JP2018062963A - 車両用無段変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】車両用ベルト式無段変速機において、可動シーブの油圧室に作動油を供給する油路を可動シーブに斜めに形成することによるコスト上昇を抑えることのできる無段変速機の構造を提供する。
【解決手段】
可動シーブ６６ｂ、７０ｂのスプライン歯８８ａとシャフト７８のスプライン歯７８ａの一部にスプライン歯７８ａの隙間を大きくした歯溝８８ｂと、固定シーブ６６ａ、７０ａのシャフト７８の軸方向もしくは周方向に延伸する油溝１０６、１０８を設け、それらを油路として用いることによって、可動シーブに斜めの油路を形成することが不要となり、コストの上昇を抑えることができる。また可動シーブ７０ｂの可動範囲外に油路を設ける場合と比較して無段変速機の小型化が容易となる。
【選択図】図６

Description

本発明は、車両用無段変速機に係り、特に可動シーブを軸方向に移動するための油圧室に作動油を供給する油路の構造に関するものである。

車両の変速機において、シャフトと一体に形成された固定シーブと、前記シャフトの軸方向に相対移動可能な前記可動シーブとから構成されるプライマリシーブと、前記プライマリシーブと同様の構造を持つセカンダリシーブと、前記プライマリシーブと前記セカンダリシーブとの間に巻き掛けられるベルトとを含んで構成される車両用無段変速機が良く知られている。油路の断面積が小さく圧損増加が大きい場合には、変速応答性能低下、油圧増加にともなう燃費の悪化が生じる虞があり、これを避けるため油路の断面積を確保する必要がある。特許文献１の車両用無段変速機においては、前記可動シーブを移動させる前記油圧室へ作動油を供給する油路が前記可動シーブの斜めに設けられている。

特開２００９−２８７７３６号公報

図７は、特許文献１に記載されている油圧室に作動油を供給する油路と類似の油路を持つ無段変速機のプライマリシーブ２００とセカンダリシーブ２０２とを示した断面図である。図１においてプライマリシーブ２００の可動シーブ２０４を移動するための油圧室２０８に作動油を供給する油路２１２は、可動シーブ２１４が軸方向に長くなるのを防ぐために斜めの孔で形成されている。斜めの孔であるため、他の孔加工と同時に加工するのが難しいとともに、バリが発生しやすいためバリ取りが必要となりコスト高となっている。また、セカンダリシーブ２０２の可動シーブ２０６を移動するための油圧室２１０に差動油を供給する油路２１４は、可動シーブ２０６の可動範囲外に設置されており、油路２１４によってシャフト２１６の軸方向の長さが増加し、ベルト式無段変速機の小型化に不都合が生じている。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、前記可動シーブへの斜めの孔の加工を廃止することで、斜めの加工によって生じるコストの上昇を抑制するとともに、前記可動シーブの可動範囲外への油孔の設置を避けることで、前記シャフト長の軸長を増加することなく前記車両用無段変速機の小型化が容易となる構造を提供することにある。

第１の発明の要旨とするところは、（ａ）シャフトと一体に形成された固定シーブと、前記固定シーブに対向した状態でスプライン歯によって前記シャフトに軸方向の相対移動可能なスプライン嵌合された可動シーブと、前記シャフトに固定されたシリンダ部材および前記可動シーブの背面によって形成される油圧室とを、それぞれ有する一対の可変シーブを備えた車両用無段変速機であって、（ｂ）前記可動シーブと前記シャフトとにそれぞれに形成された前記スプライン歯の一方が他方よりも長く、前記一方のスプライン歯のうちの他方のスプライン歯とスプライン嵌合しない非スプライン嵌合部において前記一方のスプライン歯間の周方向の隙間であって前記油圧室に連通する歯溝を有し、（ｃ）前記シャフトの内部の軸方向に軸方向油路が形成されるとともに、前記軸方向油路と前記歯溝とを連通する径方向油路が前記シャフトに形成され、（ｄ）さらに前記シャフトの外周面において、前記径方向油路と連通するとともに前記可動シーブの移動位置に係わらず前記歯溝とも連通する位置に軸方向もしくは周方向に延伸する油溝を備え、（ｅ）前記軸方向油路、前記径方向油路、前記油溝および前記歯溝によって前記油圧室への作動油の供給油路が形成されていることを特徴とする。

