JP3613641B2 - Continuously variable transmission - Google Patents

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  • Transmission Devices (AREA)
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Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、それぞれ２個のシーブからなるプライマリプーリ及びセカンダリプーリにベルトを巻掛けてなるベルト式無段変速装置を用いた無段変速機に係り、特に自動車におけるトランスミッションとして用いて好適であり、詳しくは上記ベルト式無段変速装置とプラネタリギヤとを組合せてなる無段変速機におけるローモードとハイモードとの切換え時のベルト式無段変速装置の軸力制御に関する。
【０００２】
【従来の技術】
近時、燃料消費率の向上及び運転性能の向上等の要求により、自動車のトランスミッションとしてベルト式無段変速装置を組込んだ自動無段変速機が注目されている。
【０００３】
従来、例えば特開平６−３３１０００号公報に示すように、無段変速機構と、一定変速機構と、遊星歯車機構と、第１及び第２クラッチと、を備え、一定変速機構の出力側と遊星歯車機構のキャリヤとを常時連結し、第１クラッチを無段変速機構の出力側と遊星歯車機構のサンギヤとの間に配置することにより、第１クラッチに循環動力の一部のみが通過するようにした、車輌用無段変速機が案出されている。
【０００４】
該無段変速機は、第１クラッチ（またはワンウェイクラッチ）を係合することにより、一定変速機構の出力側及び無段変速機構の出力側が遊星歯車機構のキャリヤ及びサンギヤに伝達され、これらが合成されてインターナル（リング）ギヤが出力され、この際無段変速機構は、動力（トルク）循環により、その変速比が小（アンダドライブ）状態から大（オーバドライブ）状態に変化させると、変速機全体の変速比が大状態から小状態に変化する。
【０００５】
また、第１クラッチを解放すると共に第２クラッチを係合することにより、無段変速機構の出力側がそのまま変速機全体の出力として取出され、従って無段変速機構の変速比がそのまま変速機全体の変速比になる。
【０００６】
即ち、上記第１クラッチを係合したローモードにあっては、無段変速機構は、動力循環により、セカンダリ側からプライマリ側に動力が伝達され、また第２クラッチを係合したハイモードにあっては、無段変速機構は、プライマリ側からセカンダリ側に動力が伝達される。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
一般に、ベルト式無段変速装置は、駆動側及び従動側の両プーリにそれぞれ作用する軸力（ベルト挟圧力）を変化させることによりプーリ比を変化させ、変速している。そして、所定プーリ比に両プーリを設定して動力伝達するには、両プーリに作用する軸力の割合を所定値に設定する必要があるが、この場合、駆動側プーリの軸力を従動側プーリの軸力より大きくする必要がある。
【０００８】
しかし、上述した無段変速機は、トルク循環により、ベルト式無段変速装置の動力伝達方向がローモードとハイモードで変更されるにも拘らず、上記プーリの軸力に対しては考慮が払われておらず、ロー・ハイモード切換え時の変速制御が面倒になって、安定するまでに時間がかかり、応答遅れを生ずる虞れがある。
【０００９】
そこで、本発明は、ロー・ハイモード切換えに伴い、ベルト式無段変速装置の両プーリに作用する軸力を変更し、もって上述課題を解消した無段変速機を提供することを目的とするものである。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る本発明は、上記事情に鑑みなされたものであって、エンジン出力軸（２）に連動する入力軸（３）と、
車輪に連動する出力軸（５）と、
前記入力軸に連動する第１のプーリ（７）、第２のプーリ（９）、これら両プーリに巻掛けられたベルト（１０）及び前記第１及び第２のプーリのプーリ比を変更すべく前記両プーリに軸力を作用する軸力作動手段（３２）（３３）を有するベルト式無段変速装置（１１）と、
少なくとも第１、第２及び第３の回転要素（１９ｃ）（１９ｓ）（１９ｒ）を有し、前記第１の回転要素を前記入力軸（３）に、前記第２の回転要素を前記第２のプーリ（９）に、前記第３の回転要素を前記出力軸（５）にそれぞれ連動してなるプラネタリギヤ（１９）と、
前記入力軸（３）と前記第１の回転要素（例えばキャリヤ１９ｃ）との間に介在され、これらの間の動力伝達を係合又は解放する第１のクラッチ（ＣＬ）と、
前記プラネタリギヤ（１９）の第１、第２及び第３の回転要素のいずれか２個（例えばサンギヤ１９ｓとリングギヤ１９ｒ）の間に介在され、これら２個の回転要素を連結又は解放する第２のクラッチ（ＣＨ）と、
前記第１のクラッチを係合することにより比較的高いトルク比となるローモードと、前記第２のクラッチを係合することにより比較的低いトルク比となるハイモードとに切換えるローハイ切換え手段（６０，６０′，６０１）と、を備え、
前記ローモードとハイモードとの切換えにより、前記ベルト式無段変速装置（１１）の前記第１及び第２のプーリ間でのトルク伝達方向が変更されてなる、無段変速機において、
前記第１及び第２のプーリに作用する軸力がプーリ比に対応した差を生じるように、前記軸力作動手段を制御する制御手段（５４，５４′，５４１，５４２）と、
前記ローハイ切換え手段の切換えに伴い、前記制御手段による第１及び第２のプーリに作用する軸力の大小関係が逆転するように変更する変更手段（ｑ〜ｗ，７９，８０）と、
を備えてなることを特徴とする。
【００１１】
請求項２に係る発明にあっては、前記軸力作動手段は、前記第１のプーリ（７）に作用する第１の油圧サーボ（３２）と、前記第２のプーリ（９）に作用する第２の油圧サーボ（３３）とを有し、オイルポンプ（１７）に基づく油圧を前記第１及び第２の油圧サーボに供給することにより、前記第１及び第２のプーリに軸力を付与してなり、
前記変更手段は、前記第１の油圧サーボに作用する油圧と前記第２の油圧サーボに作用する油圧とを切換える切換え弁（ｑ〜ｗ，７９，８０）である。
【００１２】
請求項３に係る発明にあっては、例えば図４ないし図１３に示すように、前記ローハイ切換え手段は、前記オイルポンプ（７）に基づく油圧を前記第１のクラッチ及び第２のクラッチの各油圧サーボ（ＣＬ ）（ＣＨ ）に導く油路に介在し、かつこれら油圧サーボの供給及び解放を反転するローハイ切換え弁（６０，６０′）であり、また前記切換え弁（ｑ〜ｗ）は、前記ローハイ切換え弁と一体に構成されてなる。
【００１３】
請求項４に係る発明にあっては、例えば図１４及び図１５に示すように、前記ローハイ切換え手段は、前記オイルポンプ（１７）に基づく油圧を前記第１のクラッチ及び第２のクラッチの各油圧サーボ（ＣＬ ）（ＣＨ ）に導く油路に介在し、かつこれら油圧サーボの供給及び解放を反転するローハイ切換え弁（６０１ ）であり、また前記切換え弁（７９，８０）は、前記ローハイ切換え弁とは別体に構成され、かつ該ローハイ切換え弁の切換えにより発生する前記第１又は第２のクラッチ用油圧サーボへの油圧により切換えられてなる。
【００１４】
請求項５に係る発明にあっては、例えば図４ないし図８並びに図１４に示すように、前記第１及び第２の油圧サーボ（３２）（３３）は、それぞれ複数個の油圧室を有してなり、
前記切換え弁（ｑ〜ｗ）は、油圧を供給する前記油圧室を選択的に切換え、前記第１及び第２の油圧サーボの有効受圧面積を反転してなる。
【００１５】
請求項６に係る発明にあっては、前記第１及び第２の油圧サーボ（３２）（３３）は、少なくともそれぞれ第１の油圧室（４５）（４６）及び第２の油圧室（４７）（４９）を有し、かつ前記両油圧サーボの第１の油圧室（４５）（４６）が同一有効受圧面積からなり、
前記制御手段（５４，５４１ ）は、レギュレータバルブ（５６）と、レシオコントロールバルブ（５７）とを有し、前記レギュレータバルブからの油圧が常時前記両油圧サーボの第１の油圧室（４５）（４６）に供給されると共に、前記レシオコントロールバルブ（５７）による油圧が、前記両油圧サーボのいずれか一方の第２の油圧室（４７又は４９）に供給されてなり、
前記切換え弁（ｑ〜ｗ）は、前記レシオコントロールバルブ（５７）と第２の油圧室（４９又は４７）の連通を他方に反転してなる。
【００１６】
請求項７に係る発明にあっては、前記レギュレータバルブ（５６）及び前記レシオコントロールバルブ（５７）は、前記オイルポンプ（１７）と前記切換え弁（ｑ〜ｗ）との間に配置されてなる。
【００１７】
請求項８に係る発明にあっては、例えば図９ないし図１３及び図１５に示すように、前記制御手段（５４′，５４２ ）は、前記オイルポンプ（１７）に基づく油圧をそれぞれの油圧に調節する第１及び第２のレギュレータバルブ（５６）（５７）を有し、これら第１及び第２のレギュレータバルブのいずれか一方を前記第１及び第２の油圧サーボの一方に、また前記レギュレータバルブの他方を前記油圧サーボの他方にそれぞれ連通してなり、
前記切換え弁（ｑ〜ｔ）は、前記第１及び第２のレギュレータバルブと第１及び第２の油圧サーボとの連通を反転してなる。
【００１８】
請求項９に係る発明にあっては、前記第１及び第２のレギュレータバルブ（５６）（５７）は、前記オイルポンプ（１７）と前記切換え弁（５９）との間に配置されてなる。
【００１９】
請求項１０に係る発明にあっては、車輌のコースト状態が判断されることに基づき、高い油圧が作用している油圧サーボの油圧を、低い油圧が作用している油圧サーボの油圧より低くなるようにするリリーフバルブ（５８）を設けてなる。
請求項１１に係る発明にあっては、前記ベルト式無段変速装置（１１）のプーリ比を検出する検出手段（Ｓ３０，Ｓ４０）と、
該検出手段からの出力信号により、前記ローハイ切換え手段の切換えが必要か否かを判断する判断手段（Ｓ３１，Ｓ４１）と、を備えてなる。
【００２０】
請求項１２に係る発明にあっては、例えば図１及び図２４ないし図２６に示すように、前記第１のクラッチ（ＣＬ）が係合されている場合、前記入力軸（３）は、前記第１のプーリ（７）から伝達されるトルクの前記入力軸でのトルク方向と、前記第１の回転要素から伝達されるトルクの前記入力軸でのトルク方向とが、それぞれ互いに逆方向となるように前記第１のプーリと前記第１の回転要素とにそれぞれ連結してなる。
【００２１】
【作用】
前記構成に基づき、ローハイ切換え手段（６０，６０′，６０１ ）が、第１のクラッチ（ＣＬ ）を係合したロー（Ｌ）モードにある場合、入力軸（３）の回転は、ベルト式無段変速装置（１１）を介して適宜変速されてプラネタリギヤ（１９）の第２の回転要素（例えばサンギヤ１９ｓ）に伝達されると共に、第１のクラッチ（ＣＬ ）を介してプラネタリギヤ（１９）の第１の回転要素（例えばキャリヤ１９ｃ）に伝達され、これら両回転が、プラネタリギヤ（１９）にて合成されて、第３の回転要素（例えばリングギヤ１９ｒ）から出力軸（５）に取出される。
【００２２】
一方、ローハイ切換え手段が第２のクラッチ（ＣＨ ）を係合したハイ（Ｈ）モードにある場合、入力軸（３）の回転は、ベルト式無段変速装置（１１）及び第２のクラッチ（ＣＨ ）を介して直接出力軸（５）に伝達される。
【００２３】
そして、前記ローハイ切換え手段によるローモード及びハイモードにおいて、制御手段（５４，５４′，５４１ ，５４２ ）に基づき軸力作動手段（３２）（３３）を制御することにより、第１又は第２のプーリ（７）（９）の軸力が変更されて、ベルト式無段変速装置は所定プーリ比に変更される。
【００２４】
この際、前記ローハイ切換え手段の切換えにより、ベルト式無断変速装置（１１）のトルク伝達方向が切換わるが、該ローハイ切換え手段の切換えに伴って、変更手段（ｑ〜ｗ，７９，８０）が、前記切換えられたベルト式無段変速装置のトルク伝達方向に合致するように、前記第１及び第２のプーリ（７）（９）に作用する軸力の大小関係を逆転する。
【００２５】
なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照するためのものであるが、何等本発明の構成を限定するものではない。
【００２６】
【発明の効果】
請求項１に係る本発明によると、ローハイ切換え手段の切換えに伴い、変更手段が両プーリに作用する軸力の大小関係を逆転するので、ローモード及びハイモードの切換えに基づきトルク伝達方向が逆転されたベルト式無段変速装置の両プーリの軸力関係に合致することができ、ローモード及びハイモードを確実にかつ素早く達成することができる。
【００２７】
請求項２に係る本発明によると、第１及び第２の油圧サーボに作用する油圧を切換え弁にて反転するので、両油圧サーボの油圧をそれぞれ個別に制御する必要がなく、切換え弁による油路の切換えにより、簡単かつ確実にローモード及びハイモードの切換えを行うことができる。
【００２８】
請求項３に係る本発明によると、切換え弁が、ローハイ切換え弁と一体に構成されるので、該切換え弁の作動により、両プーリに作用する軸力の反転と、第１及び第２のクラッチのつかみ換えとを同時にかつ一体的に行なうことができ、例えば軸力の大小関係がローモード状態でクラッチがハイモードとなるような誤作動を防止して、ローモード及びハイモードを確実に達成することができる。
【００２９】
請求項４に係る本発明によると、第１及び第２のクラッチを切換えるローハイ切換え弁と別体に両プーリの軸力を反転する切換え弁を構成したので、上記各ローハイ切換え弁及び切換え弁の機能を単一化して構造を簡単化できると共に、第１又は第２のクラッチ用油圧サーボに供給される油圧により、ローハイ切換え弁に連動して切換え弁を切換えるので、誤作動を防止してローモード及びハイモードを確実に達成することができる。
【００３０】
請求項５に係る本発明によると、第１及び第２の両油圧サーボがそれぞれ複数の油圧室を有しているので、両油圧サーボに作用する調圧を制御しなくとも、油圧室への油圧供給を切換えることにより両油圧サーボの有効受圧面積を反転して、容易かつ確実に両プーリに作用する軸力の反転を行うことができる。
【００３１】
請求項６に係る本発明によると、両油圧サーボの第１の油圧室には常時油圧を供給し、両油圧サーボのいずれか一方の第２の油圧室への油圧供給を切換えることにより、ローモード及びハイモード切換えに伴う両プーリの軸力の反転を容易かつ確実に行うことができる。
【００３２】
請求項７に係る本発明によると、レギュレータバルブ及びレシオコントロールバルブを切換え弁の後流側に配置する場合、バルブの本数を増加するか又は１本のバルブの機能を増加する必要があるが、レギュレータバルブ及びレシオコントロールバルブを、オイルポンプと切換え弁との間に配置することにより、上述必要がなくなり簡単に構成することができる。
【００３３】
請求項８に係る本発明によると、２個のレギュレータバルブがそれぞれ異なる油圧を調圧して、ローモード及びハイモードでこれら両調圧の供給を両油圧サーボで切換えることにより、両プーリの軸力を反転して、確実かつ容易にローモード及びハイモードによる両プーリの軸力を切換えることができる。
【００３４】
請求項９に係る本発明によると、請求項７と同様に、バルブの本数及び機能の増加を必要とせず、簡単な構成とすることができる。
【００３５】
請求項１０に係る本発明によると、リリーフバルブにより、高い油圧が作用している油圧サーボの油圧を低くするので、伝達トルク方向が逆転するコースト状態においても、そのトルク伝達方向に合致するようにプーリに作用する軸力が変更され、確実にコースト状態を保持することができる。
【００３６】
請求項１１に係る本発明によると、判断手段が、プーリ比を検出する検出手段からの信号に基づき、ローモードとハイモードの切換え時期を自動的にかつ正確に判断することができ、プーリ比に応じて、自動的にかつ確実にローモード及びハイモードに切換えると共に両プーリに作用する軸力を反転することができる。請求項１２に係る本発明によると、プラネタリギヤによるトルク循環が確実に行なわれる。
【００３７】
【実施例】
以下、図面に沿って、本発明の実施例について説明する。
【００３８】
まず、本発明に係る無段変速機の動力伝達機構について、図１（ａ） に沿って説明する。車載用自動無段変速機１は、エンジンクランクシャフト２に整列する第１軸３、第２軸５及び前車軸に整列する第３軸６（ａ，ｂ）を有しており、第１軸３にはプライマリ（第１の）プーリ７が支持され、また第２軸５にはセカンダリ（第２の）プーリ９が支持されており、これら両プーリ７，９にベルト１０が巻掛けられて、ベルト式無段変速装置１１を構成している。
