を、可動歯附勢用バネ手段が取り付けられた状態で、しかし可動歯取り付け前の状態で示す斜視図である。FIG. 4 is a perspective view showing a secondary pulley center boss portion of the continuously variable transmission mechanism shown in FIGS. 1 to 3 in a state where a movable tooth biasing spring means is attached, but before the movable teeth are attached. 図1〜4の無段変速伝動機構に用いる可動歯附勢用バネ手段を示し、 (a)は、同バネ手段の全体斜視図、 (b)は、(a)のVIII部分に係わる同バネ手段の一部拡大詳細斜視図である。4 shows a movable tooth biasing spring means used in the continuously variable transmission mechanism of FIGS. 1 to 4, wherein (a) is an overall perspective view of the spring means, and (b) is the same spring relating to the VIII portion of (a). It is a partially enlarged detail perspective view of the means. 図5に示した可動歯附勢用バネ手段の全体側面図である。FIG. 6 is an overall side view of the movable tooth biasing spring means shown in FIG. セカンダリプーリ中心ボス部への可動歯取り付け状態を示し、 (a)は、図3(a)の矢X方向に見た斜視図、 (b)は、図3(a)の矢Y方向に見た側面図である。Fig. 3 shows a state where the movable pulley is attached to the center boss of the secondary pulley, (a) is a perspective view seen in the direction of arrow X in Fig. 3 (a), and (b) is seen in the direction of arrow Y in Fig. 3 (a). FIG. 図1に示した無段変速伝動機構の最ハイ変速比選択状態でのチェーンリンク挟圧力制御に係わる制御プログラムを示すフローチャートである。FIG. 2 is a flowchart showing a control program related to chain link clamping pressure control when the continuously variable transmission mechanism shown in FIG. 図8におけるチェーンリンク挟圧力制御の原理を説明するのに用いた説明図である。FIG. 9 is an explanatory diagram used to explain the principle of chain link clamping pressure control in FIG. 8. 図8に示すチェーンリンク挟圧力制御で用いるセカンダリプーリ圧補正量の変化特性図である。FIG. 9 is a change characteristic diagram of a secondary pulley pressure correction amount used in the chain link clamping pressure control shown in FIG. 図8のチェーンリンク挟圧力制御で用いるセカンダリプーリ圧補正量の他の決定要領を示す油圧マップ図である。FIG. 9 is a hydraulic pressure map diagram showing another determination procedure of the secondary pulley pressure correction amount used in the chain link clamping pressure control of FIG.

以下、本発明の実施の形態を、図面に示す実施例に基づき詳細に説明する。
＜実施例の構成＞
図1〜6は、本発明の一実施例になるチェーンリンク挟圧力制御装置を具えた無段変速伝動機構を示し、図1は、無段変速伝動機構10の全体を示す概略側面図、図2は、そのセカンダリプーリ側における巻き掛け伝動部の詳細図である。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail based on examples shown in the drawings.
<Configuration of Example>
1 to 6 show a continuously variable transmission mechanism having a chain link clamping pressure control device according to an embodiment of the present invention, and FIG. 1 is a schematic side view showing the entire continuously variable transmission mechanism 10. FIG. 2 is a detailed view of a winding transmission section on the secondary pulley side.

図1において、11は、無段変速伝動機構10の駆動側プーリであるプライマリプーリ、12は、従動側プーリであるセカンダリプーリを示す。
これらプライマリプーリ11およびセカンダリプーリ12間に無終端チェーンリンク13を掛け渡して設け、無段変速伝動機構10は、この無終端チェーンリンク13を介しプライマリプーリ11およびセカンダリプーリ12間で動力伝達を行い得るものとする。 In FIG. 1, 11 is a primary pulley that is a driving pulley of the continuously variable transmission mechanism 10, and 12 is a secondary pulley that is a driven pulley.
An endless chain link 13 is provided between the primary pulley 11 and the secondary pulley 12, and the continuously variable transmission mechanism 10 transmits power between the primary pulley 11 and the secondary pulley 12 via the endless chain link 13. To get.

プライマリプーリ11およびセカンダリプーリ12はそれぞれ、回転軸線方向に正対する対向シーブ11a,12a（図1では手前側のシーブを除去して、向こう側のシーブのみを示す）を具え、これら対向シーブ11a,11a間および対向シーブ12a,12a間にプーリＶ溝を画成したＶ溝プーリとする。 Each of the primary pulley 11 and the secondary pulley 12 includes opposing sheaves 11a and 12a that face each other in the rotation axis direction (in FIG. 1, the sheave on the near side is removed and only the sheave on the other side is shown). A V-groove pulley having a pulley V-groove defined between 11a and opposed sheaves 12a, 12a.

無終端チェーンリンク13は、図2に明示するごとく、多数のリンク板14を順次、その両端におけるリンクピン挿通孔14a内のリンクピン15で数珠繋ぎに連結して連続円環状に構成する。
そして各リンクピン15の両端面は、プライマリプーリ11およびセカンダリプーリ12のプーリＶ溝側壁を提供する対向シーブ11aの内側面および対向シーブ12aの内側面と面接触するよう傾斜させる。 As clearly shown in FIG. 2, the endless chain link 13 is formed in a continuous annular shape by connecting a large number of link plates 14 in a chain shape with link pins 15 in link pin insertion holes 14a at both ends.
Both end surfaces of each link pin 15 are inclined so as to come into surface contact with the inner side surface of the opposed sheave 11a and the inner side surface of the opposed sheave 12a that provide the pulley V groove side walls of the primary pulley 11 and the secondary pulley 12.

かくて無終端チェーンリンク13は、プーリ巻き付き領域においてリンクピン15を、プライマリプーリ11の対向シーブ11a,11a間およびセカンダリプーリ12の対向シーブ12a,12a間に挟圧され、プライマリプーリ11およびセカンダリプーリ12間での動力伝達を行うことができる。 Thus, the endless chain link 13 is clamped between the opposed sheaves 11a and 11a of the primary pulley 11 and the opposed sheaves 12a and 12a of the secondary pulley 12 in the pulley winding region. Power transmission between 12 can be performed.