このようにすれば、前記油溝と前記歯溝とで油路としての充分な断面積を確保することが可能となり、前記可動シーブに斜めの油孔を形成すること、および前記可動シーブの可動範囲外に油路を形成する必要とがなくなる。これにより、前記可動シーブに斜めの孔を加工する場合と比較して、斜めの孔の加工後のバリ取りによるコスト増加、および斜めであることによって他の孔と同時に加工することが難しいことによるコストの増加を抑制できる。また、前記可動シーブの可動範囲外に油路を形成する場合と比較して、前記シャフト長の軸長を増加することなく、前記可動シーブの軸方向寸法をより短くすることが可能となり、これによって車両用ベルト式無段変速機の小型化も容易となる。

本発明が適用された車両を構成するエンジンから駆動輪までの動力伝達経路の概略構成を説明する図である。 図１の車両における動力伝達装置の走行パターンの切り替わりを説明する図である。 図１および図２の実施例において、一対の固定シーブと可動シーブとを示した断面図である。 図３の鎖線部を拡大し、スプライン嵌合部と動シーブのボス端部とスプライン端部との詳細を示した断面図である。 図３の固定シーブのシャフトに形成されている径方向油路を含む位置におけるシャフトの断面図である。 本発明が適用された他の実施例である、一対の固定シーブと可動シーブとを示した断面図である。 可動シーブへの作動油の供給油路の従来の位置を説明する概略図である。

以下、本発明の一実施例を図面を参照して詳細に説明する。

図１は、本発明が適用される車両１０の概略構成を説明する図である。図１において、車両１０は、走行用の駆動源として機能するガソリンエンジンやディーゼルエンジン等のエンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間に設けられた動力伝達装置１６とを備えている。動力伝達装置１６は、非回転部材としてのハウジング１８内において、エンジン１２に連結された流体式伝動装置としてのトルクコンバータ２０、トルクコンバータ２０に連結された入力軸２２、入力軸２２に連結されたベルト式無段変速機２４（以降、無段変速機と呼ぶ）、同じく入力軸２２に連結された前後進切替装置２６、前後進切替装置２６を介して入力軸２２に連結されて無段変速機２４と並列に設けられたギヤ伝動部としてのギヤ伝動機構２８、無段変速機２４及びギヤ伝動機構２８の共通の出力回転部材である出力軸３０、カウンタ軸３２、出力軸３０及びカウンタ軸３２に各々相対回転不能に設けられて噛み合う一対のギヤから成る減速歯車装置３４、カウンタ軸３２に相対回転不能に設けられたギヤ３６に連結されたデフギヤ３８、デフギヤ３８に連結された１対の車軸４０等を備えている。このように構成された動力伝達装置１６において、エンジン１２の動力(特に区別しない場合にはトルクや力と同義)は、トルクコンバータ２０、無段変速機２４或いは前後進切替装置２６及びギヤ伝動機構２８、減速歯車装置３４、デフギヤ３８、及び車軸４０等を順次介して１対の駆動輪１４へ伝達される。また、エンジン１２の作動中は、エンジン１２の出力トルクは常時入力軸２２に入力される。

このように、動力伝達装置１６は、エンジン１２(ここではエンジン１２の動力が伝達される入力回転部材である入力軸２２も同意)と駆動輪１４(ここでは駆動輪１４へエンジン１２の動力を出力する出力回転部材である出力軸３０も同意)との間に並列に設けられた、第１変速部としてのギヤ伝動機構２８及び第２変速部としての無段変速機２４を備えている。よって、動力伝達装置１６は、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ伝動機構２８を介して駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第１動力伝達経路ＰＴ１と、エンジン１２の動力を入力軸２２から無段変速機２４を介して駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第２動力伝達経路ＰＴ２との複数の動力伝達経路ＰＴを、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に備えている。動力伝達装置１６は、車両１０の走行状態に応じてその第１動力伝達経路ＰＴ１とその第２動力伝達経路ＰＴ２とが切り替えられる。その為、動力伝達装置１６は、エンジン１２の動力を駆動輪１４側へ伝達する動力伝達経路ＰＴを、第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２とで選択的に切り替える複数の係合装置を備えている。この係合装置は、第１動力伝達経路ＰＴ１を断接する第１クラッチＣ１と、第２動力伝達経路ＰＴ２を断接する第２係合装置としての第２クラッチＣ２とを含んでいる。