【００３９】
更に、第１軸３は、ダンパ１２を介してエンジンクランクシャフト２に連結して入力軸を構成しており、該入力軸３にはロークラッチＣＬ の入力側部材１３が固定されていると共にその出力側部材１５が回転自在に支持されており、かつ該出力側部材１５には動力伝達手段を構成するプライマリ側スプロケット１６が一体に連結されている。また、該入力軸３には、前記プライマリプーリ７の固定シーブ７ａが固定されていると共に、その先端にオイルポンプ１７が連結されており、前記固定シーブ７ａには可動シーブ７ｂが軸方向に移動可能に支持されている。
【００４０】
第２軸５にはセカンダリプーリ９が回転自在に支持されており、該セカンダリプーリ９は固定シーブ９ａ、該固定シーブに軸方向移動自在に支持されている可動シーブ９ｂ及び固定シーブと一体に連結されているセカンダリシャフト９ｃとを有している。更に、前記第２軸５とセカンダリシャフト９ｃとの間にハイクラッチＣＨ が介設されており、また該第２軸５にはプラネタリギヤ１９が配設されていると共にセカンダリ側スプロケット２０が回転自在に支持されている。そして、該第２軸５はその一端に出力ギヤ２１が固定されて出力軸を構成している。
【００４１】
前記プラネタリギヤ１９は、サンギヤ１９ｓ、リングギヤ１９ｒ及びこれら両ギヤに噛合している各１個のピニオン１９ｐを回転自在に支持しているキャリヤ１９ｃを有するシングルピニオンプラネタリギヤからなる。そして、前記サンギヤ１９ｓがセカンダリシャフト９ｃに連結されて第２の回転要素を構成し、前記リングギヤ１９ｒが出力軸５に連結されて第３の回転要素を構成し、前記キャリヤ１９ｃがセカンダリ側スプロケット２０に連結されて第１の回転要素を構成している。また、プライマリ側及びセカンダリ側スプロケット１６，２０にはサイレントチェーン、ローラチェーン又はタイミングベルト等の巻掛け体２２が巻掛けられている。
【００４２】
また、前記出力軸５に固定されているギヤ２１は減速ギヤユニット２３の大ギヤ２３ａに噛合しており、該ユニットの小ギヤ２３ｂはディファレンシャル装置２５のリングギヤ２４に噛合しており、該ディファレンシャル装置２５は第３軸を構成する左右のアクスル軸６ａ，６ｂにそれぞれ差動回転を出力する。
【００４３】
ついで、上記無段変速機１の動力伝達機構に基づく作用について、図１（ａ） ，（ｂ） 、図２、図３に沿って説明する。エンジンクランクシャフト２の回転は、ダンパ１２を介して入力軸３に伝達される。ロークラッチＣＬ が接続してハイクラッチＣＨ が切断されているローモードにあっては、前記入力軸３の回転は、プライマリプーリ７に伝達されると共に、プライマリ側スプロケット１６、巻掛け体２２及びセカンダリ側スプロケット２０からなる動力伝達装置２６を介してプラネタリギヤ１９のキャリヤ１９ｃに伝達される。一方、前記プライマリプーリ７の回転は、後述する油圧サーボ等の軸力作動手段によりプライマリ及びセカンダリプーリのプーリ比が適宜調節されることにより無段に変速されてセカンダリプーリ９に伝達され、更に該プーリ９の変速回転がプラネタリギヤ１９のサンギヤ１９ｓに伝達される。
【００４４】
プラネタリギヤ１９において、図１（ｂ） の速度線図に示すように、動力伝達装置２６を介して定速回転が伝達されるキャリヤ１９ｃが反力要素となって、ベルト式無段変速装置（ＣＶＴ）１１からの無段変速回転がサンギヤ１９ｓに伝達され、これらキャリヤとサンギヤの回転が合成されてリングギヤ１９ｒを介して出力軸５に伝達される。この際、出力軸５には反力支持要素以外の回転要素であるリングギヤ１９ｒが連結されているため、前記プラネタリギヤ１９はトルク循環を生じると共に、サンギヤ１９ｓとキャリヤ１９ｃとが同方向に回転するため、出力軸５は零回転を挟んで正転（Ｌｏ）及び逆転（Ｒｅｖ）方向に回転する。即ち、前記トルク循環に基づき、出力軸５の正転（前進）方向回転状態では、ベルト式無段変速装置１１はセカンダリプーリ９からプライマリプーリ７へトルクが伝達され、出力軸の逆転（後進）方向回転状態では、プライマリプーリ７からセカンダリプーリ９へトルクが伝達される。
【００４５】
そして、ロークラッチＣＬ が切断されかつハイクラッチＣＨ が接続されているハイモードにあっては、動力伝達装置２６を介してのプラネタリギヤ１９への伝達は断たれ、該プラネタリギヤ１９は、ハイクラッチＣＨ の係合により一体回転状態となる。従って、入力軸３の回転は、専らベルト式無段変速装置（ＣＶＴ）１１及びハイクラッチＣＨ を介して出力軸５に伝達される。即ち、ＣＶＴ１１は、プライマリプーリ７からセカンダリプーリ９に向けて動力伝達する。更に、出力軸５の回転は、出力ギヤ２１及び減速ギヤユニット２３を介してディファレンシャル装置２５に伝達され、左右のアクスル軸６ａ，６ｂを介して左右前輪に伝達される。
【００４６】
図１（ｂ） の速度線図、図２の出力トルク図、図３の出力回転数図にて示すように、ローモードにあっては、ベルト式無段変速装置（以下ＣＶＴという）１１が増速方向の限度（Ｏ／Ｄ端）にある場合（図１の線ａ位置）、サンギヤ１９ｓが最大回転することに基づき、一定回転数のキャリヤ１９ｃの回転に対してリングギヤ１９ｒを逆転し、逆回転（ＲＥＶ）を出力軸５に伝達する。そして、ＣＶＴ１１が減速（Ｕ／Ｄ）方向に変速することにより、逆回転の回転数が減少し、プラネタリギヤ１９及び動力伝達装置２６のギヤ比で定まる所定プーリ比において、出力軸５の回転数が零になるニュートラル位置（ＮＥＵ）になる。更に、ＣＶＴ１１が減速方向に変速することにより、リングギヤ１９ｒは正転方向に切換えられ、出力軸５には該正転回転即ち前進方向の回転が伝達される。この際、図２から明らかなように、上記ニュートラル位置ＮＥＵ近傍にあっては、出力軸５のトルクは無限大に発散する。
【００４７】
ついで、ＣＶＴ１１が減速方向（Ｕ／Ｄ）端になると、ハイクラッチＣＨ が接続してハイモードに切換えられる。該ハイモードにあっては、ＣＶＴ１１の出力回転がそのまま出力軸５に伝達されるため、図１（ｂ） の速度線図にあっては、ｂに示すように平行線となる。そして今度は、ＣＶＴ１１が増速（Ｏ／Ｄ）方向に変速されるに従って、出力軸５の回転も増速方向に変更され、その分伝達トルクは減少する。なお、図１（ｂ） におけるλは、サンギヤの歯数Ｚｓとリングギヤの歯数Ｚｒとの比（Ｚｓ／Ｚｒ）である。
【００４８】
ついで、本発明に係る無段変速機の油圧制御機構の実施例について説明する。
【００４９】
プライマリ及びセカンダリプーリ７，９は、図４に示すようにそれぞれ固定シーブ７ａ，９ａのボス部７ｃ，９ｃにボールスプライン３０，３１を介して可動シーブ７ｂ，９ｂが軸方向に移動自在に支持されており、これら可動シーブ７ｂ，９ｂの背面にはそれぞれプーリに軸力を作用する軸力作動手段を構成する油圧サーボ３２，３３が配置されている。両油圧サーボ３２，３３は、固定シーブボス部７ｃ，９ｃに固定されている仕切り部材３５，３６及びシリンダ部材３７，３９と、可動シーブ７ｂ，９ｂ背面に固定されているドラム部材４０，４１及び第２ピストン部材４２，４３とを有しており、仕切り部材３５，３６がドラム部材４０，４１に油密状に嵌合すると共に、第２ピストン部材４２，４３がシリンダ部材３７，３９及び仕切り部材３５，３６に油密状に嵌合して、それぞれ第１の油圧室４５，４６及び第２の油圧室４７，４９からなるダブルピストン構造となっている。
【００５０】
そして、前記油圧サーボ３２，３３における第１の油圧室４５，４６は、それぞれ可動シーブ７ｂ，９ｂの背面がピストン面を構成しかつ該ピストン面の有効受圧面積が、プライマリ側及びセカンダリ側にて等しくなっている。また、プライマリ側及びセカンダリ側固定シーブボス部７ｃ，９ｃにはそれぞれ第１の油圧室４５，４６、第２の油圧室４７，４９に連通する油路５０，５１，５２，５３が形成されており、またプライマリ側油圧サーボ３２の第１の油圧室４５にはプリロード用のスプリング５５が縮設されている。
【００５１】
また、本実施例の油圧制御機構（手段）５４は、図５に示すように、プライマリレギュレータバルブ５６、レシオコントロールバルブ５７、ダウンシフトリリーフバルブ５８、マニュアルバルブ（切換え弁、選択手段）５９及びローハイコントロールバルブ（ローハイ切換え手段）６０を有しており、オイルポンプ１７からの油圧が、適宜調圧されると共に切換えられ、前記油圧サーボ３２，３３の第１及び第２の油圧室４５，４６，４７，４９及びロークラッチ（用油圧サーボ）ＣＬ 、ハイクラッチ（用油圧サーボ）ＣＨ に供給される。
【００５２】
ついで、上記油圧制御機構５４の作用について、図４ないし図８に沿って説明する。
【００５３】
図８に示すように、Ｄレンジにおけるロー（Ｌ）モードの場合、プライマリ側油圧サーボ３２の第１の油圧室４５に所定油圧が供給されると共に、セカンダリ側油圧サーボ３３の第１の油圧室４６及び第２の油圧室４９の両方に所定油圧が作動し、かつロークラッチＣＬ は油圧が作用して接続する。即ち、該ローモードにあっては、マニュアルバルブ５９は、図５に示すＤレンジポジションに操作され、ポートｄとｅ，ｆとｇ，ｈとｉ，ｋとｌ を連通すると共にポートｊをドレーンポートＥｘに連通する。また、ローハイコントロールバルブ６０は、ロー位置（Ｌ）にあって、ポートｏとｐ，ｑとｒ、ｓとｔ，ｕとｖ，ｗとｘを連通すると共にポートｙがドレーンポートＥｘに連通するように切換え・保持されている。
【００５４】
従って、プライマリレギュレータバルブ５６の出力ポートｃからの油圧は、Ｄレンジポジションに位置するマニュアルバルブ５９（図５参照）におけるポートｄ及びｅ、更にローハイコントロールバルブ６０のポートｏ及びｐを介してロークラッチ油圧サーボＣＬ に供給されて、該クラッチＣＬ を係合し、またマニュアルバルブのポートｆ及びｇ、更にローハイコントロールバルブ６０のポートｑ及びｒを介してプライマリ油圧サーボ３２の第１油圧室４５に供給される。また、ダウンシフト操作でない状態にあっては、ダウンシフトリリーフバルブ５８はポートｍとｎとが連通するノーマル位置にあり、上記出力ポートｃからの油圧は、該ポートｍ，ｎ、マニュアルバルブ５９のポートｈ及びｉ、ローハイコントロールバルブ６０のポートｓ及びｔを介してセカンダリ油圧サーボ３３の第１油圧室４６に供給される。そして、上記出力ポートｃからの油圧は、目標プーリ比に対応した油圧になるように、レシオコントロールバルブ５７により適宜調圧され、該出力ポートｚからの油圧は、マニュアルバルブ５９のポートｋ及びｌ 、ローハイコントロールバルブ６０のポートｗ及びｘを介してセカンダリ油圧サーボ３３の第２油圧室４９に供給される。なおこの状態では、ハイクラッチ用油圧サーボＣＨ は、ローハイコントロールバルブ６０のポートｙからドレーンポートＥｘに連通されて解放状態にあり、またプライマリ油圧サーボ３２の第２油圧室４７は、ローハイコントロールバルブ６０のポートｕ及びｖ、そしてマニュアルバルブ５９のポートｊを介してドレーンポートＥｘに連通している。
【００５５】
これにより、ロークラッチＣＬ が接続すると共に、ＣＶＴ１１は、第１及び第２の油圧室４６，４９の両方に油圧が作用するセカンダリ側油圧サーボ３３による軸力が、第１の油圧室４５のみに油圧が作用するプライマリ側油圧サーボ３２による軸力より高くなり、セカンダリプーリ９からプライマリプーリ７へのトルク伝達に対応した両プーリ９，７の軸力状態で、前記レシオコントロールバルブ５７の開閉を適宜調整することにより、セカンダリ油圧サーボ３３の第２油圧室４９の油圧が調整されて、該油圧サーボ３３による軸力が適宜調節され、プーリ比（トルク比）が適宜変更される。この状態では、入力軸３からロークラッチＣＬ 及び動力伝達装置２６を介してプラネタリギヤ１９のキャリヤ１９ｃに伝達されるエンジントルクは、サンギヤ１９ｓを介して前記所定プーリ比によるＣＶＴ１１にて規制されつつ、リングギヤ１９ｒを介して出力軸５から取出される。
【００５６】
また、Ｄレンジのハイ（Ｈ）モードの場合、図８に示すように、所定油圧が、プライマリ側油圧サーボ３２の第１及び第２の油圧室４５，４７に供給されると共に、セカンダリ側油圧サーボ３３の第１の油圧室４６に供給され、かつハイクラッチ用油圧サーボＣＨ に供給される。即ち、該ハイモード（Ｈ）にあっては、図６に示すように、マニュアルバルブ５９は先のローモードと同じＤレンジポジションにあるが、ローハイコントロールバルブ６０は、ハイ位置（Ｈ）に切換えられ、ポートｏとｙ、ｑとｔ，ｓとｒ、ｘとｖ，ｗとｕがそれぞれ連通し、かつポートｐがドレーンポートＥｘに連通する。
【００５７】
従って、プライマリレギュレータバルブ５６からの出力油圧は、マニュアルバルブ５９のポートｄ及びｅ、ローハイコントロールバルブ６０のポートｏ及びｙを介してハイクラッチ用油圧サーボＣＨ に供給されて、該クラッチＣＨ を係合し、またマニュアルバルブ５９のポートｆ及びｇ、ローハイコントロールバルブ６０のポートｑ及びｔを介してセカンダリ油圧サーボ３３の第１の油圧室４６に供給される。また、ダウンシフトリリーフバルブ５８のポートｍ及びｎ、マニュアルバルブ５９のポートｈ及びｉ、ローハイコントロールバルブ６０のポートｓ及びｒを介してプライマリ油圧サーボ３２の第１油圧室４５に供給され、また適宜調圧されるレシオコントロールバルブ５７の出力ポートｚ、マニュアルバルブ５９のポートｋ及びｌ 、ローハイコントロールバルブ６０のポートｗ及びｕを介してプライマリ油圧サーボ３２の第２油圧室４７に供給される。なお、この状態では、ロークラッチ用油圧サーボＣＬ は、ローハイコントロールバルブ６０のポートｐからドレーンポートＥｘに連通されて解放状態にあり、またセカンダリ油圧サーボ３３の第２油圧室４９は、ローハイコントロールバルブ６０のポートｘ及びｖ、マニュアルバルブ５９のポートｊを介してドレーンポートＥｘに連通している。
【００５８】
これにより、ハイクラッチＣＨ が接続すると共に、ＣＶＴ１１は、第１及び第２の油圧室４５，４７に油圧が供給されているプライマリ側油圧サーボ３２による軸力が、第１の油圧室４６のみに供給されているセカンダリ側油圧サーボ３３による軸力により大きくなり、プライマリプーリ７からセカンダリプーリ９へのトルク伝達に対応した軸力状態で、前記レシオコントロールバルブ５７を適宜調整することにより、プライマリ油圧サーボ３２の第２の油圧室４７の油圧が調整されて、該油圧サーボ３２による軸力が調節されて、適宜のプーリ比（トルク比）が得られる。この状態では、エンジンから入力軸３に伝達されたトルクは、プライマリプーリ７からセカンダリ９に伝達されるＣＶＴ１１により適宜変更され、更にハイクラッチＣＨ を介して出力軸５から取出される。
【００５９】
リバースレンジ（Ｒ）にあっては、図８に示すように、所定油圧が、プライマリ側油圧サーボ３２の第１及び第２の油圧室４５，４７に供給されると共に、セカンダリ側油圧サーボ３３の第１の油圧室４６に供給され、かつロークラッチ用油圧サーボＣＬ に供給される。即ち、該リバースレンジにあっては、図７に示すように、マニュアルバルブ５９はリバース（Ｒ）レンジポジションにあり、かつローハイコントロールバルブ６０はロー位置（Ｌ）にある。この状態では、マニュアルバルブ５９は、ポートｄとｅ，ｆとｉ，ｈとｇ，ｋとｊがそれぞれ連通し、かつポートｌ がドレーンポートＥｘに連通する。また、ローハイコントロールバルブ６０は、前述ロー（Ｌ）モードと同様に、ポートｏとｐ，ｑとｒ、，ｓとｔ，ｖとｕ，ｘとｗがそれぞれ連通し、かつポートｙがドレーンポートＥｘに連通する。
【００６０】
従って、プライマリレギュレータバルブ５６の出力ポートｃからの油圧は、マニュアルバルブ５９のポートｄ及びｅ、ローハイコントロールバルブ６０のポートｏ及びｐを介してロークラッチ用油圧サーボＣＬ に供給され、またマニュアルバルブ５９のポートｆ及びｉ、ローハイコントロールバルブ６０のポートｓ及びｔを介してセカンダリ油圧サーボ３３の第１油圧室４６に供給される。また、ダウンシフトリリーフバルブ５８のポートｍ及びｎ、マニュアルバルブ５９のポートｈ及びｇ、ローハイコントロールバルブ６０のポートｑ及びｒを介してプライマリ油圧サーボ３２の第１油圧室４５に供給され、またレシオコントロールバルブ５７にて適宜調圧され、その出力ポートｚから、マニュアルバルブ５９のポートｋ及びｊ，ローハイコントロールバルブ６０のポートｖ及びｕを介してプライマリ油圧サーボ３２の第２油圧室４７に供給される。
【００６１】