プライマリプーリ11の対向シーブ11aは、その一方を固定シーブとし、他方を軸線方向にストローク制御可能な可動シーブとする。
セカンダリプーリ12の対向シーブ12aは図3(a),(b)に示すように、プライマリプーリ11の可動シーブと同じ側におけるシーブ12a_1をプーリ中心ボス部16に固着した固定シーブとし、プライマリプーリ11の固定シーブと同じ側におけるシーブ12a_2をプーリ中心ボス部16にスプライン嵌合させて軸線方向にストローク制御可能な可動シーブとする。 One of the opposed sheaves 11a of the primary pulley 11 is a fixed sheave, and the other is a movable sheave capable of stroke control in the axial direction.
As shown in FIGS. 3 (a) and 3 (b), the opposed sheave 12a of the secondary pulley 12 is a fixed sheave in which the sheave 12a_1 on the same side as the movable sheave of the primary pulley 11 is fixed to the pulley center boss portion 16, and the primary pulley 11 The sheave 12a_2 on the same side as the fixed sheave is spline-fitted to the pulley center boss portion 16 to form a movable sheave capable of stroke control in the axial direction.

プライマリプーリ11の可動シーブおよびセカンダリプーリ12の可動シーブ12a_2にそれぞれ、対向する固定シーブに向かう方向の油圧によるプーリ推力を作用させて無終端チェーンリンク13をプーリ軸線方向に挟圧することにより前記の動力伝達を可能ならしめる。
この動力伝達中、プライマリプーリ11およびセカンダリプーリ12間におけるプーリ推力比の制御により、プライマリプーリ11の可動シーブを固定シーブに対し接近させてプーリＶ溝幅を狭くすると同時に、セカンダリプーリ12の可動シーブ12a_2を固定シーブ12a_1から遠ざけてプーリＶ溝幅を広くする。
よって無終端チェーンリンク13は、プライマリプーリ11に対する巻き掛け径を増大されると共に、セカンダリプーリ12に対する巻き掛け径を小さくされ、無段変速伝動機構10は図1,2に示す最ハイ変速比選択状態に向け無段変速下にアップシフト可能である。 By applying a pulley thrust by hydraulic pressure in the direction toward the fixed sheave facing each other to the movable sheave 12a_2 of the primary pulley 11 and the movable sheave 12a_2 of the secondary pulley 12, the endless chain link 13 is clamped in the pulley axial direction to Make communication possible.
During this power transmission, by controlling the pulley thrust ratio between the primary pulley 11 and the secondary pulley 12, the movable sheave of the primary pulley 11 is brought close to the fixed sheave to narrow the pulley V groove width, and at the same time the movable sheave of the secondary pulley 12 Pull 12a_2 away from fixed sheave 12a_1 to increase pulley V groove width.
Therefore, the endless chain link 13 is increased in the winding diameter with respect to the primary pulley 11 and is also decreased in the winding diameter with respect to the secondary pulley 12, and the continuously variable transmission mechanism 10 selects the highest gear ratio shown in FIGS. Upshifting is possible under continuously variable speed toward the state.

逆に、プライマリプーリ11およびセカンダリプーリ12間におけるプーリ推力比の制御により、プライマリプーリ11の可動シーブを固定シーブから遠ざけてプーリＶ溝幅を広くすると同時に、セカンダリプーリ12の可動シーブ12a_2を固定シーブ12a_1に対し接近させてプーリＶ溝幅を狭くする。
よって無終端チェーンリンク13は、プライマリプーリ11に対する巻き掛け径を小さくされると共に、セカンダリプーリ12に対する巻き掛け径を増大され、無段変速伝動機構10は図1に示す最ハイ変速比選択状態から図示せざる最ロー変速比選択状態に向け無段変速下にダウンシフト可能である。 Conversely, by controlling the pulley thrust ratio between the primary pulley 11 and the secondary pulley 12, the movable sheave of the primary pulley 11 is moved away from the fixed sheave to widen the pulley V groove width, and at the same time, the movable sheave 12a_2 of the secondary pulley 12 is fixed to the fixed sheave. The pulley V groove width is narrowed by approaching 12a_1.
Therefore, the endless chain link 13 has a smaller winding diameter with respect to the primary pulley 11 and an increased winding diameter with respect to the secondary pulley 12, and the continuously variable transmission mechanism 10 is in the highest gear ratio selection state shown in FIG. It is possible to downshift under a continuously variable transmission toward a lowest gear ratio selection state (not shown).

前記した図1の最ハイ変速比選択状態でセカンダリプーリ12に対する無終端チェーンリンク13のスリップを防止または抑制して無段変速伝動機構10の伝動効率を向上させるため、図1,2では、セカンダリプーリ12の中心ボス部16に、その外周面から突出するよう複数個の可動歯17を円周方向等間隔に配して設ける。
これら可動歯17は、セカンダリプーリ中心ボス部16の外周面に設けた円筒状の可動歯ガイド18によりプーリ径方向へ案内すると共に、図3(a)に示すごとくセカンダリプーリ12の固定シーブ12a_1および可動シーブ12a_2の内周面12bによりプーリ径方向外方への変位を制限する。 In order to improve the transmission efficiency of the continuously variable transmission mechanism 10 by preventing or suppressing the slip of the endless chain link 13 with respect to the secondary pulley 12 in the above-described highest gear ratio selection state of FIG. A plurality of movable teeth 17 are provided on the central boss portion 16 of the pulley 12 at regular intervals in the circumferential direction so as to protrude from the outer peripheral surface thereof.
These movable teeth 17 are guided in the pulley radial direction by a cylindrical movable tooth guide 18 provided on the outer peripheral surface of the secondary pulley central boss portion 16, and as shown in FIG. 3 (a), the fixed sheave 12a_1 of the secondary pulley 12 and The outward displacement in the pulley radial direction is limited by the inner peripheral surface 12b of the movable sheave 12a_2.

かくして可動歯17は、セカンダリプーリ中心ボス部16の外周面に対し制限範囲内で径方向へ進退可能であるが、後で詳述するようなバネ手段19により、図1,2および図3(a)に示すごとく可動歯ガイド18から径方向外方へ突出した進出限界位置に弾支する。 Thus, the movable tooth 17 can advance and retreat in the radial direction within a limited range with respect to the outer peripheral surface of the secondary pulley central boss portion 16, but by the spring means 19 described in detail later, FIGS. As shown in a), it elastically supports the advance limit position protruding radially outward from the movable tooth guide 18.