トルクコンバータ２０は、入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に設けられており、エンジン１２に連結されたポンプ翼車２０ｐ、及び入力軸２２に連結されたタービン翼車２０ｔを備えている。ポンプ翼車２０ｐには、無段変速機２４を変速制御したり、前記複数の係合装置を作動したり、動力伝達装置１６の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ４２が連結されている。エンジン１２の作動中には、エンジン１２の出力トルクがトルクコンバータ２０を介して常時入力軸２２へ入力される。

前後進切替装置２６は、第１動力伝達経路ＰＴ１において入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心上に設けられており、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２６ｐ、第１クラッチＣ１、及び第１ブレーキＢ１を備えている。遊星歯車装置２６ｐは、入力要素としてのキャリヤ２６ｃと、出力要素としてのサンギヤ２６ｓと、反力要素としてのリングギヤ２６ｒとの３つの回転要素を有する差動機構である。キャリヤ２６ｃは入力軸２２に一体的に連結され、リングギヤ２６ｒは第１ブレーキＢ１を介してハウジング１８に選択的に連結され、サンギヤ２６ｓは入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に相対回転可能に設けられた小径ギヤ４４に連結されている。又、キャリヤ２６ｃとサンギヤ２６ｓとは、第１クラッチＣ１を介して選択的に連結される。よって、第１クラッチＣ１は、前進ギヤ走行のために前記３つの回転要素のうちの２つの回転要素を選択的に連結する係合装置であり、第１ブレーキＢ１は、後進進行のために前記反力要素としてのリングギヤ２６ｒをハウジング１８に選択的に連結する係合装置である。

ギヤ伝動機構２８は、小径ギヤ４４と、ギヤ機構カウンタ軸４６回りにそのギヤ機構カウンタ軸４６に対して同軸心に相対回転不能に設けられてその小径ギヤ４４と噛み合う大径ギヤ４８とを備えている。又、ギヤ伝動機構２８は、ギヤ機構カウンタ軸４６回りにそのギヤ機構カウンタ軸４６に対して同軸心に相対回転可能に設けられたアイドラギヤ５０と、出力軸３０回りにその出力軸３０に対して同軸心に相対回転不能に設けられてそのアイドラギヤ５０と噛み合う出力ギヤ５２とを備えている。出力ギヤ５２は、アイドラギヤ５０よりも大径である。従って、ギヤ伝動機構２８は、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路ＰＴにおいて、所定の変速比(変速段)としての１つの変速比(変速段)が形成されるギヤ伝動機構である。ギヤ機構カウンタ軸４６回りには、更に、大径ギヤ４８とアイドラギヤ５０との間に、これらの間を選択的に断接する噛合式クラッチＤ１が設けられている。噛合式クラッチＤ１は、動力伝達装置１６に備えられて、前後進切替装置２６(第１摩擦クラッチＣ１も同意)と出力軸３０との間の動力伝達経路に配設された(換言すれば第１クラッチＣ１よりも出力軸３０側に設けられた)、第１動力伝達経路ＰＴ１を断接する第３係合装置(換言すれば前記第１クラッチＣ１と共に係合されることで第１動力伝達経路ＰＴ１を形成する第３係合装置)として機能するものであり、前記複数の係合装置に含まれる。

具体的には、噛合式クラッチＤ１は、ギヤ機構カウンタ軸４６回りにそのギヤ機構カウンタ軸４６に対して同軸心に相対回転不能に設けられたクラッチハブ５４と、アイドラギヤ５０とクラッチハブ５４との間に配置されてそのアイドラギヤ５０に固設されたクラッチギヤ５６と、クラッチハブ５４に対してスプライン嵌合（係合）されることによりギヤ機構カウンタ軸４６の軸心回りの相対回転不能且つその軸心と平行な方向の相対移動可能に設けられた円筒状のスリーブ５８とを備えている。クラッチハブ５４と常に一体的に回転させられるスリーブ５８がクラッチギヤ５６側へ移動させられてそのクラッチギヤ５６と噛み合わされることで、アイドラギヤ５０とギヤ機構カウンタ軸４６とが接続される。更に、噛合式クラッチＤ１は、スリーブ５８とクラッチギヤ５６とを嵌合する際に回転を同期させる、同期機構としての公知のシンクロメッシュ機構Ｓ１を備えている。このように構成された噛合式クラッチＤ１では、フォークシャフト６０が油圧アクチュエータ６２によって作動させられることにより、フォークシャフト６０に固設されたシフトフォーク６４を介してスリーブ５８がギヤ機構カウンタ軸４６の軸心と平行な方向に摺動させられ、係合状態と解放状態とが切り替えられる。