これにより、ロークラッチＣＬ が接続すると共に、ＣＶＴ１１は、第１及び第２の油圧室４５，４７に油圧が作用するプライマリ側油圧サーボ３２による軸力が、第１の油圧室４６のみによるセカンダリ側油圧室３３によるものに比して高くなり、プライマリプーリ７からセカンダリプーリ９にトルク伝達に対応する軸力状態となり、かつレシオコントロールバルブ５７の調整により、プライマリ油圧サーボ３２の第２油圧室４７の油圧が調整され、該油圧サーボ３２による軸力が調節されて、適宜のプーリ比が得られる。この状態では、ＣＶＴ１１のプーリ比が所定増速（Ｏ／Ｄ）状態にあって、入力軸３からのエンジントルクは、ロークラッチＣＬ 及び動力伝達装置２６を介してプラネタリギヤ１９のキャリヤ１９ｃに伝達されると共に、プライマリプーリ７からセカンダリプーリ９へトルク伝達されるＣＶＴ１１を介してサンギヤ１９ｓに伝達され、これら両トルクがプラネタリギヤ１９で合成されてリングギヤ１９ｒを介して出力軸５に逆回転として取出される。
【００６２】
また、図８に示すように、マニュアルバルブ５９のパーキングポジションＰ及びニュートラルポジションＮにあっては、ロークラッチＣＬ 及びハイクラッチＣＨ の両方が解放されると共に、プライマリ側及びセカンダリ側油圧サーボ３２，３３の第１の油圧室４５，４６に所定油圧が供給される。即ち、マニュアルバルブ５９は、ポートｆとｇ，ｈとｉが連通し、かつポートｅ，ｊ，ｌ がそれぞれドレーンポートＥｘに連通する。また、ローハイコントロールバルブ６０は前述したロー位置Ｌに保持される。
【００６３】
従って、プライマリレギュレータバルブ５６からの出力油圧は、マニュアルバルブ５９のポートｆ及びｇ、ローハイコントロールバルブ６０のポートｑ及びｒを介してプライマリ油圧サーボ３２の第１の油圧室４５に供給されると共に、ダウンシフトリリーフバルブ５８のポートｍ及びｎ、マニュアルバルブ５９のポートｈ及びｉ、ローハイコントロールバルブ６０のポートｓ及びｔを介してセカンダリ油圧サーボ３３の第１の油圧室４６に供給される。また、ハイクラッチ用油圧サーボＣＨ の油圧は、ローハイコントロールバルブ６０のポートｙ及びドレーンポートＥｘを介して解放され、ロークラッチ用油圧サーボＣＬ の油圧は、ローハイコントロールバルブ６０のポートｐ及びｏ、マニュアルバルブ５９のポートｅ及びドレーンポートＥｘを介して解放されており、またプライマリ油圧サーボ３２の第２油圧室４７の油圧は、ローハイコントロールバルブ６０のポートｕ及びｖ，マニュアルバルブ５９のポートｊ及びドレーンポートＥｘを介して解放され、セカンダリ油圧サーボ３３の第２の油圧室４９の油圧は、ローハイコントロールバルブ６０のポートｘ及びｗ、マニュアルバルブ５９のポートｌ 及びドレーンポートＥｘを介して解放される。
【００６４】
これにより、ロークラッチＣＬ 及びハイクラッチＣＨ が両方とも解放されており、かつプライマリ油圧サーボ３２及びセカンダリ油圧サーボ３３は、共に第１油圧室４５，４６にのみ同じ油圧が作用して、プライマリ及びセカンダリ両プーリ７，９は、略々等しい軸力が作用する。
【００６５】
なお、上述し各ポジションＤ；Ｎ，Ｒ及びロー（Ｌ）モード、ハイ（Ｈ）モードにおいて、プライマリ及びセカンダリの両油圧サーボ３２，３３の第１油圧室４５，４６に、それぞれプライマリレギュレータバルブ５６からの所定油圧が供給され、これによりベルトがスリップしないように伝達トルクに応じた所定軸力を確保し、また上記油圧サーボ３２，３３のいずれか一方の第２油圧室４７又は４９に、レシオコントロールバルブ５７からの調圧が作用して、両プーリ７，９の軸力の割合いを調節して、所定プーリ比になるように変速操作する。
【００６６】
また、コースト状態でダウンシフトする際、ダウンシフトリリーフバルブ５８は、切換えられてポートｎがドレーンポートＥｘに連通する。これにより、上述した両油圧サーボ３２，３３における供給状態にある第１油圧室４５又は４６の油圧が所定ポート及び該リリーフバルブ５８のポートｎ及びドレーンポートＥｘを通って排出され、ＣＶＴ１１は、高い油圧が作用している油圧サーボの油圧が、低い油圧が作用している油圧サーボの油圧より低くなる。
【００６７】
ついで、他の実施例による制御機構について、図９ないし図１３に沿って説明する。
【００６８】
図９に示す本実施例のプライマリ及びセカンダリ側油圧サーボ３２，３３は、前記図４に示すものと同様に、それぞれ第１及び第２の油圧室７３１ ，７５１ ，７３２ ，７５２ を有するが、仕切り部３５，３６に孔７０，７０が形成されており、単に受圧面積の増大を図ったものであって、それぞれ油路７１，７２から油圧が供給される実質的に１個の油圧室７３，７５からなる油圧アクチュエータを構成しており、かつこれら両油圧サーボ３２，３３の油圧室７３，７５は、等しい受圧面積を有している。また、セカンダリ側油圧サーボ３３の第１の油圧室７５１ には、プリロード用のスプリング５５が縮設されている。そして、本制御機構５４′は、図１０ないし図１２に示すように、オイルポンプ１７から直列的に連続されたプライマリ（第１の）レギュレータバルブ５６、セカンダリ（第２の）レギュレータバルブを構成するレシオコントロールバルブ５７及びダウンシフトリリーフバルブ５８を有しており、また前記実施例と異なる油路構造を有するマニュアルバルブ５９′及びローハイコントロールバルブ６０′を有しており、図１３の作動表に示すように作動する。
【００６９】
Ｄレンジにおけるローモード（Ｌ）の場合、図１３に示すように、プライマリ油圧サーボ３２の油圧室７３にレシオコントロールバルブ５７からの比較的低いライン圧（ＰＬ −Ｌ）が供給され、またセカンダリ油圧サーボ３３の油圧室７５にプライマリレギュレータバルブ５６からの比較的高いライン圧（ＰＬ −Ｈ）が供給され、そしてロークラッチ用油圧サーボＣＬ にライン圧が供給される。即ち、マニュアルバルブ５９′はＤレンジポジションにあって、図１０に示すように、ポートｄとｅ，ｆとｉ，ｈとｇが連通し、またローハイコントロールバルブ６０′は、ロー（Ｌ）位置にあって、ポートｏとｐ，ｑとｔ，ｓとｒが連通すると共に、ポートｙはドレーンポートＥｘに連通している。
【００７０】
従って、プライマリレギュレータバルブ５６にて調圧された比較的高いライン圧（ＰＬ −Ｈ）は、マニュアルバルブ５９′のポートｄ及びｅ、ローハイコントロールバルブ６０′のポートｏ及びｐを介してロークラッチ用油圧サーボＣＬ に供給され、またダウンシフトリリーフバルブ５８のポートｍ及びｎ、マニュアルバルブ５９′のポートｆ及びｉ、ローハイコントロールバルブ６０′のポートｓ及びｒを介してセカンダリ油圧サーボ３３に供給される。また、プライマリレギュレータバルブ５６からの出力圧は、更にレシオコントロールバルブ（セカンダリレギュレータバルブ）５７にて適宜調圧され、該調圧された比較的低いライン圧（ＰＬ −Ｌ）は、その出力ポートｚから、マニュアルバルブ５９′のポートｈ及びｇ、ローハイコントロールバルブ６０′のポートｑ及びｔを介してプライマリ油圧サーボ３２に供給される。なお、ハイクラッチ油圧サーボＣＨ の油圧は、ポートｙ及びドレーンポートＥｘを通って解放される。
【００７１】
これにより、ロークラッチＣＬ が接続すると共に、ＣＶＴ１１は、比較的高いライン圧ＰＬ −Ｈが作用するセカンダリ油圧サーボ３３によるセカンダリプーリ９の軸力が、比較的低いライン圧ＰＬ −Ｌが作用するプライマリ油圧サーボ３２によるプライマリプーリ７の軸力より高くなる。この状態は、セカンダリプーリ９からプライマリプーリ７へトルクを伝達するＤレンジにおけるロー（Ｌ）モードに対応しており、かつレシオコントロールバルブ５７が適宜調圧されることにより、プライマリプーリ７の軸力が調節され、プーリ比（トルク比）が適宜変更される。
【００７２】
また、Ｄレンジのハイ（Ｈ）モードの場合、図１３に示すように、プライマリ油圧サーボ３２に比較的高いライン圧ＰＬ −Ｈが供給されると共に、セカンダリ油圧サーボ３３に比較的低いライン圧ＰＬ −Ｌが供給され、そしてハイクラッチ用油圧サーボＣＨ にライン圧が供給される。即ち、マニュアルバルブ５９′は前記と同様にＤレンジポジションに保持されるが、図１１に示すように、ローハイコントロールバルブ６０′は、ハイ（Ｈ）位置に切換えられ、ポートｏとｙ，ｑとｒ，ｓとｔがそれぞれ連通すると共に、ポートｐがドレーンポートＥｘに連通する。
【００７３】
従って、プライマリレギュレータバルブ５６からの比較的高い調圧（ライン圧）ＰＬ −Ｈが、マニュアルバルブ５９′のポートｄ及びｅ、ローハイコントロールバルブ６０′のポートｏ及びｙを介してハイクラッチ用油圧サーボＣＨ に供給され、またダウンシフトリリーフバルブ５８のポートｍ及びｎ、マニュアルバルブ５９′のポートｆ及びｉ、ローハイコントロールバルブ６０′のポートｓ及びｔを介してプライマリ油圧サーボ３２に供給される。一方、上記プライマリレギュレータバルブ５６の出力圧を更に調圧したレシオコントロールバルブ５７からの比較的低い調圧（ライン圧）ＰＬ −Ｌは、出力ポートｚから、マニュアルバルブ５９′のポートｈ及びｇ、ローハイコントロールバルブ６０′のポートｑ及びｒを介してセカンダリ油圧サーボ３３に供給される。なお、ロークラッチ用油圧サーボＣＬ の油圧は、ポートｐ及びドレーンポートＥｘを通って解放される。
【００７４】
これにより、ハイクラッチＣＨ が接続すると共に、ＣＶＴ１１は、比較的高いライン圧ＰＬ −Ｈが作用するプライマリ油圧サーボ３２によるプライマリプーリ７の軸力が、比較的低いライン圧ＰＬ −Ｌが作用するセカンダリ油圧サーボ３３によるセカンダリプーリ９の軸力より高くなる。この状態は、プライマリプーリ７からセカンダリプーリ９にトルクを伝達するハイ（Ｈ）モードに対応しており、かつレシオコントロールバルブ５７が適宜調圧されることにより、セカンダリプーリ９の軸力が調節され、プーリ比（トルク比）が適宜変更される。
【００７５】
また、リバースレンジ（Ｒ）の場合、図１３に示すように、プライマリ油圧サーボ３２に比較的高いライン圧ＰＬ −Ｈが作用すると共に、セカンダリ油圧サーボ３３に比較的低いライン圧ＰＬ −Ｌが作用し、かつロークラッチ用油圧サーボＣＬ にライン圧が作用する。即ち、図１２に示すように、マニュアルバルブ５９′は、リバース（Ｒ）レンジポジションに切換えられ、ポートｄとｅ，ｆとｇ，ｈとｉが連通され、かつローハイコントロールバルブ６０′は上述したロー（Ｌ）位置に保持される。
【００７６】
従って、プライマリレギュレータバルブ５６からの比較的高い調圧（ライン圧）ＰＬ −Ｈは、マニュアルバルブ５９′のポートｄ及びｅ、ローハイコントロールバルブ６０′のポートｏ及びｐを介してロークラッチ用油圧サーボＣＬ に供給されると共に、ダウンシフトリリーフバルブ５８のポートｍ及びｎ、マニュアルバルブ５９′のポートｆ及びｇ、ローハイコントロールバルブ６０′のポートｑ及びｔを介してプライマリ油圧サーボ３２に供給される。一方、レシオコントロールバルブ５７からの比較的低い調圧（ライン圧）ＰＬ −Ｌは、マニュアルバルブ５９′のポートｈ及びｉ、ローハイコントロールバルブ６０′のポートｓ及びｒを介してセカンダリ油圧サーボ３３に供給される。なお、ハイクラッチ用油圧サーボＣＨ の油圧は、ポートｙからドレーンポートＥｘに排出される。
【００７７】
これにより、ロークラッチＣＬ が接続すると共に、ＣＶＴ１１は、プライマリレギュレータバルブ５６に基づく比較的高い油圧ＰＬ −Ｈがプライマリ油圧サーボ３２に作用し、かつレシオコントロールバルブ５７に基づく比較的低い油圧ＰＬ −Ｌがセカンダリ油圧サーボ３３に作用する。該リバース（Ｒ）レンジにあっては、ＣＶＴ１１は、プライマリプーリ７からセカンダリプーリ９にトルクが伝達されるが、該トルク伝達に対応して、プライマリプーリ７の軸力がセカンダリプーリ９の軸力よりも高くなり、かつレシオコントロールバルブ５７の調圧により、セカンダリプーリ９の軸力が調節されて、プーリ比が適宜変更される。
【００７８】
また、ニュートラル（Ｎ）レンジ及びパーキング（Ｐ）レンジは、図１３に示すように、プライマリ油圧サーボ３２に比較的低い油圧ＰＬ −Ｌが作用し、かつセカンダリ油圧サーボ３３に比較的低い油圧ＰＬ −Ｌが作用する。即ち、マニュアルバルブ５９′は、ニュートラル又はパーキングポジションに切換えられ、ポートｅがドレーンポートＥｘに連通すると共に、ポートｈがポートｇ及びｉに連通し、かつローハイコントロールバルブ６０′は、前述したロー（Ｌ）位置に保持される。
【００７９】
従って、レシオコントロールバルブ５７の出力ポートｚからの油圧は、マニュアルバルブ５９′のポートｈから、ポートｇ、ローハイコントロールバルブ６０′のポートｑ及びｔを介してプライマリ油圧サーボ３２に供給されると共に、ポートｉ、ローハイコントロールバルブ６０′のポートｓ及びｒ介してセカンダリ油圧サーボ３３に供給される。またこの状態では、ハイクラッチ用油圧サーボＣＨ の油圧は、ローハイコントロールバルブ６０′のポートｙからドレーンポートＥｘに排出され、かつロークラッチ用油圧サーボＣＬ の油圧は、ローハイコントロールバルブ６０′のポートｐ及びｏ，マニュアルバルブ５９′のポートｅ及びドレーンポートＥｘを介して排出される。
【００８０】
これにより、ロー及びハイの両クラッチＣＬ ，ＣＨ が共に切断されると共に、同じ受圧面積からなるプライマリ油圧サーボ３２及びセカンダリ油圧サーボ３３に、レシオコントロールバルブ５７からの同じ油圧が作用し、プライマリ及びセカンダリの両プーリ７，９は、略々同じ軸力が作用する。
【００８１】
なお、ダウンシフト操作する場合、ダウンシフトリリーフバルブ５８は、ポートｎがドレーンポートＥｘに連通するように切換えられ、従って高い油圧が作用している油圧サーボの油圧が、低い油圧が作用している油圧サーボの油圧より低くなる。
【００８２】
ついで、図１４に沿って一部変更した制御機構について説明する。本制御機構５４１ は、図４に示したプライマリ及びセカンダリ油圧サーボ３２，３３、即ちそれぞれ第１及び第２油圧室４５，４６，４７，４９を有するもの、いわゆるダブルチャンバータイプに適用される。なお、プライマリレギュレータバルブ５６、レシオコントロールバルブ５７、ダウンシフトリリーフバルブ５８及びマニュアルバルブ５９は、図５ないし図７に示す実施例と同様なものが用いられるが、ローハイコントロールバルブ６０１ は、単純な４ポート２位置切換えソレノイドバルブからなる。そして、ローハイコントロールバルブ６０１ のポートｙからハイクラッチ用サーボＣＨ への油路７７にパイロット油路７７ａが分岐されており、該パイロット圧により切換えるスイッチングバルブ７９が設けられている。
【００８３】
Ｄレンジにおけるロー（Ｌ）モードの場合、ローハイコントロールバルブ６０１ は、ロー（Ｌ）位置にあって、ポートｏとｐ、ポートｙとドレーンポートＥｘが連通する。また、油路７７がドレーンポートＥｘに連通しているこの状態では、スイッチングバルブ７９は図に示す位置にあって、ポートｑとｒ，ｓとｔ，ｕとｖ，ｗとｘが連通する。なお、該Ｄレンジポジションにあっては、マニュアルバルブ５９は、油路▲２▼にレシオコントロールバルブ５７からのレシオ圧が導かれ、かつ油路▲１▼がドレーンポートＥｘに連通している
従って、マニュアルバルブ５９からのクラッチ圧ＰＣ は、ローハイコントロールバルブ６０１ のポートｏ及びｐを介してロークラッチ用油圧サーボＣＬ に供給され、またマニュアルバルブからの第１及び第２のライン圧ＰＬ １，ＰＬ ２は、それぞれスイッチングバルブ７９のポートｑ及びｒ、ポートｓ及びｔを介してプライマリ油圧サーボ３２の第１油圧室４５及びセカンダリ油圧サーボ３３の第１の油圧室４６に供給される。また、マニュアルバルブからのレシオ圧は、油路▲２▼及びスイッチングバルブ７９のポートｗ及びｘを介してセカンダリ油圧サーボ３３の第２油圧室４９に供給され、そしてプライマリ油圧サーボ３２の第２油圧室４７の油圧はポートｕ及びｖ、そして油路▲１▼を介してマニュアルバルブのドレーンポートＥｘに連通する。
【００８４】
この状態では、前述と同様に、ロークラッチＣＬ が接続すると共に、ＣＶＴ１１は、トルク伝達方向に合せて、セカンダリ油圧サーボ３３の第２の油圧室４９に作用するレシオ圧分だけセカンダリプーリ９の軸力がプライマリプーリ７に比して高くなっている。
【００８５】
また、Ｄレンジにおけるハイ（Ｈ）モードの場合、ローハイコントロールバルブ６０１ がハイ（Ｈ）位置に切換えられ、ポートｏとｙが連通すると共に、ポートｐがドレーンポートＥｘに連通する。クラッチ圧ＰＣ がポートｏ及びｙを介して油路７７に供給されているこの状態では、油路７７ａからのパイロット圧によりスイッチングバルブ７９は、切換えられて、ポートｑとｔ，ｓとｒ，ｘとｖ，ｗとｕが連通する。
【００８６】