無終端チェーンリンク13の内周縁を画成する各リンク板14の内側縁には、セカンダリプーリ12に対する巻き掛け領域において、可動歯17の突出先端が図2および図3(a)のごとくに噛み合うための可動歯噛合溝14bを設ける。
そして、可動歯17と可動歯噛合溝14bとの噛み合いにより、最ハイ変速比選択状態でセカンダリプーリ12に対する無終端チェーンリンク13のスリップを防止または抑制し、無段変速伝動機構10の伝動効率を向上させることができる。 The projecting tip of the movable tooth 17 meshes with the inner edge of each link plate 14 that defines the inner peripheral edge of the endless chain link 13 in the winding region of the secondary pulley 12 as shown in FIGS. A movable tooth meshing groove 14b is provided.
Then, the meshing of the movable teeth 17 and the movable gear meshing grooves 14b prevents or suppresses the slip of the endless chain link 13 with respect to the secondary pulley 12 in the highest gear ratio selection state, thereby improving the transmission efficiency of the continuously variable transmission mechanism 10. Can be improved.

しかして可動歯17は、可動歯噛合溝14bと整列せずこれとの噛み合いが不能である場合、図3(b)に示すごとくバネ手段19に抗してリンク板14の内側縁により可動歯ガイド18内に押し込まれた後退位置となり得て、可動歯17が無終端チェーンリンク13との干渉によりこれを損傷させるようなことがない。 Therefore, when the movable tooth 17 is not aligned with the movable tooth meshing groove 14b and cannot be meshed with the movable tooth meshing groove 14b, the movable tooth 17 is resisted by the inner edge of the link plate 14 against the spring means 19 as shown in FIG. The retracted position can be pushed into the guide 18 so that the movable tooth 17 is not damaged by interference with the endless chain link 13.

＜バネ手段の詳細＞
可動歯ガイド18内の可動歯17を、セカンダリプーリ中心ボス部16の外周でその径方向外方へ附勢するバネ手段19を、本実施例においては図3,4に示すごとく2個一組とし、これらバネ手段19を可動歯17の長手方向、つまりセカンダリプーリ中心ボス部16の軸線方向へ分散配置する。
この分散配置に当たり、好ましくはバネ手段19が可動歯17の長手方向に等分にバネ力を付与するよう分散させるのが良い。 <Details of spring means>
As shown in FIGS. 3 and 4, in this embodiment, a set of two spring means 19 for urging the movable teeth 17 in the movable tooth guide 18 radially outward on the outer periphery of the secondary pulley central boss portion 16 is provided. These spring means 19 are distributed in the longitudinal direction of the movable teeth 17, that is, in the axial direction of the secondary pulley central boss portion 16.
In this distributed arrangement, the spring means 19 is preferably distributed so as to equally apply a spring force in the longitudinal direction of the movable teeth 17.

各バネ手段19は全てを同様なものとし、図4〜6につき説明する以下のごとき構成とする。
本実施例におけるバネ手段19は、その全体を図5(a)および図6に示すように、線状体のU字状エレメント21と、同じく線状体の連結エレメント22とを交互に同一円周上に配置して一体ユニットとなす。 All of the spring means 19 are the same, and have the following configuration described with reference to FIGS.
As shown in FIGS. 5 (a) and 6 as a whole, the spring means 19 in this embodiment has a linear U-shaped element 21 and a linear linear connecting element 22 alternately in the same circle. Arrange on the circumference to make an integrated unit.

U字状エレメント21は、セカンダリプーリ中心ボス部16の外周と各可動歯17との間において、つまり可動歯ガイド18の対応する可動歯収容溝18a内において、該中心ボス部外周の母線方向へ延在するよう介在させる。
従ってU字状エレメント21は可動歯17と同数だけ存在し、これらU字状エレメント21は、その対向脚部21aが相互非結合端においてセカンダリプーリ中心ボス部16の外周に着座し、これら対向脚部21aが相互結合端において可動歯17に着座するよう指向させ、当該U字状エレメント21の指向方向を2個のバネ手段19で同じとする。 The U-shaped element 21 is arranged between the outer periphery of the secondary pulley central boss part 16 and each movable tooth 17, that is, in the corresponding movable tooth receiving groove 18a of the movable tooth guide 18, toward the generatrix of the outer periphery of the central boss part. Intervene to extend.
Therefore, there are as many U-shaped elements 21 as movable teeth 17, and these U-shaped elements 21 have their opposing leg portions 21a seated on the outer periphery of the secondary pulley central boss portion 16 at the mutual non-bonding ends. The portion 21a is oriented so as to be seated on the movable tooth 17 at the mutual coupling end, and the orientation direction of the U-shaped element 21 is made the same by the two spring means 19.

隣り合うU字状エレメント21の隣接脚部21a同士を、両者の相互非結合端において連結エレメント22により結合し合うことにより、全てのU字状エレメント21を相互に一体化する。
これらU字状エレメント21の一体化に際しては、U字状エレメント21を、対向脚部21aの相互結合端が相互非結合端よりも可動歯17に近づくよう、図6にθで示す角度だけ傾斜させて、U字状エレメント21が全周に亘って皿バネ形状に存在するようなものとする。
かくてバネ手段19は、線状エレメント21,22の交互組み合わせに成る連続線状体となり、捩りバネ型式の構造を持つこととなる。 All the U-shaped elements 21 are integrated with each other by connecting the adjacent leg portions 21a of the adjacent U-shaped elements 21 to each other by the connecting elements 22 at their non-bonding ends.
When integrating these U-shaped elements 21, the U-shaped elements 21 are inclined by an angle indicated by θ in FIG. 6 so that the mutual coupling ends of the opposed leg portions 21a are closer to the movable teeth 17 than the mutual non-coupling ends. Thus, it is assumed that the U-shaped element 21 exists in the shape of a Belleville spring over the entire circumference.
Thus, the spring means 19 becomes a continuous linear body composed of alternate combinations of the linear elements 21 and 22, and has a torsion spring type structure.

ところでバネ手段19は、図5(a)のVIII部において隣り合うU字状エレメント21の隣接脚部21a同士を連結せず、U字状エレメント21の一体化ユニットであるバネ手段19を、1箇所23が切り欠かれたC字状に構成する。 By the way, the spring means 19 does not connect the adjacent leg portions 21a of the adjacent U-shaped elements 21 in the VIII portion of FIG. The portion 23 is formed in a C shape with a notch.