第１動力伝達経路ＰＴ１は、噛合式クラッチＤ１と噛合式クラッチＤ１よりも入力軸２２側に設けられた第１クラッチＣ１(又は第１ブレーキＢ１)とが共に係合されることで形成される。動力伝達装置１６では、第１動力伝達経路ＰＴ１が形成されると、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ伝動機構２８を経由して出力軸３０へ伝達することができる動力伝達可能状態とされる。一方で、第１動力伝達経路ＰＴ１は、少なくとも第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１が共に解放されるか、或いは少なくとも噛合式クラッチＤ１が解放されると、動力伝達を遮断するニュートラル状態(動力伝達遮断状態)とされる。

無段変速機２４は、トルクコンバータ２０を介してエンジンと連結されて第２クラッチＣ２が解放されているエンジン１２の作動中には車両停止中でも、エンジン１２と共に回転する入力軸２２に設けられた有効径が可変のプライマリシーブ（プライマリプーリ）６６と、出力軸３０と同軸心の回転軸６８に設けられた有効径が可変のセカンダリシーブ（セカンダリプーリ）７０と、それら各シーブ６６，７０の間に巻き掛けられた伝動ベルト７２とを備え、各シーブ６６，７０と伝動ベルト７２との間の摩擦力(ベルト挟圧力)を介して動力伝達が行われる。プライマリシーブ６６では、プライマリシーブ６６へ供給するシーブ油圧(すなわち油圧シリンダ６６ｃへ供給されるプライマリ圧Ｐin)が図示されていない油圧制御回路によって調圧制御されることにより、固定シーブ６６ａ，可動シーブ６６ｂ間のＶ溝幅を変更するプライマリ推力Ｗin(＝プライマリ圧Ｐin×受圧面積)が付与される。又、セカンダリシーブ７０では、セカンダリシーブ７０へ供給するシーブ油圧(すなわちセカンダリ側油圧アクチュエータ７０ｃへ供給されるセカンダリ圧Ｐout)が前記油圧制御回路によって調圧制御されることにより、固定シーブ７０ａ，可動シーブ７０ｂ間のＶ溝幅を変更するセカンダリ推力Ｗout(＝セカンダリ圧Ｐout×受圧面積)が付与される。無段変速機２４では、プライマリ推力Ｗin(プライマリ圧Ｐin)及びセカンダリ推力Ｗout(セカンダリ圧Ｐout)が各々制御されることで、各シーブ６６，７０のＶ溝幅が変化して伝動ベルト７２の掛かり径(有効径)が変更され、変速比γcvt(＝プライマリシーブ回転速度Ｎpri／セカンダリシーブ回転速度Ｎsec)が変化させられると共に、伝動ベルト７２が滑りを生じないように各シーブ６６，７０と伝動ベルト７２との間の摩擦力が制御される。

出力軸３０は、回転軸６８回りにその回転軸６８に対して同軸心に相対回転可能に配置されている。第２クラッチＣ２は、無段変速機２４よりも駆動輪１４(ここでは出力軸３０も同意)側に設けられており(すなわちセカンダリシーブ７０と出力軸３０との間に設けられており)、セカンダリシーブ７０(回転軸６８)と出力軸３０との間を選択的に断接する。第２動力伝達経路ＰＴ２は、第２クラッチＣ２が係合されることで形成される。動力伝達装置１６では、第２動力伝達経路ＰＴ２が形成されると、エンジン１２の動力を入力軸２２から無段変速機２４を経由して出力軸３０へ伝達することができる動力伝達可能状態とされる。一方で、第２動力伝達経路ＰＴ２は、第２クラッチＣ２が解放されると、ニュートラル状態とされる。

図２は、動力伝達装置１６の各走行パターン(走行モード)毎の係合装置の係合表を用いて、その走行パターンの切り替わりを説明する為の図である。図１において、Ｃ１は第１クラッチＣ１の作動状態に対応し、Ｃ２は第２クラッチＣ２の作動状態に対応し、Ｂ１は第１ブレーキＢ１の作動状態に対応し、Ｄ１は噛合式クラッチＤ１の作動状態に対応し、「○」は係合(接続)を示し、「×」は解放(遮断)を示している。