従って、クラッチ圧ＰＣ は、ローハイコントロールバルブ６０１ のポートｏ及びｙを介してハイクラッチ用油圧サーボＣＨ に供給され、またライン圧ＰＬ １及びＰＬ ２は、スイッチングバルブ７９のポートｑ及びｔを介してセカンダリ油圧サーボ３３の第１油圧室４６に供給されると共に、ポートｓ及びｒを介してプライマリ油圧サーボ３２の第１油圧室４５に供給される。更に、マニュアルバルブ５９からのレシオ圧は、油路▲２▼及びポートｗ及びｕを介してプライマリ油圧サーボ３２の第２油圧室４７に供給され、かつセカンダリ油圧サーボ３３の第２の油圧室４９の油圧は、ポートｘ及びｖ及び油路▲１▼を介してマニュアルバルブ５９のドレーンポートから排出される。
【００８７】
この状態では、ハイクラッチＣＨ が接続すると共に、ＣＶＴ１１は、トルク伝達方向に合せて、第２油圧室４７にレシオ圧が作用するプライマリ油圧サーボ３２によるプライマリプーリ７の軸力がセカンダリプーリ９より高くなる。
【００８８】
また、リバース（Ｒ）レンジにあっては、図７に示すようにマニュアルバルブ５９が切換えられ、かつローハイコントロールバルブ６０１ は、ロー（Ｌ）位置に保持される。従ってこの状態では、前述と同様に、スイッチングバルブ７９は図示の下位置に保持される。また、上記マニュアルバルブ５９の切換えにより、油路▲１▼にレシオ圧が供給され、かつ油路▲２▼がドレーンポートＥｘに連通する。
【００８９】
従って、クラッチ圧ＰＣ は、ポートｏ及びｐを介してロークラッチ用油圧サーボＣＬ に供給され、また第１及び第２のライン圧は、ポートｑ及びｒを介してプライマリ油圧サーボの第１油圧室４５に供給されると共に、ポートｓ及びｔを介してセカンダリ油圧サーボの第１油圧室４６に供給される。また、マニュアルバルブ５９を介してのレシオ圧は、油路▲１▼、ポートｖ及びｕを介してプライマリ油圧サーボの第２油圧室４７に供給され、かつセカンダリ油圧サーボの第２油圧室４９の油圧は、ポートｘ，ｗ及び油路▲２▼を介してマニュアルバルブ５９のドレーンポートＥｘから排出される。
【００９０】
この状態では、ロークラッチＣＬ が接続すると共に、ＣＶＴ１１は、トルク伝達方向に合せて、第２油圧室４７にレシオ圧が作用するプライマリ油圧サーボ３２によるプライマリプーリ７の軸力がセカンダリプーリに比して高くなる。
【００９１】
ついで、図１５に沿って一部変更した制御機構について説明する。本制御機構５４２ は図９に示したプライマリ及びセカンダリ油圧サーボ３２，３３、即ち同じ受圧面積からなる１個の油圧室７３，７５を有して、それぞれに異なる油圧を供給する、いわゆるダブルレギュレータタイプに適用される。なお、プライマリレギュレータバルブ５６、レシオコントロールバルブ（セカンダリレギュレータバルブ）５７、ダウンシフトリリーフバルブ５８及びマニュアルバルブ５９′は、図１０ないし図１２に示すものと同様なものが用いられるが、ローハイコントロールバルブ６０１ は、単純な４ポート２位置切換えソレノイドバルブからなり、かつ該バルブのポートｙからハイクラッチ用油圧サーボＣＨ への油圧をパイロット圧として切換えられるスイッチングバルブ８０が設けられている。
【００９２】
Ｄレンジにおけるロー（Ｌ）モードの場合、ローハイコントロールバルブ６０１ は、ロー（Ｌ）位置にあって、ポートｏとｐ、ポートｙとドレーンポートＥｘが連通する。また、油路７７がドレーンポートＥｘに連通しているこの状態では、スイッチングバルブ８０は図に示す位置にあって、ポートｑとｔ，ｓとｒが連通する。なおこの際、マニュアルバルブ５９′のＤレンジポジションに基づき、プライマリレギュレータバルブ５６からの比較的高いライン圧ＰＬ −Ｈが油路▲４▼に導かれており、またレシオコントロールバルブ５７からの比較的低いライン圧ＰＬ −Ｌが油路▲３▼に導かれている。
【００９３】
従って、マニュアルバルブ５９からのクラッチ圧ＰＣ は、ローハイコントロールバルブ６０１ のポートｏ及びｐを介してロークラッチ用油圧サーボＣＬ に供給され、また油路▲３▼からの比較的低いライン圧ＰＬ −Ｌは、スイッチングバルブ８０のポートｑ及びｔを介してプライマリ油圧サーボ３２に供給され、また油路▲４▼からの比較的高いライン圧ＰＬ −Ｈは、ポートｓ及びｒを介してセカンダリ油圧サーボ３３に供給される。
【００９４】
この状態では、前述と同様に、ロークラッチＣＬ が接続すると共に、ＣＶＴ１１は、トルク伝達方向に合せて、高目のライン圧が作用するセカンダリ油圧サーボ３３によるセカンダリプーリ９の軸力がプライマリプーリ７に比して高くなっている。
【００９５】
また、Ｄレンジにおけるハイ（Ｈ）モードの場合、ローハイコントロールバルブ６０１ がハイ（Ｈ）位置に切換えられ、ポートｏとｙが連通すると共に、ポートｐがドレーンポートＥｘに連通する。クラッチ圧ＰＣ がポートｏ及びｙを介して油路７７に供給されているこの状態では、油路７７ａからのパイロット圧によりスイッチングバルブ８０は、切換えられて、ポートｑとｒ，ｓとｔが連通する。
【００９６】
従って、クラッチ圧ＰＣ は、ハイクラッチ用油圧サーボＣＨ に供給され、また油路▲３▼からの比較的低いライン圧ＰＬ −Ｌは、スイッチングバルブ８０のポートｑ及びｒを介してセカンダリ油圧サーボ３３に供給され、かつ油路▲４▼からの比較的高いライン圧ＰＬ −Ｈは、ポートｓ及びｔを介してプライマリ油圧サーボ３２に供給される。
【００９７】
この状態では、ハイクラッチＣＨ が接続すると共に、ＣＶＴ１１は、トルク伝達方向に合せて、高目のライン圧が作用するプライマリ油圧サーボ３２によるプライマリプーリ７の軸力がセカンダリプーリ９より高くなる。
【００９８】
また、リバース（Ｒ）レンジにあっては、図１２に示すようにマニュアルバルブ５９′が切換えられ、かつローハイコントロールバルブ６０１ は、ロー（Ｌ）位置に保持される。従ってこの状態では、前述と同様に、スイッチングバルブ８０は図示の下位置に保持される。また、上記マニュアルバルブ５９′の切換えにより、油路▲３▼に、プライマリレギュレータバルブ５６からの比較的高いライン圧ＰＬ −Ｈが導かれ、また油路▲４▼に、レシオコントロールバルブ５７からの比較的低いライン圧ＰＬ −Ｌが導かれる。
【００９９】
従って、クラッチ圧ＰＣ は、ポートｏ及びｐを介してロークラッチ用油圧サーボＣＬ に供給され、また油路▲３▼からの高目のライン圧ＰＬ −Ｈは、ポートｑ及びｔを介してプライマリ油圧サーボ３２に供給され、かつ油路▲４▼からの低目のライン圧ＰＬ −Ｌは、ポートｓ及びｒを介してセカンダリ油圧サーボ３３に供給される。
【０１００】
この状態では、ロークラッチＣＬ が接続すると共に、ＣＶＴ１１は、トルク伝達方向に合せて、高目のライン圧ＰＬ −Ｈが作用するプライマリ油圧サーボ３２によるプライマリプーリ７の軸力がセカンダリプーリ９に比して高くなる。
【０１０１】
ついで、本実施例の無段変速機の制御について説明する。
【０１０２】
図１６は、電子制御部（ＥＵＣ）９０のブロック図であり、９１は、無段変速機１に設置され、該変速機の入力軸２の回転数を検出するセンサ、９２は、ＣＶＴ１１のセカンダリプーリ９の回転を検出するセンサ、９３は、無段変速機の出力軸５の回転を検出する車速センサ、９４は、同じく車速センサであって、スピードメータ用信号としても使用され、かつ上記車速センサ９３のフェール時のバックアップ用である。９５は、無段変速機のシフトレバー即ちマニュアルバルブがＰ，Ｒ，Ｎ，Ｄの各シフトポジションのどこに位置しているかを検知するセンサ、９６は、エンジンに設置されたポテンショメータからなり、スロットルの開放度合を検出するセンサ、９７は、スロットル開度センサ９６内に設置され、アクセルが全閉状態であることを検出するセンサである。そして、上記各センサからの信号は、それぞれ入力処理回路及び入力インターフェイス回路を介してＣＰＵ、ＲＯＭ又はＲＡＭに取込まれる。
【０１０３】
１０１は、ロー（Ｌ）モード及びハイ（Ｈ）モードに切換えるためのローハイコントロールバルブ６０用のソレノイドであり、ＯＮ−ＯＦＦ動作される。１０２は、高圧側回路をドレーンするためのダウンシフトリリーフバルブ５８用のソレノイドであり、デューティ又はリニアソレノイドからなる。１０３は、変速制御用油圧を調圧するためのレシオコントロールバルブ５７用のソレノイドであり、デューティ又はリニアソレノイドからなる。１０５は、ライン圧を制御するためのプライマリレギュレータバルブ５６用のソレノイドであり、リニアソレノイドからなる。そして、上記各ソレノイドは、それぞれ出力インターフェイス回路からの信号に基づき、所定の電圧又は出力を発生させるソレノイド駆動回路１０６を介して駆動され、かつ各ソレノイドの作動は、モニタ回路１０７によりチェックされ、フェールが判定されると共に自己判断が行なわれる。
【０１０４】
１０９は、エンジン制御用の電子制御部であり、かつ１１０は、点火時期遅角、燃料カット等を行って、変速時のショック緩和のため、エンジンの発生トルクを一時的に減少させるための信号を発生する回路であり、また１１１は、エンジン回転数を入力するための処理回路である。１１２は、インジケータランプ等からなり、本電子制御部９０のフェール時に自己診断結果を出力するチェッカー部材であり、かつ１１３は、上記フェール時に自己診断結果を出力するための回路である。１１５は、ロー（Ｌ）モード、ハイ（Ｈ）モード表示ランプ等の無段変速機の状態を表示する表示装置であり、かつ１１６はそのための駆動回路である。
【０１０５】
図１７は、本無段変速機のジェネラルフローを示す図で、Ｓ１は、演算開始にあたり、すべての初期設定を行うステップであり、Ｓ２は、前記回転センサ９１，９２，９３からの信号に基づき、回転数の計算を行うステップである。Ｓ３にて、ニュートラルスタートスイッチの信号処理を行い、シフトポジションを読み取り、Ｓ４にて、スロットル開度を計算する。そして、Ｓ５にて、上記ステップＳ３に基づき、マニュアルバルブがリバース（Ｒ）レンジにあるか否かが判定され、ＹＥＳの場合、後述するＲレンジ制御が実行される（Ｓ６）。ＮＯの場合、Ｄレンジ選択状態か否かが判断され（Ｓ７）、更にＤレンジの場合、現在車速Ｖが所定車速Ｖ１ （例えば５Ｋｍ／ｈ）以下か判断される（Ｓ８）。そして、所定車速以下の場合、発進制御が実行され（Ｓ９）、また所定車速以上の場合、ライン圧制御が実行され、ロー（Ｌ）モード又はハイ（Ｈ）モードか、スロットル開度及びプーリ比に基づき、ライン圧を設定する（Ｓ１０）。更に、Ｓ１１にて、スロットル開度に基づき、予め設定された最良燃費曲線より目標エンジン回転数をマップ上より読取り、決定する。そして、現在のエンジン回転数と上記目標エンジン回転数とを比較して、ダウンシフトか、アップシフトか、又は現状維持かを判定し（Ｓ１２）、それぞれ後述するダウンシフト制御（Ｓ１３）又はアップシフト制御（Ｓ１４）が実行される。
【０１０６】
図１８は、リバース（Ｒ）レンジ制御のサブルーチンを示す図で、まずＳ１５にて、プーリ比及び車速より、車輌が前進中か否かが判断される。そして、前進中の場合、現在車速Ｖが所定車速Ｖ２ （例えば５Ｋｍ／ｈ）より大かが判断され（Ｓ１６）、所定車速より速い場合、例えばロークラッチＣＬ 及びハイクラッチＣＨ の両方を解放する等により、リバースが禁止される制御が実行され（Ｓ１７）、また遅い場合、ニュートラル（Ｎ）制御が実行される（Ｓ１８）。
【０１０７】
該Ｎ制御は、プライマリプーリ７及びセカンダリプーリ９の軸力が実質的に均しくなるように制御し、又は少なくともプライマリ及びセカンダリプーリの軸力の差を、出力トルク方向が正の場合その時点でのＣＶＴの入力トルク及びプーリ比から決定される前記両プーリの軸力の差より、その大小関係を逆転させない範囲で小さい値か、又は出力トルク方向が負の場合のその時点でのＣＶＴの入力トルク及びプーリ比から決定されるプライマリ及びセカンダリプーリの軸力の差より、その大小関係を逆転させない範囲で小さい値になるように制御する。具体的には、図４ないし図７及び図１４に示すダブルチャンバータイプの制御機構５４，５４１ の場合、プライマリ及びセカンダリの両油圧サーボ３２，３３における両第１油圧室４５，４６に油圧を供給した状態で、両第２油圧室４７，４９の油圧を解放し、両プーリ７，９の軸力を等しくする。また、図９ないし図１２及び図１５に示すダブルレギュレータタイプの制御機構５４′，５４２ の場合、レシオコントロールバルブ（セカンダリレギュレータバルブ）５７を全開にして、プライマリ及びセカンダリの両油圧サーボ３２，３３に等しい油圧を供給し、両プーリ７，９の軸力を等しくする。これにより、出力軸の回転数に拘らず、ＣＶＴ１１は、出力軸５からの出力が零となるように自己収束され、そして出力軸５の回転が零となるニュートラル位置にて安定保持される。なお、該Ｎ制御に関しては、特願平７−６６２３４号に係る明細書及び図面に詳しく記載しており、その内容は、本実施例においてもそのまま適用される。
【０１０８】
そして、Ｓ１５にて後進中と判断された場合、現在車速Ｖと所定車速Ｖ１ （例えば５Ｋｍ／ｈ）と比較され（Ｓ１９）、現状車速Ｖが所定車速Ｖ１ より遅い場合、発進制御が実行され（Ｓ２０）、また速い場合、スロットル開度及びプーリ比に基づきライン圧を設定するライン圧制御が実行される（Ｓ２１）。更に、前述と同様（Ｓ１０参照）なマップ読取りにより目標エンジン回転数が決定され（Ｓ２２）、そして前記Ｓ１２と同様に、アップシフトか、ダウンシフトか又は現状維持かが判断され（Ｓ２３）、それぞれ後述するダウンシフト制御（Ｓ２４）及びアップシフト制御（Ｓ２５）が実行される。
【０１０９】
なお、上記リバース（Ｒ）制御にあっては、ＣＶＴ１１がＯ／Ｄ端にあって、該ＣＶＴからサンギヤ１９Ｓ に伝達される増速回転と、動力伝達装置２６からキャリヤ１９ｃに伝達される一定回転とがプラネタリギヤ１９にて合成し、リングギヤ１９ｒと一体の出力軸５から逆回転が取出されるが、この際、図２に示すように、ＣＶＴ１１は、トルク循環に基づき、ニュートラル位置（出力軸５からの出力が零）を挟んでＣＶＴ１１の出力トルクが逆転し、ＣＶＴは、プライマリプーリ７からセカンダリプーリ９に動力伝達される。該リバース制御時には、マニュアルバルブ５９，５９′は、図７、図８及び図１２、図１３並びに図１４、図１５に示すように、リバース（Ｒ）ポジションにあって、かつ正トルク伝達時（エンジンかつ車輪に伝達）にあっては、プライマリ油圧サーボ３２の油圧がセカンダリ油圧サーボ３３の油圧より高くなるように設定され、従って図２３に示すように、プライマリプーリ７の軸力Ｆｐｒがセカンダリプーリ９の軸力Ｆｓｒより高くなっており、上述したトルク伝達方向に合致した軸力関係になっている。そしてこの状態で、レシオコントロールバルブ５７が適宜制御されることにより、両プーリ７，９の軸力Ｆｐｒ，Ｆｓｒが変更されて適宜変速される。
【０１１０】
図１９は、ステップＳ１４に示すＤレンジにおけるアップシフト制御のフローを示す図であり、Ｓ２６にて、後述するロー（Ｌ）モードからハイ（Ｈ）モード変速を実行するかが判断される。なお、該ステップＳ２６は、Ｒレンジ制御ではない。更に、現在のエンジン回転数と目標エンジン回転数との偏差及び該偏差の加速度を計算し（Ｓ２７）、そして該計算に基づき、変速スピードが計算される（Ｓ２８）。これにより、レシオコントロールバルブ５７のアプライ制御が実行される（Ｓ２９）。
【０１１１】
図２０は、上記Ｓ２６におけるＬｏ→Ｈｉ判定を示すサブルーチンであり、ＳＳ３０にて、プライマリプーリ７及びセカンダリプーリ９の回転センサ９１，９２の信号に基づき、プーリレシオ（比）を算出する。そして、該プーリレシオがローモードからハイモードへの変速の許可範囲内にあるか否かが判断され（Ｓ３１）、範囲内にある場合、ローハイコントロールバルブ６０を切換えて、ロークラッチＣＬ からハイクラッチＣＨ へのつかみ換えが実行される（Ｓ３２）。
【０１１２】
図２１は、ステップＳ１３に示すダウンシフト制御のフローを示す図であり、Ｓ３３にて、後述するハイ（Ｈ）モードからロー（Ｌ）モード変速を実行するか否かが判断される（Ｒレンジ制御にはない）。更に、現状エンジン回転数と目標エンジン回転数の偏差及び該偏差の加速度が計算され（Ｓ３４）、そして該計算結果に基づき、変速スピードが計算される（Ｓ３５）。また、ダウンシフトがパワーオフダウンか否かをスロットル開度センサ９６及びアイドルスイッチ９７からの信号に基づき判断する（Ｓ３６）。そして、パワーオフ、即ちアクセルペダルの踏込みを解除する等によりコースト状態にある場合、レシオコントロールバルブ５７が制御されると共に、ダウンシフトリリーフバルブ５８が制御され（Ｓ３７）、またパワーオン、即ちアクセルペダルを急激に踏込んで加速状態でダウンシフトする場合、レシオコントロールバルブ５７が制御される（Ｓ３８）。
【０１１３】