上記のような図5,6に示すC字状のバネ手段19は、後述する組み付けを可能にするため、図5(a),(b)の切り欠き箇所23を設定するのに加えて、当該組み付けを容易にするため、自由状態での内径をセカンダリプーリ中心ボス部16の外径よりも若干大きくする。
かかるC字状のバネ手段19は2個一組とし、それぞれを図5(a),(b)の切り欠き箇所23において円周方向に拡開させ、この拡開状態でバネ手段19の連結エレメント22を図4および図7(a),(b)に示すごとく可動歯ガイド18上の対応する円周溝18bに嵌合する。
このとき2個のC字状バネ手段19は、U字状エレメント21が可動歯収容溝18aと整列するような円周方向位置となす。 The C-shaped spring means 19 shown in FIGS. 5 and 6 as described above, in addition to setting the notch portion 23 in FIGS. In order to facilitate the assembly, the inner diameter in the free state is slightly larger than the outer diameter of the secondary pulley central boss portion 16.
Such C-shaped spring means 19 are made into a set of two, and each of them is expanded in the circumferential direction at the notch portion 23 in FIGS. 5 (a) and 5 (b), and the spring means 19 is connected in this expanded state. The element 22 is fitted into the corresponding circumferential groove 18b on the movable tooth guide 18 as shown in FIGS. 4 and 7 (a), 7 (b).
At this time, the two C-shaped spring means 19 are positioned in the circumferential direction such that the U-shaped element 21 is aligned with the movable tooth receiving groove 18a.

かようにC字状バネ手段19をセカンダリプーリ中心ボス部16の外周面（可動歯ガイド18上の対応する円周溝）に嵌合した後、可動歯ガイド18上の可動歯収容溝18a内に可動歯17を差し込んで、可動歯ガイド18に対するバネ手段19および可動歯17の組付けを完了する。 After fitting the C-shaped spring means 19 to the outer peripheral surface (corresponding circumferential groove on the movable tooth guide 18) of the secondary pulley central boss portion 16, the inside of the movable tooth receiving groove 18a on the movable tooth guide 18 is obtained. The movable teeth 17 are inserted into the movable tooth guide 18 to complete the assembly of the spring means 19 and the movable teeth 17 to the movable tooth guide 18.

上記したようなバネ手段19は、図6に示すU字状エレメント21の傾斜角θを適切に設定することにより、可動歯ガイド18上の可動歯収容溝18a内に可動歯17を差し込んで組み付けるとき、U字状エレメント21の対向脚部21aが相互結合端において可動歯17により径方向内方へ押し込まれ、連結エレメント22を捩り変形させる。
よって可動歯17の組み付け時に、連結エレメント22の捩り変形反力が可動歯17を可動歯ガイド18の可動歯収容溝18a内で径方向外方へ附勢し、可動歯17を通常は可動歯ガイド18の可動歯収容溝18aから径方向外方へ突出した図3(a)および図7(a),(b)の進出限界位置に弾支することができ、最ハイ変速比選択状態において前記したスリップ防止を実現し得る。 The spring means 19 as described above is assembled by inserting the movable tooth 17 into the movable tooth receiving groove 18a on the movable tooth guide 18 by appropriately setting the inclination angle θ of the U-shaped element 21 shown in FIG. At this time, the opposing leg portion 21a of the U-shaped element 21 is pushed inward in the radial direction by the movable tooth 17 at the mutual coupling end, and the connecting element 22 is torsionally deformed.
Therefore, when the movable tooth 17 is assembled, the torsional reaction force of the connecting element 22 urges the movable tooth 17 radially outwardly within the movable tooth receiving groove 18a of the movable tooth guide 18, and the movable tooth 17 is normally movable. 3 (a) and 7 (a), (b) projecting radially outward from the movable tooth receiving groove 18a of the guide 18 can be elastically supported, and in the highest gear ratio selection state. The above-described slip prevention can be realized.

＜チェーンリンク挟圧力制御＞
プライマリプーリ11およびセカンダリプーリ12による無終端チェーンリンク13の挟圧力制御に当たっては、無終端チェーンリンク13が可動歯17と噛み合った最ハイ変速比選択状態以外の変速状態である間、この変速状態が得られるようプライマリプーリ11およびセカンダリプーリ12間におけるプーリ推力比を制御する。また、これらプライマリプーリ11およびセカンダリプーリ12に対し無終端チェーンリンク13がスリップすることのないよう両プーリ11,12のプーリ推力（無終端チェーンリンク13の挟圧力）を決定する。 <Chain link clamping pressure control>
When controlling the clamping pressure of the endless chain link 13 by the primary pulley 11 and the secondary pulley 12, the speed change state is maintained while the endless chain link 13 is in a speed change state other than the highest gear ratio selection state in which the endless chain link 13 is engaged with the movable tooth 17. The pulley thrust ratio between the primary pulley 11 and the secondary pulley 12 is controlled so as to be obtained. Further, the pulley thrust of both pulleys 11 and 12 (clamping pressure of the endless chain link 13) is determined so that the endless chain link 13 does not slip with respect to the primary pulley 11 and the secondary pulley 12.

しかし無終端チェーンリンク13が可動歯17と噛み合った最ハイ変速比選択状態でも同じように無終端チェーンリンク13の挟圧力を決定すると、つまり当該チェーンリンク挟圧力を、それのみによって無終端チェーンリンク13がプーリ11,12に対しスリップしない大きさに決定すると、可動歯17の分担可能トルクに相当する大きさだけ、セカンダリプーリ12による無終端チェーンリンクの挟圧力が要求に対して過大となる。 However, even when the highest gear ratio selection state in which the endless chain link 13 meshes with the movable tooth 17 is determined in the same manner, the clamping pressure of the endless chain link 13 is determined, that is, the chain link clamping pressure is determined only by that. If the size of 13 is determined so as not to slip with respect to the pulleys 11 and 12, the clamping force of the endless chain link by the secondary pulley 12 will be excessive with respect to the request by a size corresponding to the torque that can be shared by the movable teeth 17.

ところで無終端チェーンリンク13の挟圧は前記した通り、プーリ11,12のＶ溝を画成する同軸対向シーブへの軸線方向油圧による推力で行っており、この油圧を発生させるポンプの駆動にエネルギーが消費される。
よって、無終端チェーンリンク13の上記した挟圧力過大分がポンプ駆動エネルギーの浪費となり、燃費の悪化を招くという問題を生ずる。 By the way, as described above, the pinching pressure of the endless chain link 13 is performed by the thrust by the axial hydraulic pressure to the coaxial opposed sheave that defines the V groove of the pulleys 11 and 12, and energy is used to drive the pump that generates this hydraulic pressure. Is consumed.
Therefore, the excessive clamping pressure of the endless chain link 13 is a waste of pump drive energy, resulting in a problem of deterioration of fuel consumption.