図２において、ギヤ伝動機構２８を介してエンジン１２の動力が出力軸３０に伝達される走行モード(すなわちギヤ伝動機構２８を介した第１動力伝達経路ＰＴ１を用いる走行モード)であるギヤ走行モードでは、第１クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１が係合され且つ第２クラッチＣ２及び第１ブレーキＢ１が解放される。このギヤ走行モードでは前進走行が可能となる。尚、第１ブレーキＢ１及び噛合式クラッチＤ１が係合され且つ第２クラッチＣ２及び第１クラッチＣ１が解放されると、後進走行が可能となる。

又、無段変速機２４を介してエンジン１２の動力が出力軸３０に伝達される走行モード(すなわち無段変速機２４を介した第２動力伝達経路ＰＴ２を用いる走行モード)であるＣＶＴ走行モード(ベルト走行モードともいう)では、第２クラッチＣ２が係合され且つ第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１が解放される。このＣＶＴ走行モードでは前進走行が可能となる。このＣＶＴ走行モードのうちでＣＶＴ走行(中車速)モードでは噛合式クラッチＤ１が係合される一方で、ＣＶＴ走行(高車速)モードでは噛合式クラッチＤ１が解放される。噛合式クラッチＤ１は、駆動輪１４側からの入力を遮断する被駆動入力遮断クラッチとして機能する。

ギヤ走行モードは、例えば車両停止中を含む低車速領域において選択される。動力伝達装置１６では、ギヤ伝動機構２８を介した第１動力伝達経路ＰＴ１にて形成される変速比γgear(変速比ＥＬともいう)は、無段変速機２４を介した第２動力伝達経路ＰＴ２にて形成できる最大変速比(すなわち最低車速側の変速比である最ロー変速比)γmaxよりも大きな値(すなわちロー側の変速比)に設定されている。つまり、第２動力伝達経路ＰＴ２は、第１動力伝達経路ＰＴ１にて形成される変速比ＥＬよりも高車速側(ハイ側)の変速比γcvtが形成される。例えば変速比ＥＬは、動力伝達装置１６における第１速変速段の変速比γである第１速変速比γ１に相当し、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxは、動力伝達装置１６における第２速変速段の変速比γである第２速変速比γ２に相当する。その為、ギヤ走行モードとＣＶＴ走行モードとは、例えば有段変速機の変速マップにおける第１速変速段と第２速変速段とを切り替える為の変速線に従って切り替えられる。又、ＣＶＴ走行モードにおいては、例えばアクセル開度や車速などの走行状態に基づいて変速比γcvtが変化させられる変速が実行される。

図３は、図１の無段変速機２４のセカンダリシーブ７０の断面図である。なお、本実施例においてはセカンダリシーブ７０の固定シーブ７０ａと可動シーブ７０ｂとを用いて以下説明するが、特にセカンダリシーブ７０に限らず、プライマリシーブ６６の固定シーブ６６と可動シーブ６６ｂにおいても同様に構成され同様の効果が得られる。セカンダリシーブ７０は、軸受７４を介してハウジング１８に回転可能に支持されているシャフト７８に一体成形されている円盤状の固定シーブ７０ａと、その固定シーブ７０ａとの間にＶ字形状のシーブ溝８０を形成するように、シャフト７８に相対回転不能且つ軸方向の相対移動可能である可動シーブ７０ｂと、供給される油圧に応じて可動シーブ７０ｂを軸方向に移動させて、固定シーブ７０ａと可動シーブ７０ｂとを軸方向に接近または離間させることにより、シーブ溝８０の溝幅を変化させる油圧シリンダ７０ｃとを備えている。シャフト７８の外周端部と軸受け７４の内輪とはナット８４によって回転不能に固定され、軸受け７４の外輪はハウジング１８によって固定されている。可動シーブ７０ｂの内径には側面がインボリュート曲線をもつ溝すなわちスプライン歯８８ａが形成され、シャフト７８の外径に形成された側面がインボリュート曲線をもつ溝すなわちスプライン歯７８ａとでインボリュートスプライン嵌合（以降、スプライン嵌合とする）することで、可動シーブ７０ｂとシャフト７８とが相対回転不能かつ相対移動可能とされている。