即ち、ステップＳ３７に示すようにコースト時、トルクが車輪からエンジン方向に伝達される負トルク状態にあるが、該負トルク状態では、図２３の鎖線で示すように、プライマリプーリ７の軸力Ｆｐ ′（Ｆｐｒ´）とセカンダリプーリ９の軸力Ｆｓ ′（Ｆｓｒ′）の大小関係が、実線で示す正トルク（エンジン→車輪）状態の軸力Ｆｐ ，Ｆｓ （Ｆｐｒ，Ｆｓｒ）と逆転する。この際、図５に示すダブルチャンバータイプ用制御機構５４にあっては、ダウンシフトリリーフバルブ５８がドレーンされることにより、セカンダリ油圧サーボ３３の第１油圧室４６が解放され、これによりプライマリプーリ７の軸力Ｆｐ ′がセカンダリプーリ９の軸力Ｆｓ ′より高くなり、この状態でレシオコントロールバルブ５７が適宜調節されることによりＣＶＴ１１は変速される。
【０１１４】
また、図１０に示すダブルレギュレータタイプ用制御機構５４′にあっては、ダウンシフトリリーフバルブ５８がドレーンされることにより、セカンダリ油圧サーボ３３が解放され、これによりプライマリプーリの軸力Ｆｐ ′がセカンダリプーリの軸力Ｆｓ ′より高くなる。
【０１１５】
なお、図７及び図１１に示すリバース（Ｒ）制御時にあっては、マニュアルバルブに基づきプライマリ油圧サーボ３２とセカンダリ油圧サーボ３３への供給油路が逆転しているが、同様に、高い方の油圧サーボが減圧されて、セカンダリプーリの軸力ＦＳｒ′がプライマリプーリの軸力Ｆｐｒ′より高くなるように切換えられる。
【０１１６】
また、ステップＳ３８におけるパワーオン時のダウンシフト制御では、図５に示すダブルチャンバータイプ用制御機構５４において、レシオコントロールバルブ５７が減圧方向に制御されることにより、セカンダリ油圧サーボ３３の油圧がプライマリ油圧サーボの油圧より相対的に小さく、また図１０に示すダブルレギュレータタイプ用制御機構５４′において、レシオコントロールバルブ５７が増圧方向に制御されることにより、セカンダリ油圧サーボ３３の油圧がプライマリ油圧サーボ３２の油圧より相対的に小さくなる。これにより、セカンダリプーリの軸力Ｆｓ とプライマリプーリの軸力ＦＰ の割合が小さくなり、ＣＶＴ１１は増速（Ｏ／Ｄ）方向、従って変速機全体１では減速（Ｕ／Ｄ）方向に急速に変速する。
【０１１７】
図２２は、前記ステップＳ３３によるＨｉ→Ｌｏ判定のサブルーチンである。Ｓ４０にて、プライマリプーリ７（＝入力軸３）及びセカンダリプーリ９の回転センサの信号に基づき、現状のプーリレシオ（比）を読取り（Ｓ４０）、該プーリ比がハイモードからローモードへの変速許可範囲か否かが判断される（Ｓ４１）。そして、範囲内であれば、ローハイコントロールバルブ６０を切換えて、ハイクラッチＣＨ からロークラッチＣＬ へのつかみ換えが実行される（Ｓ４２）。
【０１１８】
上記ステップＳ３２，Ｓ４２によるロークラッチＣＬ 及びハイクラッチＣＨ のつかみ換えによりロー（Ｌ）モードとハイ（Ｈ）モードに変速される。ローモードにあっては、上述した動力伝達装置２６及びＣＶＴ１１の両回転のプラネタリギヤ１９での合成により、出力軸５から正回転が取出されるが、この際ＣＶＴ１１は、トルク循環により、セカンダリプーリ９からプライマリプーリ７に動力伝達される。一方、ハイモードにあっては、ＣＶＴ１１の出力回転がそのまま出力軸５に伝達されるので、ＣＶＴ１１は、プライマリプーリ７からセカンダリプーリ９に動力伝達される。
【０１１９】
この際、図６、図１１、図１４及び図１５に示すように、ローハイコントロールバルブ６０，６０′，６０１ の切換えにより、プライマリ油圧サーボ３２とセカンダリ油圧サーボ３３の油圧が切換えられる。これにより、前記動力伝達方向に合致するにように、ローモードにあっては、セカンダリプーリ９の軸力Ｆｓ が、プライマリプーリ７の軸力Ｆｐ より高くなり、またハイモードにあっては、プライマリプーリの軸力が、セカンダリプーリの軸力より高くなる。なお、上記説明は、正トルク伝達時のものであって、負トルク伝達時は、前述したように、ダウンシフトリリーフバルブにより逆転する。
【０１２０】
ついで、無段変速機の動力伝達機構の変更例について、図２４に沿って説明する。
【０１２１】
図２４は、デュアルピニオンプラネタリギヤ１９を用いた実施例を示し、該プラネタリギヤのリングギヤ１９ｒがギヤ１３０，１３１及びロークラッチＣＬ を介して入力軸３に連結し（第１の回転要素）、そのサンギヤ１９ｓがギヤ１３２，１３３を介してセカンダリプーリ９に連結し（第２の回転要素）、そのキャリヤ１９ｃが出力軸５に連結し（第３の回転要素）、リングギヤ１９ｒとサンギヤ１９ｓとがハイクラッチＣＨ を介して連結し得、そして上記リングギヤ１９ｒとサンギヤ１９ｓとは同方向に回転する。なお、前記第３の回転要素は、キャリヤに代えてサンギヤにしてもよく、また第１及び第２の回転要素は、それぞれ上記第３の回転要素とならないキャリヤ及びサンギヤとリングギヤとで構成してもよい。
【０１２２】
該実施例にあっては、図２４（ｂ） の速度線図に示すように、ローモード（Ｌｏ）の場合、入力軸３からのエンジントルクはロークラッチＣＬ 、ギヤ１３１，１３０を介してプラネタリギヤ１９のリングギヤ１９ｒに伝達されるともに、ＣＶＴ１１及びギヤ１３３，１３２を介してサンギヤ１９ｓに伝達される。この際、先の実施例と同様に、プラネタリギヤ１９によりトルク循環を生じて、ＣＶＴ１１はセカンダリプーリ９が駆動側となり、プライマリプーリ７が従動側となって、該ＣＶＴの増減方向と逆方向の増減方向によりキャリヤ１９ｃから出力軸５に出力する。更に、該ＣＶＴ１１が所定増速（Ｏ／Ｄ）状態となると、キャリヤ１９ｃは逆回転、即ちリバース（Ｒｅｖ）回転となり、かつＣＶＴ１１のトルク伝達方向を逆転する。また、ハイモード（Ｈｉ）の場合、入力軸５からのエンジントルクは、ＣＶＴ１１、ギヤ１３３，１３２を介して軸９５に伝達され、かつ該ハイモードでは、ハイクラッチＣＨ の接続によりプラネタリギヤ１９が一体回転状態となっており、上記軸１３５のＣＶＴ変速トルクは、そのまま出力軸５に伝達される。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る無段変速機における動力伝達機構の実施例を示すもので、（ａ） はスケルトン図、（ｂ） は速度線図である。
【図２】そのベルト式無段変速装置（ＣＶＴ）のトルク比に関する出力トルクの変化を示す図。
【図３】そのＣＶＴのトルク比に関する出力回転数の変化を示す図。
【図４】プライマリ及びセカンダリプーリに軸力を付与するダブルチェンバータイプの油圧サーボを示す断面図。
【図５】その油圧制御機構を示す油圧回路図で、Ｄレンジのロー（Ｌ）モード状態を示す。
【図６】そのＤレンジのハイ（Ｈ）モード状態を示す図。
【図７】そのＲレンジを示す図。
【図８】その作動を示す図。
【図９】ダブルレギュレータタイプの油圧サーボを示す断面図。
【図１０】その油圧制御機構を示す回路図で、Ｄレンジのロー（Ｌ）モード状態を示す。
【図１１】そのＤレンジのハイ（Ｈ）モード状態を示す図。
【図１２】そのＲレンジを示す図。
【図１３】その作動を示す図。
【図１４】前記ダブルチェンバタイプの油圧サーボに適用し得る一部変更した油圧制御機構を示す図。
【図１５】前記ダブルレギュレータタイプの油圧サーボに適用し得る一部変更した油圧制御機構を示す図。
【図１６】本実施例に係る電気制御機構を示すブロック図。
【図１７】そのジェネラルフローを示す図。
【図１８】そのリバース（Ｒ）レンジ制御サブルーチンを示す図。
【図１９】そのアップシフト制御のフローを示す図。
【図２０】そのＬｏ →Ｈｉ判定サブルーチンを示す図。
【図２１】そのダウンシフト制御のフローを示す図。
【図２２】そのＨｉ→Ｌｏ判定サブルーチンを示す図。
【図２３】プライマリプーリ及びセカンダリプーリの軸力バランスを示す図。
【図２４】前記動力伝達機構の他の実施例を示すもので、（ａ） はスケルトン図、（ｂ） は速度線図。
【符号の説明】
１ 無段変速機
２ エンジン出力軸（クランクシャフト）
３ 入力軸
５ 出力軸
７ 第１の（プライマリ）プーリ
９ 第２の（セカンダリ）プーリ
１０ ベルト
１９ プラネタリギヤ
１９ｃ キャリヤ
１９ｓ サンギヤ
１９ｒ リングギヤ
２６ 動力伝達装置
３２ 軸力作動手段（プライマリ油圧サーボ）
３３ 軸力作動手段（セカンダリ油圧サーボ）
４５，４６ 第１の油圧室
４７，４９ 第２の油圧室
５４，５４′，５４１ ，５４２ 制御手段
５６ レギュレータバルブ（第１のレギュレータバルブ）
５７ レシオコントロールバルブ（第２のレギュレータバルブ）
５８ （ダウンシフト）リリーフバルブ
６０，６０′，６０１ ローハイ切換え手段（ローハイ切換え弁、ローハイコントロールバルブ）
ｑ〜ｗ１，ｑ〜ｓ，７９，８０ 変更手段（切換え弁、ポート、スイッチングバルブ）
ＣＬ 第１のクラッチ（ロークラッチ）
ＣＨ 第２のクラッチ（ハイクラッチ）[0001]
[Industrial application fields]
The present invention relates to a continuously variable transmission using a belt-type continuously variable transmission in which a belt is wound around a primary pulley and a secondary pulley each consisting of two sheaves, and is particularly suitable for use as a transmission in an automobile. Specifically, the present invention relates to the axial force control of the belt-type continuously variable transmission at the time of switching between the low mode and the high mode in a continuously variable transmission that is a combination of the belt-type continuously variable transmission and the planetary gear.
[0002]
[Prior art]
Recently, an automatic continuously variable transmission incorporating a belt type continuously variable transmission as an automobile transmission has attracted attention due to demands such as an improvement in fuel consumption rate and driving performance.
[0003]
Conventionally, for example, as disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 6-331000, a continuously variable transmission mechanism, a constant transmission mechanism, a planetary gear mechanism, and first and second clutches are provided, and the output side of the constant transmission mechanism and the planet By always connecting the carrier of the gear mechanism and disposing the first clutch between the output side of the continuously variable transmission mechanism and the sun gear of the planetary gear mechanism, only a part of the circulating power passes through the first clutch. A continuously variable transmission for a vehicle has been devised.
[0004]
In the continuously variable transmission, by engaging the first clutch (or one-way clutch), the output side of the constant transmission mechanism and the output side of the continuously variable transmission mechanism are transmitted to the carrier and sun gear of the planetary gear mechanism, which are combined. When the gear ratio is changed from a small (underdrive) state to a large (overdrive) state by the power (torque) circulation, the continuously variable transmission mechanism changes the speed. The gear ratio of the entire machine changes from the large state to the small state.
[0005]
Further, by releasing the first clutch and engaging the second clutch, the output side of the continuously variable transmission mechanism is taken out as it is as the output of the entire transmission, and therefore the transmission ratio of the continuously variable transmission mechanism remains as it is for the entire transmission. It becomes the gear ratio.
[0006]
That is, in the low mode in which the first clutch is engaged, the continuously variable transmission mechanism is in the high mode in which power is transmitted from the secondary side to the primary side by power circulation and the second clutch is engaged. Thus, the continuously variable transmission mechanism transmits power from the primary side to the secondary side.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
In general, a belt-type continuously variable transmission changes speed by changing the pulley ratio by changing the axial force (belt clamping pressure) acting on both the driving and driven pulleys. In order to transmit power by setting both pulleys to a predetermined pulley ratio, it is necessary to set the ratio of the axial force acting on both pulleys to a predetermined value. In this case, the axial force of the driving pulley is set to the driven side. It needs to be larger than the axial force of the pulley.