本実施例においては、この問題が生じないようにするため、図8に示す制御プログラムの実行により、最ハイ変速比でのセカンダリプーリ12によるチェーンリンク挟圧力を以下のごとくに制御する。
先ずその原理を図9に基づき説明するに、図9の横軸は最ハイ変速比でのセカンダリプーリ12に対する無終端チェーンリンク13の実スリップ率Sと、製造当初における最ハイ変速比でのセカンダリプーリ12に対する無終端チェーンリンク13の初期スリップ率Soとの間におけるスリップ率偏差（絶対値）ΔS＝|S−So|を示す。また、図9の縦軸は最ハイ変速比でのセカンダリプーリ12による無終端チェーンリンク13の挟圧力を表すセカンダリプーリ圧Psを示す。 In this embodiment, in order to prevent this problem, the chain link clamping pressure by the secondary pulley 12 at the highest gear ratio is controlled as follows by executing the control program shown in FIG.
First, the principle will be described with reference to FIG. 9. The horizontal axis in FIG. 9 shows the actual slip ratio S of the endless chain link 13 with respect to the secondary pulley 12 at the highest gear ratio, and the secondary slip at the highest gear ratio at the beginning of manufacture. The slip ratio deviation (absolute value) ΔS = | S−So | between the pulley 12 and the initial slip ratio So of the endless chain link 13 is shown. Further, the vertical axis in FIG. 9 indicates the secondary pulley pressure Ps representing the clamping pressure of the endless chain link 13 by the secondary pulley 12 at the highest gear ratio.

ここで最ハイ変速比での初期スリップ率Soは、プライマリプーリ回転数の実測値をNpとし、製造当初におけるセカンダリプーリ回転数の初期値をNso（前記した通り本実施例では0）とし、変速比をi（＝Nso/Np）とすると、次式により表される。
So＝｛（Np−Nso×i）/Np｝×100[%] ・・・(1)
また実スリップ率Sは、プライマリプーリ回転数の実測値をNpとし、セカンダリプーリ回転数の実測値をNsとし、変速比をi（＝Nso/Np）とすると、次式により表される。
S＝｛（Np−Ns×i）/Np｝×100[%] ・・・(2) Here, the initial slip ratio So at the highest gear ratio is Np as the actual measurement value of the primary pulley rotation speed, and Nso (0 in the present embodiment as described above) as the initial value of the secondary pulley rotation speed at the beginning of manufacture. When the ratio is i (= Nso / Np), it is expressed by the following equation.
So = {(Np−Nso × i) / Np} × 100 [%] (1)
The actual slip ratio S is expressed by the following equation, where the measured value of the primary pulley rotational speed is Np, the measured value of the secondary pulley rotational speed is Ns, and the transmission ratio is i (= Nso / Np).
S = {(Np−Ns × i) / Np} × 100 [%] (2)

図9の横軸におけるスリップ率偏差ΔS＝|S−So|＝0は、セカンダリプーリ回転数の初期値Nsoが本実施例の場合0であることから、実スリップ率Sが0であることを意味し、また同様な理由（Nso＝0であること）から、図9の横軸に目盛ったスリップ率偏差ΔSは、実質的に実スリップ率Sに相当する。
また図9の横軸におけるスリップ率偏差ΔSmax＝5％は、無終端チェーンリンク13がセカンダリプーリ12に対し凝着するほどのスリップを生じないスリップ率偏差ΔSの許容上限値（実スリップ率Sの許容上限値）である。 The slip ratio deviation ΔS = | S−So | = 0 in the horizontal axis of FIG. 9 indicates that the actual slip ratio S is 0 because the initial value Nso of the secondary pulley rotation speed is 0 in this embodiment. For the same reason (Nso = 0), the slip ratio deviation ΔS graduated on the horizontal axis in FIG. 9 substantially corresponds to the actual slip ratio S.
In addition, the slip ratio deviation ΔSmax = 5% on the horizontal axis in FIG. 9 is an allowable upper limit value of the slip ratio deviation ΔS (the actual slip ratio S of the actual slip ratio S) that does not cause a slip that causes the endless chain link 13 to adhere to the secondary pulley 12 Allowable upper limit value).

本実施例では、先ずセカンダリプーリ圧Ps（無終端チェーンリンク13の挟圧力）を、最ハイ変速比以外で行っていたと同様の要領により決定された図9のA1点における油圧値PsL（チェーンリンク挟圧力のみで無終端チェーンリンク13がセカンダリプーリ12に対しスリップしないようにし得るチェーンリンク挟圧力）から、製造当初のバネ手段19による可動歯17の分担可能トルク初期値に相当するセカンダリプーリ圧低下量ΔPsLだけ低下させる。 In this embodiment, first, the secondary pulley pressure Ps (clamping pressure of the endless chain link 13) is determined by the same procedure as that performed except for the highest gear ratio, and the hydraulic pressure value PsL (chain link) at the point A1 in FIG. The secondary pulley pressure drop corresponding to the initial value of the torque that can be shared by the movable teeth 17 by the spring means 19 at the beginning of manufacture from the chain link clamping pressure that prevents the endless chain link 13 from slipping against the secondary pulley 12 only by clamping pressure) Decrease by the amount ΔPsL.

そして、かかるセカンダリプーリ圧Ps（無終端チェーンリンク13の挟圧力）の低下時におけるスリップ率偏差ΔS（実質的には実スリップ率S）を求める。このスリップ率偏差ΔS（実スリップ率S）が図9のA2点におけるごとく、許容上限スリップ率偏差ΔSmax＝5％以下である場合は、セカンダリプーリ圧Ps（無終端チェーンリンク13の挟圧力）が、可動歯17の分担可能トルクとの共働により丁度、スリップ率偏差ΔS（実スリップ率S）を図9のA2点における値から同図にA3点におけるごとく0となすような値PsHになるよう、スリップ率偏差ΔS（実スリップ率S）を、図9のA1点における油圧値PsL（チェーンリンク挟圧力のみで無終端チェーンリンク13がセカンダリプーリ12に対しスリップしないようにし得るチェーンリンク挟圧力）よりも同図にΔPsHだけ低い値PsHへと補正する。 Then, the slip ratio deviation ΔS (substantially the actual slip ratio S) when the secondary pulley pressure Ps (clamping pressure of the endless chain link 13) decreases is obtained. When this slip ratio deviation ΔS (actual slip ratio S) is the allowable upper limit slip ratio deviation ΔSmax = 5% or less as shown at point A2 in FIG. 9, the secondary pulley pressure Ps (the clamping pressure of the endless chain link 13) is The slip ratio deviation ΔS (actual slip ratio S) is just a value PsH that becomes 0 from the value at the point A2 in FIG. 9 to the point A3 in the same figure by cooperating with the shareable torque of the movable tooth 17. The slip rate deviation ΔS (actual slip rate S) is the oil pressure value PsL at point A1 in FIG. 9 (the chain link clamping pressure that can prevent the endless chain link 13 from slipping against the secondary pulley 12 only by the chain link clamping pressure) ) Is corrected to a value PsH lower by ΔPsH than in FIG.