固定シーブ７０ａは、シャフト７８の外周面から径方向に突き出す円盤状の部材である。この固定シーブ７０ａには、径方向に向かうに従って可動シーブ７０ｂから離間する方向に形成される円錐状のテーパ面８２が形成されている。可動シーブ７０ｂは、内周部がシャフト７８に対して軸方向の相対移動可能且つ第１軸心ＲＣ１まわりの相対回転不能にスプライン嵌合されているボス部８８と、そのボス部８８の軸方向において固定シーブ７０ａ側の端部から径方向に突き出す円盤部９０と、その円盤部９０の外周部から軸方向において固定シーブ７０ａから遠ざかる方向に第１軸心ＲＣ１と並行に伸びる外周筒部９２とから構成されている。円盤部９０には、径方向に向かうに従って固定シーブ７０ａから離間する方向に形成される円錐状のテーパ面９４が形成されている。

油圧シリンダ７０ｃは、可動シーブ７０ｂの軸方向においてテーパ面９４の背面側に配設されている有底円筒状のシリンダ部材９６を備えている。シリンダ部材９６は、第１軸心ＲＣ１方向への移動不能に固定されている。シリンダ部材９６は屈曲形状を有し、その外周端部は、可動シーブ７０ｂの外周筒部９２の内周面とオイルシールを介して接触しており、可動シーブ７０ｂの外周筒部９２の内周面とシリンダ部材９６の外周端部とがオイルシールを介して摺動可能に構成されている。これにより、シリンダ部材９６と可動シーブ７０ｂの背面との間に、油密な油圧室９８が形成される。セカンダリシーブ７０の可動シーブ７０ｂには、その円板部９０とシリンダ部材９６との間に、可動シーブ７０ｂを固定シーブ７０ａ側に付勢するコイルスプリング７６が設けられている。また、油圧室９８には、図示しない油圧制御回路からシャフト７８の内部に形成されている軸方向油路１０２、径方向油路１０４、下記する油溝１０６と歯溝８８ｂ、およびシリンダ部材空隙部１１０を経由して作動油が供給される。

図４は、図３において鎖線で示されたＡ部の拡大図であり、シャフト７８、可動シーブ７０ｂのボス部８８、コイルスプリング７６が示されている。第1軸心ＲＣ１の回転方向におけるボス部８８の内周面には、シャフト７８のスプライン歯７８ａとスプライン嵌合するためのスプライン歯８８ａがボス部８８の内周面の全面に形成されている。一方、第1軸心ＲＣ１の回転方向におけるシャフト７８の外周面に形成されているスプライン歯７８ａは、ボス部８８の外周面のスプライン歯８８ａと比較すると軸方向において短く、このためスプライン歯７８ａとスプライン歯８８ａとの嵌合時において、ボス部８８の外周面に形成されているスプライン歯８８ａは、スプライン歯７８ａと嵌合していない部分である非スプライン嵌合部１００を持っている。この非スプライン嵌合部１００の一部であり油路として使用される部分を歯溝８８ｂと呼ぶ。したがって、シャフト７８のスプライン歯７８ａは、径方向油路１０４からの作動油の供給に支障が生じない固定シーブ７０ａに近い位置に設けられる。また、径方向油路１０４と接続する油溝１０６は、シリンダ部材９６と接する位置まで形成されており、可動シーブ７０ｂのボス部８８が最もシリンダ部材９６に近づいた場合、すなわちシーブ溝８０が最大となった場合においても、油溝１０６と歯溝８８ｂとによって構成される油路によってシリンダ部材空隙部１１０と、その先の油圧室９８とに作動油が送られる。なお、図４に示された可動シーブ７０ｂが最もシリンダ部材９６から遠ざかる場合、すなわちシーブ溝８０が最小となった場合においては、径方向油路１０４は大きく開口されたシリンダ部材空隙部１１０と直接接続する油路を構成する。なお、シリンダ部材空隙部１１０は、ボス部８８の端部の全周に形成されており、例えば可動シーブ７０ｂのボス部８８が最もシリンダ部材９６に近づいた場合において、シリンダ部材空隙部１１０の第１軸心ＲＣ１方向における空隙が径方向油路１０４の直径と比較してかなり小さくとも油路の充分な断面積の確保は容易である。