[0008]
However, in the continuously variable transmission described above, although the power transmission direction of the belt-type continuously variable transmission is changed between the low mode and the high mode by torque circulation, the axial force of the pulley is not considered. This is not paid, and the shift control at the time of switching between the low and high modes becomes troublesome, and it takes time to stabilize, and there is a possibility of causing a response delay.
[0009]
Accordingly, an object of the present invention is to provide a continuously variable transmission that solves the above-mentioned problems by changing the axial force acting on both pulleys of the belt-type continuously variable transmission as the low / high mode is switched. Is.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
The present invention according to claim 1 has been made in view of the above circumstances, and includes an input shaft (3) interlocked with an engine output shaft (2),
An output shaft (5) interlocking with the wheel;
To change the pulley ratio of the first pulley (7), the second pulley (9) interlocked with the input shaft, the belt (10) wound around these pulleys, and the first and second pulleys. A belt-type continuously variable transmission (11) having axial force actuating means (32) (33) for applying axial force to both pulleys;
At least the first, second and third rotating elements (19 c (19 s ) (19r), the first rotating element to the input shaft (3), the second rotating element to the second pulley (9), and the third rotating element to the output shaft. Planetary gears (19) each linked to (5),
A first clutch (C) that is interposed between the input shaft (3) and the first rotating element (for example, the carrier 19c) and engages or releases the power transmission therebetween. L )When,
A second gear which is interposed between any two of the first, second and third rotating elements (for example, the sun gear 19s and the ring gear 19r) of the planetary gear (19) and which connects or releases these two rotating elements. Clutch (C H )When,
Low-high switching means (60) for switching between a low mode in which a relatively high torque ratio is achieved by engaging the first clutch and a high mode in which a relatively low torque ratio is engaged by engaging the second clutch. , 60 ', 60 1 ) And
In the continuously variable transmission in which the torque transmission direction between the first and second pulleys of the belt-type continuously variable transmission (11) is changed by switching between the low mode and the high mode.
Control means (54, 54 ', 54) for controlling the axial force actuating means so that the axial force acting on the first and second pulleys produces a difference corresponding to the pulley ratio. 1 , 54 2 )When,
Change means (qw, 79, 80) for changing so that the magnitude relationship of the axial force acting on the first and second pulleys by the control means is reversed in accordance with the switching of the low-high switching means;
It is characterized by comprising.
[0011]
In the invention according to claim 2, the axial force actuating means acts on the first hydraulic servo (32) acting on the first pulley (7) and the second pulley (9). A second hydraulic servo (33), and applying an oil pressure based on an oil pump (17) to the first and second hydraulic servos to impart axial force to the first and second pulleys And
The changing means is a switching valve (q to w, 79, 80) for switching between a hydraulic pressure acting on the first hydraulic servo and a hydraulic pressure acting on the second hydraulic servo.
[0012]
In the invention according to claim 3, for example, as shown in FIGS. 4 to 13, the low-high switching means supplies the hydraulic pressure based on the oil pump (7) to each of the first clutch and the second clutch. Hydraulic servo (C L ) (C H ) And a low / high switching valve (60, 60 ′) that reverses the supply and release of the hydraulic servo, and the switching valve (qw) is integrated with the low / high switching valve. Consists of.
[0013]
In the invention according to claim 4, for example, as shown in FIGS. 14 and 15, the low-high switching means supplies the hydraulic pressure based on the oil pump (17) to each of the first clutch and the second clutch. Hydraulic servo (C L ) (C H The low-high switching valve (60) which is interposed in the oil passage leading to) and reverses the supply and release of these hydraulic servos 1 The switching valve (79, 80) is configured separately from the low-high switching valve, and is connected to the first or second clutch hydraulic servo generated by the switching of the low-high switching valve. It is switched by hydraulic pressure.
[0014]
In the invention according to claim 5, for example, as shown in FIG. 4 to FIG. 8 and FIG. 14, each of the first and second hydraulic servos (32) (33) has a plurality of hydraulic chambers. And
The switching valve (qw) selectively switches the hydraulic chamber for supplying hydraulic pressure, and reverses the effective pressure receiving area of the first and second hydraulic servos.
[0015]
In the invention according to claim 6, the first and second hydraulic servos (32), (33) are at least the first hydraulic chamber (45) (46) and the second hydraulic chamber (47), respectively. (49) and the first hydraulic chambers (45) and (46) of both the hydraulic servos have the same effective pressure receiving area,
The control means (54, 54 1 ) Has a regulator valve (56) and a ratio control valve (57), and the hydraulic pressure from the regulator valve is always supplied to the first hydraulic chambers (45) and (46) of the both hydraulic servos. The hydraulic pressure by the ratio control valve (57) is supplied to the second hydraulic chamber (47 or 49) of either one of the hydraulic servos.
The switching valve (qw) is formed by inverting the communication between the ratio control valve (57) and the second hydraulic chamber (49 or 47).
[0016]
In the invention which concerns on Claim 7, the said regulator valve (56) and the said ratio control valve (57) are arrange | positioned between the said oil pump (17) and the said switching valve (qw). .
[0017]
In the invention according to claim 8, for example, as shown in FIGS. 9 to 13 and 15, the control means (54 ′, 54). 2 ) Has first and second regulator valves (56) and (57) for adjusting the hydraulic pressure based on the oil pump (17) to the respective hydraulic pressures, and one of these first and second regulator valves. Is connected to one of the first and second hydraulic servos, and the other of the regulator valve is connected to the other of the hydraulic servos.
The switching valve (q to t) is formed by inverting the communication between the first and second regulator valves and the first and second hydraulic servos.
[0018]
In the invention according to claim 9, the first and second regulator valves (56) (57) are arranged between the oil pump (17) and the switching valve (59).
[0019]
In the invention according to claim 10, based on the determination of the coast state of the vehicle, the hydraulic pressure of the hydraulic servo to which the high hydraulic pressure is applied is lower than the hydraulic pressure of the hydraulic servo to which the low hydraulic pressure is applied. A relief valve (58) is provided.
In the invention which concerns on Claim 11, the detection means (S30, S40) which detects the pulley ratio of the said belt-type continuously variable transmission (11),
Judgment means (S31, S41) for judging whether or not switching of the low-high switching means is necessary based on an output signal from the detection means.
[0020]
Claim 1 2 In the invention according to FIG. 1, for example, as shown in FIGS. 1 and 24 to 26, the first clutch (C L ) Is engaged, the input shaft (3) is transmitted from the first rotating element and the torque direction at the input shaft of the torque transmitted from the first pulley (7). The torque is applied to the first pulley and the first rotating element so that the directions of torque at the input shaft are opposite to each other.
[0021]
[Action]
Based on the above configuration, the low-high switching means (60, 60 ', 60 1 ) Is the first clutch (C L ) Is engaged in the low (L) mode, the rotation of the input shaft (3) is appropriately shifted via the belt-type continuously variable transmission (11) and the second rotational element (19) of the planetary gear (19). For example, it is transmitted to the sun gear 19s) and the first clutch (C L ) Is transmitted to the first rotating element (for example, the carrier 19c) of the planetary gear (19), and both these rotations are combined by the planetary gear (19) and output from the third rotating element (for example, the ring gear 19r). Take out to the shaft (5).
[0022]
On the other hand, the low-high switching means has a second clutch (C H ) Is engaged in the high (H) mode, the rotation of the input shaft (3) causes the belt-type continuously variable transmission (11) and the second clutch (C H ) To the output shaft (5) directly.
[0023]
In the low mode and high mode by the low-high switching means, the control means (54, 54 ', 54 1 , 54 2 ) To control the axial force actuating means (32) (33), the axial force of the first or second pulley (7) (9) is changed, and the belt type continuously variable transmission has a predetermined pulley ratio. Changed to
[0024]
At this time, the torque transmission direction of the belt-type continuously variable transmission (11) is switched by the switching of the low-high switching means, and the changing means (q to w, 79, 80) are changed along with the switching of the low-high switching means. The magnitude relationship between the axial forces acting on the first and second pulleys (7) and (9) is reversed so as to match the torque transmission direction of the switched belt type continuously variable transmission.
[0025]
In addition, although the code | symbol in the said parenthesis is for contrast with drawing, it does not limit the structure of this invention at all.
[0026]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, as the low / high switching means is switched, the changing means reverses the magnitude relation of the axial force acting on both pulleys, so that the torque transmission direction is reversed based on the switching between the low mode and the high mode. Thus, the axial force relationship between the two pulleys of the belt type continuously variable transmission can be matched, and the low mode and the high mode can be achieved reliably and quickly.
[0027]
According to the second aspect of the present invention, since the hydraulic pressure acting on the first and second hydraulic servos is reversed by the switching valve, it is not necessary to individually control the hydraulic pressures of both hydraulic servos. By switching the road, the low mode and the high mode can be switched easily and reliably.
[0028]
According to the third aspect of the present invention, since the switching valve is formed integrally with the low-high switching valve, the reversal of the axial force acting on both pulleys and the first and second clutches by the operation of the switching valve. Can be carried out at the same time and integrally, for example, preventing the malfunction of the clutch being in the high mode when the magnitude relation of the axial force is in the low mode, and reliably achieving the low mode and the high mode. can do.
[0029]
According to the fourth aspect of the present invention, since the low / high switching valve for switching the first and second clutches and the switching valve for reversing the axial force of both pulleys are configured separately from each other, The function can be simplified by simplifying the structure and the switching valve is switched in conjunction with the low-high switching valve by the hydraulic pressure supplied to the hydraulic servo for the first or second clutch. Mode and high mode can be achieved reliably.
[0030]
According to the present invention of claim 5, since each of the first and second hydraulic servos has a plurality of hydraulic chambers, the control to the hydraulic chambers can be performed without controlling the pressure regulation acting on both hydraulic servos. By switching the hydraulic supply, the effective pressure receiving area of both hydraulic servos can be reversed, and the axial force acting on both pulleys can be reversed easily and reliably.
[0031]
According to the sixth aspect of the present invention, the hydraulic pressure is always supplied to the first hydraulic chambers of the two hydraulic servos, and the hydraulic pressure supply to one of the second hydraulic chambers of the two hydraulic servos is switched to thereby reduce the low pressure. The reversal of the axial force of both pulleys accompanying the mode and high mode switching can be performed easily and reliably.
[0032]
According to the present invention of claim 7, when the regulator valve and the ratio control valve are arranged on the downstream side of the switching valve, it is necessary to increase the number of valves or increase the function of one valve. By arranging the regulator valve and the ratio control valve between the oil pump and the switching valve, the above-described need is eliminated and the regulator valve can be configured easily.
[0033]
According to the eighth aspect of the present invention, the two regulator valves adjust the hydraulic pressures different from each other, and the supply of both the pressure adjustments in the low mode and the high mode are switched by the both hydraulic servos. And the axial force of both pulleys in the low mode and the high mode can be switched reliably and easily.
[0034]
According to the ninth aspect of the present invention, as in the seventh aspect, the number of valves and the function are not increased, and a simple configuration can be achieved.
[0035]
According to the tenth aspect of the present invention, since the hydraulic pressure of the hydraulic servo to which the high hydraulic pressure is applied is lowered by the relief valve, even in a coast state where the transmission torque direction is reversed, the torque transmission direction is matched. The axial force acting on the pulley is changed, and the coast state can be reliably maintained.
[0036]
According to the eleventh aspect of the present invention, the determination means can automatically and accurately determine the switching time between the low mode and the high mode based on the signal from the detection means for detecting the pulley ratio, and the pulley ratio Accordingly, the mode can be switched automatically and reliably to the low mode and the high mode, and the axial force acting on both pulleys can be reversed. According to the present invention of claim 12, torque circulation by the planetary gear is reliably performed.
[0037]
【Example】
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
[0038]
First, a power transmission mechanism of a continuously variable transmission according to the present invention will be described with reference to FIG. The in-vehicle automatic continuously variable transmission 1 includes a first shaft 3 aligned with the engine crankshaft 2, a second shaft 5, and a third shaft 6 (a, b) aligned with the front axle. 3, a primary (first) pulley 7 is supported, and a second (second) pulley 9 is supported on the second shaft 5, and a belt 10 is wound around these pulleys 7 and 9. The belt type continuously variable transmission 11 is configured.
[0039]
Further, the first shaft 3 is connected to the engine crankshaft 2 via a damper 12 to constitute an input shaft, and the input shaft 3 includes a low clutch C L The input side member 13 is fixed and the output side member 15 is rotatably supported. A primary side sprocket 16 constituting a power transmission means is integrally connected to the output side member 15. . A fixed sheave 7a of the primary pulley 7 is fixed to the input shaft 3, and an oil pump 17 is connected to the tip of the input shaft 3. A movable sheave 7b moves in the axial direction to the fixed sheave 7a. Supported as possible.
[0040]
A secondary pulley 9 is rotatably supported on the second shaft 5, and the secondary pulley 9 is integrally connected to a fixed sheave 9 a, a movable sheave 9 b that is supported by the fixed sheave in an axially movable manner, and the fixed sheave. Secondary shaft 9c. Further, a high clutch C is provided between the second shaft 5 and the secondary shaft 9c. H Further, a planetary gear 19 is disposed on the second shaft 5 and a secondary side sprocket 20 is rotatably supported. The second shaft 5 constitutes an output shaft with an output gear 21 fixed to one end thereof.
[0041]
The planetary gear 19 is composed of a single pinion planetary gear having a sun gear 19s, a ring gear 19r, and a carrier 19c rotatably supporting each one pinion 19p engaged with these two gears. The sun gear 19s is connected to the secondary shaft 9c to form a second rotating element, the ring gear 19r is connected to the output shaft 5 to form a third rotating element, and the carrier 19c is connected to the secondary side sprocket 20. To constitute a first rotating element. A winding body 22 such as a silent chain, a roller chain, or a timing belt is wound around the primary side and secondary side sprockets 16 and 20.
[0042]
The gear 21 fixed to the output shaft 5 meshes with the large gear 23a of the reduction gear unit 23, and the small gear 23b of the unit meshes with the ring gear 24 of the differential device 25. 25 outputs differential rotation to the left and right axle shafts 6a and 6b constituting the third shaft.
[0043]
Next, the operation based on the power transmission mechanism of the continuously variable transmission 1 will be described with reference to FIGS. 1 (a), 1 (b), FIG. 2, and FIG. The rotation of the engine crankshaft 2 is transmitted to the input shaft 3 via the damper 12. Low clutch C L Connected to high clutch C H In the low mode in which the rotation is cut off, the rotation of the input shaft 3 is transmitted to the primary pulley 7 and the power transmission device 26 including the primary side sprocket 16, the winding body 22 and the secondary side sprocket 20 is provided. To the carrier 19c of the planetary gear 19. On the other hand, the rotation of the primary pulley 7 is steplessly shifted and transmitted to the secondary pulley 9 by appropriately adjusting the pulley ratio of the primary and secondary pulleys by an axial force actuating means such as a hydraulic servo to be described later. The speed change rotation of the pulley 9 is transmitted to the sun gear 19 s of the planetary gear 19.
[0044]
In the planetary gear 19, as shown in the velocity diagram of FIG. 1B, the carrier 19c to which constant speed rotation is transmitted via the power transmission device 26 serves as a reaction force element, and the belt type continuously variable transmission (CVT) ) The continuously variable speed rotation from 11 is transmitted to the sun gear 19s, and the rotation of the carrier and the sun gear is combined and transmitted to the output shaft 5 through the ring gear 19r. At this time, the ring gear 19r, which is a rotating element other than the reaction force support element, is connected to the output shaft 5, so that the planetary gear 19 generates torque circulation and the sun gear 19s and the carrier 19c rotate in the same direction. The output shaft 5 rotates in the forward (Lo) and reverse (Rev) directions with zero rotation. That is, based on the torque circulation, when the output shaft 5 rotates in the forward (forward) direction, the belt-type continuously variable transmission 11 transmits torque from the secondary pulley 9 to the primary pulley 7 and reverses the output shaft (reverse). In the direction rotation state, torque is transmitted from the primary pulley 7 to the secondary pulley 9.
[0045]
And low clutch C L Is disconnected and high clutch C H Is connected to the planetary gear 19 through the power transmission device 26, and the planetary gear 19 is connected to the high clutch C. H It will be in an integral rotation state by engagement. Accordingly, the rotation of the input shaft 3 is exclusively performed by the belt type continuously variable transmission (CVT) 11 and the high clutch C. H Is transmitted to the output shaft 5 via. That is, the CVT 11 transmits power from the primary pulley 7 to the secondary pulley 9. Further, the rotation of the output shaft 5 is transmitted to the differential device 25 via the output gear 21 and the reduction gear unit 23, and is transmitted to the left and right front wheels via the left and right axle shafts 6a and 6b.