一方、上記したセカンダリプーリ圧Ps（無終端チェーンリンク13の挟圧力）の低下時におけるスリップ率偏差ΔS（実スリップ率S）が図9のA4点におけるごとく、許容上限スリップ率偏差ΔSmax＝5％を超える場合は、上記セカンダリプーリ圧Ps（無終端チェーンリンク13の挟圧力）の低下補正時に無終端チェーンリンク13がセカンダリプーリ12に対し凝着するなど、故障の原因となる。
そこでこのような場合は、セカンダリプーリ圧Ps（無終端チェーンリンク13の挟圧力）の上記した低下補正を行わず、セカンダリプーリ圧Ps（無終端チェーンリンク13の挟圧力）を直ちに図9のA4点から破線矢印で示すように低下前のA1点におけるPsLへと戻す。 On the other hand, the slip ratio deviation ΔS (actual slip ratio S) when the secondary pulley pressure Ps (clamping pressure of the endless chain link 13) is reduced is the allowable upper limit slip ratio deviation ΔSmax = 5% as shown at point A4 in FIG. Exceeding the value may cause a failure such as the endless chain link 13 sticking to the secondary pulley 12 when the secondary pulley pressure Ps (clamping pressure of the endless chain link 13) is corrected.
In such a case, the secondary pulley pressure Ps (clamping pressure of the endless chain link 13) is not corrected as described above, and the secondary pulley pressure Ps (clamping pressure of the endless chain link 13) is immediately set to A4 in FIG. Return to PsL at point A1 before the drop as indicated by the dashed arrow.

図9につき上述した原理に基づき本実施例においては、最ハイ変速比でのセカンダリプーリ12による無終端チェーンリンク13の挟圧力（チェーンリンク挟圧力）を、図8に示す制御プログラムの実行により以下のごとくに制御する。
図8のステップＳ11においては、セカンダリプーリ圧Ps（チェーンリンク挟圧力）を、最ハイ変速比以外で行っていたと同様の要領により決定された図9のA1点における油圧値PsL（チェーンリンク挟圧力のみで無終端チェーンリンク13がセカンダリプーリ12に対しスリップしないようにし得るチェーンリンク挟圧力）から、製造当初のバネ手段19による可動歯17の分担可能トルク初期値に相当するセカンダリプーリ圧低下量ΔPsL(第2所定量)だけ低下させる。なお、本実施例において、ステップＳ11をチェーンリンク挟圧力低下手段とする。 Based on the principle described above with reference to FIG. 9, in this embodiment, the clamping pressure of the endless chain link 13 (chain link clamping pressure) by the secondary pulley 12 at the highest gear ratio is reduced by executing the control program shown in FIG. Control like this.
In step S11 of FIG. 8, the secondary pulley pressure Ps (chain link clamping pressure) is determined by the same procedure as that performed except for the highest gear ratio, and the hydraulic pressure value PsL (chain link clamping pressure) at point A1 in FIG. The secondary pulley pressure reduction amount ΔPsL corresponding to the initial torque value that can be shared by the movable teeth 17 by the spring means 19 at the time of manufacture from the chain link clamping pressure that can prevent the endless chain link 13 from slipping against the secondary pulley 12 alone Decrease by (second predetermined amount). In this embodiment, step S11 is a chain link clamping pressure reducing means.

次のステップＳ12においては、上記ステップＳ11で行ったセカンダリプーリ圧Psの低下（Ps＝PsL−ΔPsL）に伴う無終端チェーンリンク13のセカンダリプーリ12に対するスリップ率Sを前記(2)式の演算により求める。なお、本実施例において、ステップＳ12をチェーンリンクスリップ量検出手段とする。 In the next step S12, the slip ratio S with respect to the secondary pulley 12 of the endless chain link 13 due to the decrease in the secondary pulley pressure Ps (Ps = PsL−ΔPsL) performed in the above step S11 is calculated by the above equation (2). Ask. In this embodiment, step S12 is a chain link slip amount detecting means.

ステップＳ13においては、ステップＳ12で求めた実スリップ率Sと、製造当初における最ハイ変速比でのセカンダリプーリ12に対する無終端チェーンリンク13の初期スリップ率Soとの間におけるスリップ率偏差（絶対値）ΔS＝|S−So|を演算する。 In step S13, the slip ratio deviation (absolute value) between the actual slip ratio S obtained in step S12 and the initial slip ratio So of the endless chain link 13 with respect to the secondary pulley 12 at the highest gear ratio at the time of manufacture. ΔS = | S−So | is calculated.

ステップＳ14においては、上記のスリップ率偏差ΔSが図9のA2点に例示するごとく許容上限値ΔSmax以下であるか否かをチェックし、ΔS≦ΔSmaxであればステップＳ15において、図10のマップを基にスリップ率偏差ΔSからセカンダリプーリ圧補正量（チェーンリンク挟圧力補正量）ΔPsHを検索する。
このセカンダリプーリ圧補正量（チェーンリンク挟圧力補正量）ΔPsHは、図9のA1点における油圧値PsL（チェーンリンク挟圧力のみで無終端チェーンリンク13がセカンダリプーリ12に対しスリップしないようにし得るチェーンリンク挟圧力）からのセカンダリプーリ圧低下補正量である。
なお、当該補正後のセカンダリプーリ圧Ps＝PsH＝PsL−ΔPsHが可動歯17の分担可能トルクとの共働により丁度、スリップ率偏差ΔS（実スリップ率S）を図9のA2点における値から同図にA3点におけるごとく0となすためのセカンダリプーリ圧補正量として予め実験などにより求めておく。 In step S14, it is checked whether or not the slip ratio deviation ΔS is equal to or smaller than the allowable upper limit value ΔSmax as exemplified in point A2 in FIG. 9. If ΔS ≦ ΔSmax, the map in FIG. Based on the slip ratio deviation ΔS, the secondary pulley pressure correction amount (chain link clamping pressure correction amount) ΔPsH is retrieved.
This secondary pulley pressure correction amount (chain link clamping pressure correction amount) ΔPsH is the oil pressure value PsL at point A1 in FIG. 9 (a chain that can prevent the endless chain link 13 from slipping against the secondary pulley 12 only with the chain link clamping pressure) This is the secondary pulley pressure decrease correction amount from the (link clamping pressure).
Note that the secondary pulley pressure after correction Ps = PsH = PsL−ΔPsH is just combined with the torque that can be shared by the movable teeth 17, and the slip ratio deviation ΔS (actual slip ratio S) is calculated from the value at point A2 in FIG. In the same figure, the secondary pulley pressure correction amount for obtaining 0 at point A3 is obtained in advance by experiments or the like.