図５は、図３および図４と直角を成し図３に示されている径方向油路１０４を含む位置における、シャフト７８の断面図である。シャフト７８の中央部分に第１軸心ＲＣ１方向と平行をなす軸方向油路１０２が形成され、この油路からシャフト７８の外周面に接続する径方向油路１０４が３箇所に形成されている。径方向油路１０４は、シャフト７８の外周面において、シャフト７８の軸方向に延伸して形成されている油溝１０６に接続されている。油溝１０６は、径方向油路１０４と接続し、シリンダ部材９６と接する位置まで形成されている。油溝１０６は、例えば径方向油路１０４と接続し、径方向油路１０４からシャフト７８のスプライン歯７８ａと近接する位置にまで達する溝としても良いし、さらに軸方向に延伸し円盤部９０とシャフト７８との間にある油溝１１２まで達する溝であっても良い。

本実施例によれば、シャフト７８と一体に形成された固定シーブ７０ａと、固定シーブ７０ａに対向した状態でスプライン歯８８ａによってシャフト７８に軸方向の相対移動可能且つ実質的には軸まわりの相対回転不能にスプライン嵌合された可動シーブ７０ｂと、シャフト７８に固定されたシリンダ部材９６および可動シーブ７０ｂの背面によって形成される油圧室９８とを有する一対の可変シーブ７０を備えた車両用無段変速機２４であって、可動シーブ７０ｂとシャフト７８とにそれぞれに形成されたスプライン歯７８ａ、８８ａの一方のスプライン歯８８ａが他方のスプライン歯７８ａよりも長く、スプライン歯８８ａのうちのスプライン歯７８ａとスプライン嵌合しない非スプライン嵌合部１００においてスプライン歯８８ａの歯間の周方向の隙間であって油圧室９８に連通する歯溝８８ｂを有し、シャフト７８の内部の軸方向に軸方向油路１０２が形成されるとともに、軸方向油路１０２と歯溝８８ｂとを連通する径方向油路１０４がシャフト７８に形成され、さらにシャフト７８の外周面において、径方向油路１０４と連通するとともに可動シーブ７０ｂの移動位置に係わらず歯溝８８ｂとも連通する位置に軸方向もしくは周方向に延伸する油溝１０６を備え、軸方向油路１０２、径方向油路１０４、油溝１０６および歯溝８８ｂによって油圧室９８への作動油の供給油路が形成される。このようにすれば、歯溝８８ｂおよび油溝１０６によって油路として充分な断面積を確保することが容易となり、油路の断面積が小さいことによって生じる変速応答性能低下、油圧増加にともなう燃費の悪化等を効果的に抑制することができる。また、可動シーブ７０ｂに斜めの孔を形成する必要がなくなり、前記斜めの孔の加工後のバリ取りによるコスト増加、および斜めであることで他の孔と同時に加工することが難しいことによるコスト増加も抑制することができる。また、可動シーブ７０ｂの可動範囲を避けて油路を形成する場合と比較して、シャフト７８の長さをより短くすることが可能となり、無段変速機の小型化も容易となる。

つぎに、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

図６において、シャフト７８は第１軸心ＲＣ１を回転中心とするその外周に環状油溝１０８を持っている。環状油溝１０８は、径方向油路１０４を含む位置すなわち径方向油路１０４と接続される位置に環状の溝として形成されており、固定シーブ側スプライン歯７８ａとシリンダ部材９６との間に位置している。従って環状油溝１０８は、可動シーブ７０ｂの位置に係わらず、常にボス部８８の歯溝８８ｂと重なっている。このため、軸方向油路１０２、径方向油路１０４、環状油溝１０８を介して供給される作動油は、さらに環状油溝１０８とその全周において接する歯溝８８ｂとシリンダ部材空隙部１１０とを経由して油圧室９８に供給される。なお、シリンダ部材空隙部１１０は、ボス部８８の端部の全周に形成されており、例えば可動シーブ７０ｂのボス部８８が最もシリンダ部材９６に近づいた場合において、シリンダ部材空隙部１１０の第１軸心ＲＣ１方向における空隙が径方向油路１０４の直径と比較してかなり小さくとも油路の充分な断面積の確保は容易である。このようにすれば、環状油溝１０８と歯溝８８ｂとによって油路として充分な断面積を確保することが可能となり、油路の断面積が小さいことによって生じる変速応答性能低下、油圧増加にともなう燃費の悪化等を効果的に抑制することができる。したがって可動シーブ７０ｂの可動範囲を避けて油路を形成する場合と比較して、シャフト７８の長さをより短くすることが可能となり、無段変速機の小型化も容易になる。また、シャフト７８の長さを短くするために可動シーブ７０ｂに斜めの孔を形成する必要もなくなり、前記斜めの孔の加工後のバリ取りによるコスト増加、および斜めであることで他の孔と同時に加工することが難しいことによるコスト増加も抑制することができる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