[0046]
As shown in the speed diagram of FIG. 1B, the output torque diagram of FIG. 2, and the output rotation speed diagram of FIG. 3, in the low mode, the belt type continuously variable transmission (hereinafter referred to as CVT) 11 is When it is at the limit (O / D end) in the speed increasing direction (position a in FIG. 1), the ring gear 19r is reversely rotated with respect to the rotation of the carrier 19c at a constant speed based on the maximum rotation of the sun gear 19s. The reverse rotation (REV) is transmitted to the output shaft 5. When the CVT 11 shifts in the deceleration (U / D) direction, the reverse rotation speed decreases, and the rotation speed of the output shaft 5 is reduced at a predetermined pulley ratio determined by the gear ratio between the planetary gear 19 and the power transmission device 26. The neutral position (NEU) is zero. Further, when the CVT 11 shifts in the deceleration direction, the ring gear 19r is switched to the forward rotation direction, and the forward rotation, that is, the forward rotation is transmitted to the output shaft 5. At this time, as is apparent from FIG. 2, the torque of the output shaft 5 diverges infinitely in the vicinity of the neutral position NEU.
[0047]
Next, when the CVT 11 reaches the deceleration direction (U / D) end, the high clutch C H Is connected and switched to high mode. In the high mode, the output rotation of the CVT 11 is transmitted to the output shaft 5 as it is, so in the velocity diagram of FIG. This time, as the CVT 11 is shifted in the speed-up (O / D) direction, the rotation of the output shaft 5 is also changed in the speed-up direction, and the transmission torque decreases accordingly. In FIG. 1B, λ is a ratio (Zs / Zr) between the number of teeth Zs of the sun gear and the number of teeth Zr of the ring gear.
[0048]
Next, an embodiment of a hydraulic control mechanism for a continuously variable transmission according to the present invention will be described.
[0049]
As shown in FIG. 4, the primary and secondary pulleys 7 and 9 are respectively supported by boss portions 7c and 9c of the fixed sheaves 7a and 9a via ball splines 30 and 31 so that the movable sheaves 7b and 9b can move in the axial direction. Hydraulic servos 32 and 33 constituting axial force actuating means for applying an axial force to the pulleys are disposed on the back surfaces of the movable sheaves 7b and 9b, respectively. Both the hydraulic servos 32 and 33 include partition members 35 and 36 and cylinder members 37 and 39 fixed to the fixed sheave boss portions 7c and 9c, drum members 40 and 41 fixed to the back of the movable sheaves 7b and 9b, and the first members. 2 piston members 42 and 43, the partition members 35 and 36 are oil-tightly fitted to the drum members 40 and 41, and the second piston members 42 and 43 are cylinder members 37 and 39 and the partition member. 35 and 36 are oil-tightly fitted to form a double piston structure including first hydraulic chambers 45 and 46 and second hydraulic chambers 47 and 49, respectively.
[0050]
In the first hydraulic chambers 45 and 46 in the hydraulic servos 32 and 33, the back surfaces of the movable sheaves 7b and 9b form a piston surface, and the effective pressure receiving area of the piston surface is on the primary side and the secondary side. Are equal. Further, oil passages 50, 51, 52, 53 communicating with the first hydraulic chambers 45, 46 and the second hydraulic chambers 47, 49 are formed in the primary side and secondary side fixed sheave boss portions 7c, 9c, respectively. In addition, a preload spring 55 is contracted in the first hydraulic chamber 45 of the primary hydraulic servo 32.
[0051]
Further, as shown in FIG. 5, the hydraulic control mechanism (means) 54 of the present embodiment includes a primary regulator valve 56, a ratio control valve 57, a downshift relief valve 58, a manual valve (switching valve, selection means) 59, and a low-high. A control valve (low / high switching means) 60 is provided, and the hydraulic pressure from the oil pump 17 is appropriately adjusted and switched, and the first and second hydraulic chambers 45, 46 of the hydraulic servos 32, 33 are switched. 47, 49 and low clutch (hydraulic servo) C L , High clutch (hydraulic servo) C H To be supplied.
[0052]
Next, the operation of the hydraulic control mechanism 54 will be described with reference to FIGS.
[0053]
As shown in FIG. 8, in the low (L) mode in the D range, a predetermined hydraulic pressure is supplied to the first hydraulic chamber 45 of the primary hydraulic servo 32 and the first hydraulic chamber of the secondary hydraulic servo 33. The predetermined hydraulic pressure is applied to both the 46 and the second hydraulic chamber 49, and the low clutch C L Are connected by hydraulic pressure. That is, in the low mode, the manual valve 59 is operated to the D range position shown in FIG. 5, and the ports d and e, f and g, h and i, k and l are communicated and the port j is drained. It communicates with port Ex. The low-high control valve 60 is in the low position (L), and communicates the ports o and p, q and r, s and t, u, v, w and x, and the port y communicates with the drain port Ex. It is switched and held as follows.
[0054]
Accordingly, the hydraulic pressure from the output port c of the primary regulator valve 56 is low via the ports d and e in the manual valve 59 (see FIG. 5) located at the D range position, and further through the ports o and p of the low-high control valve 60. Hydraulic servo C L Supplied to the clutch C L And is supplied to the first hydraulic chamber 45 of the primary hydraulic servo 32 through the ports f and g of the manual valve and the ports q and r of the low-high control valve 60. In a state where the downshift operation is not performed, the downshift relief valve 58 is in a normal position where the ports m and n communicate with each other, and the hydraulic pressure from the output port c is applied to the ports m and n and the manual valve 59. It is supplied to the first hydraulic chamber 46 of the secondary hydraulic servo 33 through the ports h and i and the ports s and t of the low / high control valve 60. The hydraulic pressure from the output port c is appropriately adjusted by the ratio control valve 57 so as to be a hydraulic pressure corresponding to the target pulley ratio, and the hydraulic pressure from the output port z is adjusted to the ports k and l of the manual valve 59. The secondary hydraulic servo 33 is supplied to the second hydraulic chamber 49 through the ports w and x of the low / high control valve 60. In this state, the high clutch hydraulic servo C H Is connected to the drain port Ex from the port y of the low / high control valve 60 and is in a released state, and the second hydraulic chamber 47 of the primary hydraulic servo 32 is connected to the ports u and v of the low / high control valve 60 and the manual valve 59. It communicates with the drain port Ex via the port j.
[0055]
As a result, the low clutch C L The CVT 11 is connected to the primary side where the axial force by the secondary hydraulic servo 33 that applies hydraulic pressure to both the first and second hydraulic chambers 46 and 49 is applied only to the first hydraulic chamber 45. By appropriately adjusting the opening / closing of the ratio control valve 57 in the axial force state of both pulleys 9 and 7 corresponding to the torque transmission from the secondary pulley 9 to the primary pulley 7 by becoming higher than the axial force by the hydraulic servo 32, the secondary The hydraulic pressure in the second hydraulic chamber 49 of the hydraulic servo 33 is adjusted, the axial force by the hydraulic servo 33 is adjusted as appropriate, and the pulley ratio (torque ratio) is changed as appropriate. In this state, from the input shaft 3 to the low clutch C L The engine torque transmitted to the carrier 19c of the planetary gear 19 via the power transmission device 26 is taken out from the output shaft 5 via the ring gear 19r while being regulated by the CVT 11 with the predetermined pulley ratio via the sun gear 19s. .
[0056]
In the high (H) mode of the D range, as shown in FIG. 8, a predetermined hydraulic pressure is supplied to the first and second hydraulic chambers 45 and 47 of the primary hydraulic servo 32 and the secondary hydraulic pressure is supplied. High clutch hydraulic servo C supplied to the first hydraulic chamber 46 of the servo 33 H To be supplied. That is, in the high mode (H), as shown in FIG. 6, the manual valve 59 is in the same D range position as the previous low mode, but the low / high control valve 60 is switched to the high position (H). Ports o and y, q and t, s and r, x and v, w and u communicate with each other, and port p communicates with the drain port Ex.
[0057]
Accordingly, the output hydraulic pressure from the primary regulator valve 56 is supplied to the high clutch hydraulic servo C via the ports d and e of the manual valve 59 and the ports o and y of the low / high control valve 60. H Supplied to the clutch C H And is supplied to the first hydraulic chamber 46 of the secondary hydraulic servo 33 through the ports f and g of the manual valve 59 and the ports q and t of the low-high control valve 60. Further, it is supplied to the first hydraulic chamber 45 of the primary hydraulic servo 32 through the ports m and n of the downshift relief valve 58, the ports h and i of the manual valve 59, and the ports s and r of the low-high control valve 60, and appropriately. The pressure is supplied to the second hydraulic chamber 47 of the primary hydraulic servo 32 through the output port z of the ratio control valve 57, the ports k and l of the manual valve 59, and the ports w and u of the low-high control valve 60. In this state, the low clutch hydraulic servo C L Is connected to the drain port Ex from the port p of the low / high control valve 60 and is in a released state, and the second hydraulic chamber 49 of the secondary hydraulic servo 33 includes ports x and v of the low / high control valve 60 and ports of the manual valve 59. It communicates with the drain port Ex via j.
[0058]
As a result, the high clutch C H Are connected to each other, and the CVT 11 is connected to the first hydraulic chamber 45 only by the axial force supplied by the primary hydraulic servo 32 to which the hydraulic pressure is supplied to the first and second hydraulic chambers 45, 47. The second hydraulic pressure of the primary hydraulic servo 32 is increased by appropriately adjusting the ratio control valve 57 in an axial force state corresponding to torque transmission from the primary pulley 7 to the secondary pulley 9 due to the axial force by the hydraulic servo 33. The hydraulic pressure in the chamber 47 is adjusted, the axial force by the hydraulic servo 32 is adjusted, and an appropriate pulley ratio (torque ratio) is obtained. In this state, the torque transmitted from the engine to the input shaft 3 is appropriately changed by the CVT 11 transmitted from the primary pulley 7 to the secondary 9, and further the high clutch C H Is taken out from the output shaft 5 via.
[0059]
In the reverse range (R), as shown in FIG. 8, the predetermined hydraulic pressure is supplied to the first and second hydraulic chambers 45 and 47 of the primary hydraulic servo 32 and the secondary hydraulic servo 33 Low clutch hydraulic servo C supplied to the first hydraulic chamber 46 L To be supplied. That is, in the reverse range, as shown in FIG. 7, the manual valve 59 is in the reverse (R) range position, and the low-high control valve 60 is in the low position (L). In this state, in the manual valve 59, the ports d and e, f and i, h and g, k and j communicate with each other, and the port l communicates with the drain port Ex. Similarly to the low (L) mode, the low-high control valve 60 communicates ports o and p, q and r, s and t, v and u, x and w, and port y is a drain port. Communicate with Ex.
[0060]
Accordingly, the hydraulic pressure from the output port c of the primary regulator valve 56 is supplied to the low clutch hydraulic servo C via the ports d and e of the manual valve 59 and the ports o and p of the low / high control valve 60. L To the first hydraulic chamber 46 of the secondary hydraulic servo 33 through the ports f and i of the manual valve 59 and the ports s and t of the low-high control valve 60. Further, it is supplied to the first hydraulic chamber 45 of the primary hydraulic servo 32 through the ports m and n of the downshift relief valve 58, the ports h and g of the manual valve 59, and the ports q and r of the low-high control valve 60, and the ratio The pressure is adjusted appropriately by the control valve 57 and supplied from the output port z to the second hydraulic chamber 47 of the primary hydraulic servo 32 via the ports k and j of the manual valve 59 and the ports v and u of the low-high control valve 60. The
[0061]
As a result, the low clutch C L Is connected to the CVT 11 so that the axial force by the primary hydraulic servo 32 acting on the first and second hydraulic chambers 45 and 47 is caused by the secondary hydraulic chamber 33 by only the first hydraulic chamber 46. The axial force state corresponding to torque transmission from the primary pulley 7 to the secondary pulley 9 and the ratio control valve 57 is adjusted to adjust the hydraulic pressure in the second hydraulic chamber 47 of the primary hydraulic servo 32, The axial force by the hydraulic servo 32 is adjusted, and an appropriate pulley ratio is obtained. In this state, the pulley ratio of the CVT 11 is in a predetermined acceleration (O / D) state, and the engine torque from the input shaft 3 is low clutch C L And is transmitted to the carrier 19c of the planetary gear 19 via the power transmission device 26, and is transmitted to the sun gear 19s via the CVT 11 that transmits torque from the primary pulley 7 to the secondary pulley 9, and these two torques are synthesized by the planetary gear 19. Then, it is taken out as reverse rotation to the output shaft 5 through the ring gear 19r.
[0062]
Further, as shown in FIG. 8, when the manual valve 59 is in the parking position P and the neutral position N, the low clutch C L And high clutch C H Both are released, and a predetermined hydraulic pressure is supplied to the first hydraulic chambers 45 and 46 of the primary and secondary hydraulic servos 32 and 33. That is, in the manual valve 59, the ports f, g, h, and i communicate with each other, and the ports e, j, and l communicate with the drain port Ex, respectively. The low-high control valve 60 is held at the low position L described above.
[0063]
Accordingly, the output hydraulic pressure from the primary regulator valve 56 is supplied to the first hydraulic chamber 45 of the primary hydraulic servo 32 via the ports f and g of the manual valve 59 and the ports q and r of the low-high control valve 60, and The pressure is supplied to the first hydraulic chamber 46 of the secondary hydraulic servo 33 through the ports m and n of the downshift relief valve 58, the ports h and i of the manual valve 59, and the ports s and t of the low-high control valve 60. High clutch hydraulic servo C H Is released via the port y and the drain port Ex of the low-high control valve 60, and the low-clutch hydraulic servo C is released. L Is released through ports p and o of the low-high control valve 60, a port e of the manual valve 59 and a drain port Ex, and the hydraulic pressure in the second hydraulic chamber 47 of the primary hydraulic servo 32 is low. 60, ports u and v, a manual valve 59, a port j, and a drain port Ex. The hydraulic pressure in the second hydraulic chamber 49 of the secondary hydraulic servo 33 is controlled by the ports x and w of the low-high control valve 60, the manual valve. Released through 59 ports l and drain port Ex.
[0064]
As a result, the low clutch C L And high clutch C H Are both released, and the primary hydraulic servo 32 and the secondary hydraulic servo 33 both have the same hydraulic pressure acting only on the first hydraulic chambers 45 and 46, and the primary and secondary pulleys 7 and 9 are substantially equal. Axial force acts.
[0065]
In each of the positions D; N, R, low (L) mode, and high (H) mode described above, the primary regulator valve 56 is provided in the first hydraulic chambers 45 and 46 of both the primary and secondary hydraulic servos 32 and 33, respectively. The predetermined hydraulic pressure from the hydraulic servos 32 and 33 is secured to the second hydraulic chamber 47 or 49 of either one of the hydraulic servos 32 and 33 so that the belt is not slipped. Pressure regulation from the control valve 57 acts to adjust the ratio of the axial force of the pulleys 7 and 9 to change the speed so that a predetermined pulley ratio is obtained.
[0066]
Further, when downshifting in the coast state, the downshift relief valve 58 is switched so that the port n communicates with the drain port Ex. As a result, the hydraulic pressure in the first hydraulic chamber 45 or 46 in the supply state in both the hydraulic servos 32 and 33 is discharged through the predetermined port, the port n of the relief valve 58 and the drain port Ex, and the CVT 11 is high. The hydraulic pressure of the hydraulic servo acting on the hydraulic pressure is lower than the hydraulic pressure of the hydraulic servo acting on the low hydraulic pressure.
[0067]
Next, a control mechanism according to another embodiment will be described with reference to FIGS.
[0068]
The primary and secondary hydraulic servos 32 and 33 of the present embodiment shown in FIG. 9 are respectively the first and second hydraulic chambers 73 as in the case shown in FIG. 1 , 75 1 , 73 2 , 75 2 However, holes 70 and 70 are formed in the partition portions 35 and 36, and the pressure receiving area is simply increased, and substantially one hydraulic pressure is supplied from the oil passages 71 and 72, respectively. The hydraulic chambers 73 and 75 of the hydraulic servos 32 and 33 have equal pressure receiving areas. Further, the first hydraulic chamber 75 of the secondary hydraulic servo 33 is used. 1 A preloading spring 55 is contracted. The control mechanism 54 ′ constitutes a primary (first) regulator valve 56 and a secondary (second) regulator valve that are continuously connected in series from the oil pump 17, as shown in FIGS. 10 to 12. It has a ratio control valve 57 and a downshift relief valve 58, and also has a manual valve 59 'and a low-high control valve 60' having an oil passage structure different from the above-described embodiment, and is shown in the operation table of FIG. Operates as follows.
[0069]
In the low mode (L) in the D range, a relatively low line pressure (P) from the ratio control valve 57 is applied to the hydraulic chamber 73 of the primary hydraulic servo 32 as shown in FIG. L -L), and a relatively high line pressure (P) from the primary regulator valve 56 to the hydraulic chamber 75 of the secondary hydraulic servo 33. L -H) and hydraulic clutch C for low clutch L Is supplied with line pressure. That is, the manual valve 59 'is in the D range position, and as shown in FIG. 10, the ports d, e, f, i, h, and g communicate with each other, and the low / high control valve 60' is in the low (L) position. The ports o and p, q, t, s, and r communicate with each other, and the port y communicates with the drain port Ex.