次のステップＳ16においては、セカンダリプーリ圧Psを、図9のA1点における油圧値PsLから上記のΔPsHだけ低下補正して、Ps＝PsH＝PsL−ΔPsを求め、当該補正後のセカンダリプーリ圧Psを、最ハイ変速比でのセカンダリプーリ12における無終端チェーンリンク13の挟圧力制御に資する。なお、本実施例において、ステップＳ16をチェーンリンク挟圧力補正手段とする。 In the next step S16, the secondary pulley pressure Ps is corrected to decrease by the above ΔPsH from the oil pressure value PsL at the point A1 in FIG. 9 to obtain Ps = PsH = PsL−ΔPs, and the corrected secondary pulley pressure Ps This contributes to the clamping pressure control of the endless chain link 13 in the secondary pulley 12 at the highest gear ratio. In this embodiment, step S16 is the chain link clamping pressure correcting means.

ステップＳ14でスリップ率偏差ΔSが図9のA4点に例示するごとく許容上限値ΔSmaxよりも大きいと判別する場合は、ステップＳ17においてセカンダリプーリ圧Ps（チェーンリンク挟圧力）を直ちに図9のA4点から破線矢印で示すように低下前のA1点におけるPsLへと戻し、そのまま制御を終了することによりステップＳ16における上記したセカンダリプーリ圧Ps（チェーンリンク挟圧力）の低下補正を行わないこととする。 When it is determined in step S14 that the slip ratio deviation ΔS is larger than the allowable upper limit value ΔSmax as illustrated in point A4 in FIG. 9, the secondary pulley pressure Ps (chain link clamping pressure) is immediately determined in step S17 as point A4 in FIG. As shown by the broken line arrow, it returns to PsL at the point A1 before the decrease, and the control is terminated as it is, so that the decrease correction of the secondary pulley pressure Ps (chain link clamping pressure) in step S16 is not performed.

＜実施例の効果＞
上記した最ハイ変速比でのセカンダリプーリ12における無終端チェーンリンク13の挟圧力制御によれば、ΔS≦ΔSmaxであることを条件に（ステップＳ14）、セカンダリプーリ圧Psを、図9のA1点における油圧値PsLから上記のΔPsH(第1所定量)だけ低下補正して得られるセカンダリプーリ圧Ps＝PsH＝PsL−ΔPsによるプーリ推力で無終端チェーンリンク13をプーリ軸線方向に挟圧するため（ステップＳ15およびステップＳ16）、無終端チェーンリンク13の挟圧力を、経時劣化するバネ手段19のバネ力で決まる可動歯17の分担可能トルクとの共働により無終端チェーンリンク13がセカンダリプーリ12に対しスリップしないような大きさに決定し得ることとなる。 <Effect of Example>
According to the clamping pressure control of the endless chain link 13 in the secondary pulley 12 at the highest gear ratio as described above, on the condition that ΔS ≦ ΔSmax (step S14), the secondary pulley pressure Ps is set to the point A1 in FIG. In order to pinch the endless chain link 13 in the pulley axial direction with the pulley thrust by the secondary pulley pressure Ps = PsH = PsL−ΔPs obtained by correcting the decrease by the above ΔPsH (first predetermined amount) from the hydraulic pressure value PsL at (step) In step S15 and step S16), the endless chain link 13 is coupled to the secondary pulley 12 by cooperating the pinching pressure of the endless chain link 13 with the shareable torque of the movable tooth 17 determined by the spring force of the spring means 19 that deteriorates over time. The size can be determined so as not to slip.

よって、無終端チェーンリンク13の挟圧力が要求に対して過大になるのを防止することができ、挟圧力発生エネルギー（通常はポンプ駆動エネルギー）の浪費により燃費が悪化するという問題を解消することができる。 Therefore, it is possible to prevent the pinching pressure of the endless chain link 13 from becoming excessive with respect to the demand, and to solve the problem that fuel consumption deteriorates due to waste of pinching pressure generation energy (usually pump drive energy). Can do.

また本実施例では、ΔS>ΔSmaxであると判別する場合（ステップＳ14）、セカンダリプーリ圧Ps（チェーンリンク挟圧力）を直ちに図9のA4点から破線矢印で示すように低下前のA1点におけるPsLへと戻し（ステップＳ17）、ステップＳ16におけるセカンダリプーリ圧Ps（チェーンリンク挟圧力）の低下補正を行わないため、ΔS>ΔSmaxであるのにセカンダリプーリ圧Ps（チェーンリンク挟圧力）の低下補正を行ったことで、無終端チェーンリンク13がセカンダリプーリ12に対し凝着するなどの故障を回避することができる。 Further, in this embodiment, when it is determined that ΔS> ΔSmax is satisfied (step S14), the secondary pulley pressure Ps (chain link clamping pressure) is immediately increased from the point A4 in FIG. Returning to PsL (step S17), since the correction for lowering the secondary pulley pressure Ps (chain link clamping pressure) in step S16 is not performed, the correction for lowering the secondary pulley pressure Ps (chain link clamping pressure) even though ΔS> ΔSmax. By performing the above, it is possible to avoid a failure such as the endless chain link 13 sticking to the secondary pulley 12.