前述の実施例では、可動シーブ７０ｂのボス部８８がスプライン嵌合する部分すべてにスプライン歯８８ａを持つものとし、固定シーブ６６ａ側のシャフト７８のスプライン歯７８ａは、部分的なスプライン歯７８ａを持ち、これによって歯溝８８ｂを生じるものとした。すなわちシャフト７８のスプライン歯７８ａを可動シーブ７０ｂのスプライン歯８８ａより短いものとした。しかし、シャフト７８がスプライン嵌合する全ての部分にスプライン歯７８ａを形成するものとし、可動シーブ７０ｂのボス部８８は、部分的なスプライン歯８８ａを持ち、これによって歯溝８８ｂを生じるものとする、すなわちシャフト７８のスプライン歯７８ａを可動シーブ７０ｂのスプライン歯８８ａより長いものとしても、同様の効果が期待できる。

実施例１において、径方向油路１０４を３箇所形成するものとしたが、特に３箇所である必要はなく、充分な油路の断面積を持つのであれば、より少数の径方向油路を形成しても良い。また、より多数の油路を形成するものであっても良い。

また、前述の実施例において、シャフト７８はボス部８８のスプライン歯８８ａとのスプライン嵌合において、スプライン歯７８ａ以外にはスプライン歯を持たないことによってボス部８８のスプライン歯８８ａの歯溝８８を油路として用いるものとしたが、スプライン歯７８ａの高さを部分的に低減したスプライン歯を形成し、スプライン歯の高さを低減することで生じた空隙を油路として用いても良い。

前述の実施例の無段変速機２４は、伝動ベルト７２によって動力が伝達されるものであったが、必ずしも伝動ベルトに限定されず、例えばチェーンなど各シーブに巻き掛け可能な構成であれば特に限定されない。

さらに、前述の実施例では、固定シーブ６６ａは、シャフト７８と一体に形成されていたが、特に一体成型する必要はなく剛性が確保されるものであれば機械的な方法によって一体に形成するものであれば良い。

上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

２４：無段変速機
６６、７０：可変シーブ
６６ａ、７０ａ：固定シーブ
６６ｂ、７０ｂ：可動シーブ
７８：シャフト
７８ａ、８８ａ：スプライン歯
８８ｂ：歯溝
９６：シリンダ部材
９８：油圧室
１００：非スプライン嵌合部
１０２：軸方向油路
１０４：径方向油路
１０６：油溝
１０８：環状油溝（油溝）

Claims (1)

1. シャフトと一体に形成された固定シーブと、前記固定シーブに対向した状態でスプライン歯によって前記シャフトに軸方向の相対移動可能なスプライン嵌合された可動シーブと、前記シャフトに固定されたシリンダ部材および前記可動シーブの背面によって形成される油圧室とを、それぞれ有する一対の可変シーブを備えた車両用無段変速機であって、
   前記可動シーブと前記シャフトとにそれぞれに形成された前記スプライン歯の一方が他方よりも長く、前記一方のスプライン歯のうちの他方のスプライン歯とスプライン嵌合しない非スプライン嵌合部において前記一方のスプライン歯間の周方向の隙間であって前記油圧室に連通する歯溝を有し、
   前記シャフトの内部の軸方向に軸方向油路が形成されるとともに、前記軸方向油路と前記歯溝とを連通する径方向油路が前記シャフトに形成され、
   さらに前記シャフトの外周面において、前記径方向油路と連通するとともに前記可動シーブの移動位置に係わらず前記歯溝とも連通する位置に軸方向もしくは周方向に延伸する油溝を備え、
   前記軸方向油路、前記径方向油路、前記油溝および前記歯溝によって前記油圧室への作動油の供給油路が形成されている
   ことを特徴とする車両用無段変速機。
   

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