なお、本実施例では、トルクおよび回転数の入力条件が変動変動する度に演算を実施したが、最初に無終端チェーンリンク13が可動歯17と噛み合ってロックアップ状態に入る時だけ、無終端チェーンリンク13に係わる張力マップの確からしさをキャリブレーションしてもよい。これにより、刻一刻と変化する無終端チェーンリンク13の張力を変化の都度求めることない。よって、無終端チェーンリンク13が可動歯17と噛み合った伝動効率の良いロックアップ状態を持続できるため、入力条件が変動する度に無終端チェーンリンク13をセカンダリプーリ12に対し一次的にスリップさせることないので、燃費が更に向上する。また、セカンダリプーリ圧Psの前記補正量ΔPsHを図11に例示するごとくに決定することもできる。 In this embodiment, the calculation is performed every time the input conditions of torque and rotational speed fluctuate, but only when the endless chain link 13 first meshes with the movable tooth 17 to enter the lockup state, the endless The probability of the tension map related to the chain link 13 may be calibrated. Thus, the tension of the endless chain link 13 that changes every moment is not obtained every time the change occurs. Therefore, since the endless chain link 13 meshes with the movable teeth 17 and can maintain a lockup state with good transmission efficiency, the endless chain link 13 is caused to slip primarily with respect to the secondary pulley 12 whenever the input condition changes. Since there is no fuel consumption, the fuel efficiency is further improved. Further, the correction amount ΔPsH of the secondary pulley pressure Ps can be determined as illustrated in FIG.

図11につき更に付言するに、セカンダリプーリ圧補正量ΔPsHに係わる油圧マップIIにおいて、無終端チェーンリンク13からセカンダリプーリ12への入力トルクおよび入力回転数の組み合わせ（無終端チェーンリンク13からセカンダリプーリ12への入力）のうち、特定の入力に関したセカンダリプーリ圧補正量ΔPsHが特定できれば、他の入力（入力トルクおよび入力回転数の組み合わせ）に関したセカンダリプーリ圧補正量ΔPsHも特定できるように、入力（入力トルクおよび入力回転数の組み合わせ）間の関係を規定したマップを図11に示す油圧マップIIのように予め用意しておく。 Further referring to FIG. 11, in the hydraulic pressure map II related to the secondary pulley pressure correction amount ΔPsH, the combination of the input torque and the input rotation speed from the endless chain link 13 to the secondary pulley 12 (from the endless chain link 13 to the secondary pulley 12). Input), if the secondary pulley pressure correction amount ΔPsH related to a specific input can be specified, the secondary pulley pressure correction amount ΔPsH related to another input (combination of input torque and input rotation speed) can also be specified. A map that defines the relationship between (combination of input torque and input rotation speed) is prepared in advance as shown in a hydraulic pressure map II shown in FIG.

そして、図11のセカンダリプーリ圧初期値PsLに係わる油圧マップIより求めたセカンダリプーリ圧初期値PsLから、図11の油圧マップIIより上記のごとくに求めたセカンダリプーリ圧補正量ΔPsHを差し引いて、補正後セカンダリプーリ圧PsHを図11の油圧マップIIIのように求め、無終端チェーンリンク13の挟圧力制御に資する。 Then, from the secondary pulley pressure initial value PsL obtained from the oil pressure map I related to the secondary pulley pressure initial value PsL in FIG. 11, the secondary pulley pressure correction amount ΔPsH obtained as described above from the oil pressure map II in FIG. The corrected secondary pulley pressure PsH is obtained as shown in the oil pressure map III of FIG. 11 and contributes to the clamping pressure control of the endless chain link 13.

＜その他の実施例＞
なお上記した実施例では、最ハイ変速比で無終端チェーンリンク13とセカンダリプーリ12との間のスリップを防止するよう、セカンダリプーリ12の中心ボス部16に可動歯17を設置する場合につき説明したが、本発明の着想は、最ロー変速比で無終端チェーンリンク13とプライマリプーリ11との間のスリップを防止するよう、プライマリプーリ11の中心ボス部に可動歯を設置する場合も同様にして適用可能であり、この場合も前記した作用効果を同様に奏し得るのは言うまでもない。 <Other examples>
In the above-described embodiment, the case where the movable teeth 17 are installed on the central boss portion 16 of the secondary pulley 12 has been described so as to prevent the slip between the endless chain link 13 and the secondary pulley 12 at the highest gear ratio. However, the idea of the present invention is the same when the movable teeth are installed in the central boss portion of the primary pulley 11 so as to prevent the slip between the endless chain link 13 and the primary pulley 11 at the lowest gear ratio. Needless to say, in this case, the above-described effects can also be obtained.

10 無段変速伝動機構
11 プライマリプーリ
12 セカンダリプーリ
13 無終端チェーンリンク
14 リンク板
14a リンクピン挿通孔
14b 可動歯噛合溝
15 リンクピン
16 プーリ中心ボス部
17 可動歯
18 可動歯ガイド
19 バネ手段
21 U字状エレメント
22 連結エレメント 10 Continuously variable transmission mechanism
11 Primary pulley
12 Secondary pulley
13 Endless chain link
14 Link plate
14a Link pin insertion hole
14b Movable tooth engagement groove
15 Link pin
16 Pulley center boss
17 movable teeth
18 Movable tooth guide
19 Spring means
21 U-shaped element
22 Connecting elements

Claims

It consists of an endless chain link and a pulley around which this endless chain link is wound so that it can be continuously variable. It can be moved forward and backward in the radial direction by urging the pulley around the center boss of the pulley in the radial direction with a spring means. In the continuously variable transmission mechanism capable of meshing the movable tooth provided and the movable tooth meshing groove provided in the endless chain link,
A chain link that lowers the pinching force of the endless chain link by the pulley having the movable teeth from a state where the movable teeth and the movable tooth meshing grooves are engaged with each other by a second predetermined amount that is larger than the first predetermined amount. Nipping pressure reduction means, chain link slip amount detection means for detecting the slip amount of the endless chain link caused by the reduction of the clamping pressure of the endless chain link by the means, and the first predetermined amount based on the slip amount A chain link clamping pressure control device for a continuously variable transmission mechanism, comprising: a chain link clamping pressure correcting means for reducing and setting a narrow pressure.

2. The chain link clamping pressure control device for a continuously variable transmission mechanism according to claim 1, wherein the first predetermined amount decreases as the actual slip ratio obtained from the chain link slip amount increases.

3. The continuously variable chain link according to claim 1 or 2, wherein the chain link clamping pressure correcting means does not correct the chain link clamping pressure when an actual slip ratio obtained from the slip amount exceeds a set value. Chain link pinching pressure control device for transmission mechanism.

The chain link clamping pressure correcting means estimates and determines the correction amount of the chain link clamping pressure related to another input from the correction amount of the chain link clamping pressure related to the input from the endless chain link to the pulley, 4. The chain link clamping pressure control device for a continuously variable transmission mechanism according to any one of claims 1 to 3, wherein the chain link clamping pressure is corrected to decrease by the estimated correction amount.