[0070]
Therefore, the relatively high line pressure (P L -H) is a low-clutch hydraulic servo C via ports d and e of the manual valve 59 'and ports o and p of the low-high control valve 60'. L To the secondary hydraulic servo 33 via the ports m and n of the downshift relief valve 58, the ports f and i of the manual valve 59 ', and the ports s and r of the low-high control valve 60'. Further, the output pressure from the primary regulator valve 56 is further regulated as appropriate by a ratio control valve (secondary regulator valve) 57, and the regulated relatively low line pressure (P L -L) is supplied from the output port z to the primary hydraulic servo 32 via the ports h and g of the manual valve 59 'and the ports q and t of the low-high control valve 60'. High clutch hydraulic servo C H Is released through port y and drain port Ex.
[0071]
As a result, the low clutch C L The CVT 11 has a relatively high line pressure P L A line pressure P in which the axial force of the secondary pulley 9 by the secondary hydraulic servo 33 on which −H acts is relatively low. L It becomes higher than the axial force of the primary pulley 7 by the primary hydraulic servo 32 on which -L acts. This state corresponds to the low (L) mode in the D range in which torque is transmitted from the secondary pulley 9 to the primary pulley 7, and the axial force of the primary pulley 7 is adjusted by appropriately adjusting the ratio control valve 57. Is adjusted, and the pulley ratio (torque ratio) is appropriately changed.
[0072]
In the high (H) mode of the D range, as shown in FIG. 13, the primary hydraulic servo 32 has a relatively high line pressure P. L -H is supplied and the secondary hydraulic servo 33 is supplied with a relatively low line pressure P. L -L is supplied and hydraulic servo C for high clutch H Is supplied with line pressure. That is, the manual valve 59 'is held in the D range position as described above, but as shown in FIG. 11, the low / high control valve 60' is switched to the high (H) position, and the ports o, y, q, r, s, and t communicate with each other, and the port p communicates with the drain port Ex.
[0073]
Therefore, a relatively high pressure regulation (line pressure) P from the primary regulator valve 56. L -H is the high clutch hydraulic servo C via the ports d and e of the manual valve 59 'and the ports o and y of the low-high control valve 60'. H To the primary hydraulic servo 32 via ports m and n of the downshift relief valve 58, ports f and i of the manual valve 59 ', and ports s and t of the low-high control valve 60'. On the other hand, a relatively low pressure regulation (line pressure) P from the ratio control valve 57 that further regulates the output pressure of the primary regulator valve 56. L -L is supplied from the output port z to the secondary hydraulic servo 33 via the ports h and g of the manual valve 59 'and the ports q and r of the low-high control valve 60'. Low clutch hydraulic servo C L Is released through port p and drain port Ex.
[0074]
As a result, the high clutch C H The CVT 11 has a relatively high line pressure P L The axial force of the primary pulley 7 by the primary hydraulic servo 32 on which −H acts is a relatively low line pressure P. L It becomes higher than the axial force of the secondary pulley 9 by the secondary hydraulic servo 33 on which -L acts. This state corresponds to the high (H) mode in which torque is transmitted from the primary pulley 7 to the secondary pulley 9, and the axial force of the secondary pulley 9 is adjusted by appropriately adjusting the ratio control valve 57. The pulley ratio (torque ratio) is changed as appropriate.
[0075]
In the reverse range (R), as shown in FIG. 13, the primary hydraulic servo 32 has a relatively high line pressure P. L -H acts and the secondary hydraulic servo 33 has a relatively low line pressure P. L -L acts and low clutch hydraulic servo C L Line pressure acts on That is, as shown in FIG. 12, the manual valve 59 'is switched to the reverse (R) range position, the ports d and e, f, g, h and i are communicated, and the low-high control valve 60' is as described above. Held in the low (L) position.
[0076]
Therefore, a relatively high pressure regulation (line pressure) P from the primary regulator valve 56. L -H is a low-clutch hydraulic servo C via ports d and e of the manual valve 59 'and ports o and p of the low-high control valve 60'. L To the primary hydraulic servo 32 via the ports m and n of the downshift relief valve 58, the ports f and g of the manual valve 59 ', and the ports q and t of the low-high control valve 60'. On the other hand, relatively low pressure regulation (line pressure) P from the ratio control valve 57 L -L is supplied to the secondary hydraulic servo 33 via the ports h and i of the manual valve 59 'and the ports s and r of the low-high control valve 60'. High clutch hydraulic servo C H Is discharged from the port y to the drain port Ex.
[0077]
As a result, the low clutch C L And the CVT 11 is connected to a relatively high hydraulic pressure P based on the primary regulator valve 56. L -H acts on the primary hydraulic servo 32 and a relatively low hydraulic pressure P based on the ratio control valve 57 L -L acts on the secondary hydraulic servo 33. In the reverse (R) range, torque is transmitted from the primary pulley 7 to the secondary pulley 9 in the CVT 11, and the axial force of the primary pulley 7 corresponds to the axial force of the secondary pulley 9 corresponding to the torque transmission. The axial force of the secondary pulley 9 is adjusted by adjusting the pressure of the ratio control valve 57, and the pulley ratio is appropriately changed.
[0078]
Further, as shown in FIG. 13, the neutral (N) range and the parking (P) range have a relatively low hydraulic pressure P in the primary hydraulic servo 32. L -L acts and the secondary hydraulic servo 33 has a relatively low hydraulic pressure P L -L acts. That is, the manual valve 59 'is switched to the neutral or parking position, the port e communicates with the drain port Ex, the port h communicates with the ports g and i, and the low-high control valve 60' L) held in position.
[0079]
Accordingly, the hydraulic pressure from the output port z of the ratio control valve 57 is supplied from the port h of the manual valve 59 'to the primary hydraulic servo 32 via the port g and the ports q and t of the low-high control valve 60'. The secondary hydraulic servo 33 is supplied through the port i and the ports s and r of the low-high control valve 60 '. In this state, the high clutch hydraulic servo C H Is discharged from the port y of the low-high control valve 60 ′ to the drain port Ex, and the low-clutch hydraulic servo C L Is discharged through the ports p and o of the low / high control valve 60 ', the port e of the manual valve 59' and the drain port Ex.
[0080]
As a result, both low and high clutch C L , C H Are cut off, and the same hydraulic pressure from the ratio control valve 57 acts on the primary hydraulic servo 32 and the secondary hydraulic servo 33 having the same pressure receiving area, so that both the primary and secondary pulleys 7 and 9 have substantially the same shaft. Force acts.
[0081]
When the downshift operation is performed, the downshift relief valve 58 is switched so that the port n communicates with the drain port Ex. Therefore, the hydraulic pressure of the hydraulic servo to which high hydraulic pressure is applied is low. Lower than the hydraulic servo hydraulic pressure.
[0082]
Next, a partially changed control mechanism will be described with reference to FIG. This control mechanism 54 1 Is applied to the primary and secondary hydraulic servos 32 and 33 shown in FIG. 4, that is, those having the first and second hydraulic chambers 45, 46, 47 and 49, respectively, so-called double chamber type. The primary regulator valve 56, the ratio control valve 57, the downshift relief valve 58, and the manual valve 59 are the same as those in the embodiment shown in FIGS. 1 Consists of a simple 4-port 2-position switching solenoid valve. And the low-high control valve 60 1 High clutch servo C from port y H A pilot oil passage 77a is branched into an oil passage 77, and a switching valve 79 is provided for switching according to the pilot pressure.
[0083]
In the low (L) mode in the D range, the low-high control valve 60 1 Are in the low (L) position, and the ports o and p, the port y, and the drain port Ex communicate with each other. In this state where the oil passage 77 communicates with the drain port Ex, the switching valve 79 is in the position shown in the figure, and the ports q, r, s, t, u, v, w, and x communicate with each other. In the D range position, in the manual valve 59, the ratio pressure from the ratio control valve 57 is guided to the oil passage (2), and the oil passage (1) communicates with the drain port Ex.
Therefore, the clutch pressure P from the manual valve 59 C The low-high control valve 60 1 Low clutch hydraulic servo C via ports o and p L And the first and second line pressures P from the manual valve L 1, P L 2 is supplied to the first hydraulic chamber 45 of the primary hydraulic servo 32 and the first hydraulic chamber 46 of the secondary hydraulic servo 33 via ports q and r and ports s and t of the switching valve 79, respectively. The ratio pressure from the manual valve is supplied to the second hydraulic chamber 49 of the secondary hydraulic servo 33 via the oil passage (2) and the ports w and x of the switching valve 79, and the second hydraulic pressure of the primary hydraulic servo 32 is supplied. The hydraulic pressure in the chamber 47 communicates with the drain port Ex of the manual valve via the ports u and v and the oil passage (1).
[0084]
In this state, as described above, the low clutch C L As a result, the axial force of the secondary pulley 9 is higher than that of the primary pulley 7 by the ratio pressure acting on the second hydraulic chamber 49 of the secondary hydraulic servo 33 in accordance with the torque transmission direction. Yes.
[0085]
In the case of the high (H) mode in the D range, the low-high control valve 60 is used. 1 Is switched to the high (H) position, the ports o and y communicate with each other, and the port p communicates with the drain port Ex. Clutch pressure P C Is supplied to the oil passage 77 through the ports o and y, the switching valve 79 is switched by the pilot pressure from the oil passage 77a, and the ports q, t, s, r, x, v, w and u communicate.
[0086]
Therefore, the clutch pressure P C The low-high control valve 60 1 High clutch hydraulic servo C via ports o and y H And the line pressure P L 1 and P L 2 is supplied to the first hydraulic chamber 46 of the secondary hydraulic servo 33 via the ports q and t of the switching valve 79 and is also supplied to the first hydraulic chamber 45 of the primary hydraulic servo 32 via the ports s and r. The Further, the ratio pressure from the manual valve 59 is supplied to the second hydraulic chamber 47 of the primary hydraulic servo 32 via the oil passage (2) and the ports w and u, and the second hydraulic chamber 49 of the secondary hydraulic servo 33. Is discharged from the drain port of the manual valve 59 via the ports x and v and the oil passage (1).
[0087]
In this state, the high clutch C H And the axial force of the primary pulley 7 by the primary hydraulic servo 32 in which the ratio pressure acts on the second hydraulic chamber 47 is higher than that of the secondary pulley 9 in the CVT 11 in accordance with the torque transmission direction.
[0088]
Further, in the reverse (R) range, the manual valve 59 is switched as shown in FIG. 1 Is held in the low (L) position. Therefore, in this state, the switching valve 79 is held at the lower position in the figure as described above. Further, by switching the manual valve 59, the ratio pressure is supplied to the oil passage (1), and the oil passage (2) communicates with the drain port Ex.
[0089]
Therefore, the clutch pressure P C Is a low clutch hydraulic servo C via ports o and p. L The first and second line pressures are supplied to the first hydraulic chamber 45 of the primary hydraulic servo via ports q and r, and the first hydraulic pressure of the secondary hydraulic servo is supplied via ports s and t. It is supplied to the hydraulic chamber 46. Further, the ratio pressure through the manual valve 59 is supplied to the second hydraulic chamber 47 of the primary hydraulic servo via the oil passage (1) and the ports v and u, and the second hydraulic chamber 49 of the secondary hydraulic servo. The hydraulic pressure is discharged from the drain port Ex of the manual valve 59 through the ports x and w and the oil passage (2).
[0090]
In this state, the low clutch C L In the CVT 11, the axial force of the primary pulley 7 by the primary hydraulic servo 32 in which the ratio pressure acts on the second hydraulic chamber 47 is higher than that of the secondary pulley in accordance with the torque transmission direction.
[0091]
Next, a partially changed control mechanism will be described with reference to FIG. This control mechanism 54 2 Is applied to the primary and secondary hydraulic servos 32 and 33 shown in FIG. 9, that is, the so-called double regulator type having one hydraulic chamber 73 and 75 having the same pressure receiving area and supplying different hydraulic pressures to each. . The primary regulator valve 56, the ratio control valve (secondary regulator valve) 57, the downshift relief valve 58, and the manual valve 59 'are similar to those shown in FIGS. 10 to 12, but the low-high control valve 60 is used. 1 Consists of a simple 4-port 2-position switching solenoid valve, and a high clutch hydraulic servo C from the port y of the valve. H A switching valve 80 is provided that can be switched using the hydraulic pressure to the pilot pressure.
[0092]
In the low (L) mode in the D range, the low-high control valve 60 1 Are in the low (L) position, and the ports o and p, the port y, and the drain port Ex communicate with each other. In this state where the oil passage 77 communicates with the drain port Ex, the switching valve 80 is in the position shown in the figure, and the ports q, t, s, and r communicate with each other. At this time, a relatively high line pressure P from the primary regulator valve 56 is determined based on the D range position of the manual valve 59 '. L -H is led to the oil passage (4), and the relatively low line pressure P from the ratio control valve 57 L -L is led to the oil passage (3).
[0093]
Therefore, the clutch pressure P from the manual valve 59 C The low-high control valve 60 1 Low clutch hydraulic servo C via ports o and p L And a relatively low line pressure P from the oil passage (3). L -L is supplied to the primary hydraulic servo 32 via the ports q and t of the switching valve 80, and the relatively high line pressure P from the oil passage (4). L -H is supplied to the secondary hydraulic servo 33 via ports s and r.
[0094]
In this state, as described above, the low clutch C L In the CVT 11, the axial force of the secondary pulley 9 by the secondary hydraulic servo 33 to which a higher line pressure acts is higher than that of the primary pulley 7 in accordance with the torque transmission direction.
[0095]
In the case of the high (H) mode in the D range, the low / high control valve 60 is used. 1 Is switched to the high (H) position, the ports o and y communicate with each other, and the port p communicates with the drain port Ex. Clutch pressure P C Is supplied to the oil passage 77 via the ports o and y, the switching valve 80 is switched by the pilot pressure from the oil passage 77a, and the ports q, r, s, and t communicate with each other.
[0096]
Therefore, the clutch pressure P C Is the high clutch hydraulic servo C H And a relatively low line pressure P from the oil passage (3). L -L is supplied to the secondary hydraulic servo 33 via the ports q and r of the switching valve 80 and has a relatively high line pressure P from the oil passage (4). L -H is supplied to the primary hydraulic servo 32 via ports s and t.
[0097]
In this state, the high clutch C H And the axial force of the primary pulley 7 by the primary hydraulic servo 32 to which a high line pressure acts is higher than that of the secondary pulley 9 in accordance with the torque transmission direction.
[0098]
In the reverse (R) range, the manual valve 59 'is switched as shown in FIG. 1 Is held in the low (L) position. Therefore, in this state, the switching valve 80 is held at the lower position in the drawing as described above. Further, by switching the manual valve 59 ', a relatively high line pressure P from the primary regulator valve 56 is provided in the oil passage (3). L -H is introduced, and the relatively low line pressure P from the ratio control valve 57 is introduced into the oil passage (4). L -L is derived.
[0099]
Therefore, the clutch pressure P C Is a low clutch hydraulic servo C via ports o and p. L And high line pressure P from oil passage (3) L -H is supplied to the primary hydraulic servo 32 via the ports q and t, and the lower line pressure P from the oil passage (4). L -L is supplied to the secondary hydraulic servo 33 via ports s and r.
[0100]
In this state, the low clutch C L The CVT 11 is connected to the higher line pressure P in accordance with the torque transmission direction. L The axial force of the primary pulley 7 by the primary hydraulic servo 32 on which −H acts is higher than that of the secondary pulley 9.
[0101]
Next, control of the continuously variable transmission according to this embodiment will be described.
[0102]
FIG. 16 is a block diagram of an electronic control unit (EUC) 90, 91 is a sensor that is installed in the continuously variable transmission 1 and detects the rotational speed of the input shaft 2 of the transmission, and 92 is a secondary of the CVT 11. A sensor 93 for detecting the rotation of the pulley 9, a vehicle speed sensor 93 for detecting the rotation of the output shaft 5 of the continuously variable transmission, and a vehicle speed sensor 94, which are also used as speedometer signals, This is for backup when the sensor 93 fails. 95 is a sensor for detecting where the shift lever of the continuously variable transmission, that is, the manual valve is located in each of the shift positions of P, R, N, and D, and 96 is a potentiometer installed in the engine. A sensor 97 that detects the degree of opening is a sensor that is installed in the throttle opening sensor 96 and detects that the accelerator is fully closed. And the signal from each said sensor is taken in into CPU, ROM, or RAM via an input processing circuit and an input interface circuit, respectively.
[0103]
101 is a solenoid for the low-high control valve 60 for switching to the low (L) mode and the high (H) mode, and is turned on and off. Reference numeral 102 denotes a solenoid for the downshift relief valve 58 for draining the high-pressure side circuit, and includes a duty or linear solenoid. Reference numeral 103 denotes a solenoid for the ratio control valve 57 for adjusting the shift control hydraulic pressure, which is a duty or linear solenoid. 105 is a solenoid for the primary regulator valve 56 for controlling the line pressure, and is composed of a linear solenoid. Each solenoid is driven through a solenoid drive circuit 106 that generates a predetermined voltage or output based on a signal from the output interface circuit, and the operation of each solenoid is checked by a monitor circuit 107 to fail. Is determined and self-determination is performed.
[0104]
109 is an electronic control unit for engine control, and 110 is a signal for temporarily reducing the generated torque of the engine in order to reduce shock at the time of shifting by performing ignition timing delay, fuel cut, etc. Numeral 111 is a processing circuit for inputting the engine speed. Reference numeral 112 is an indicator lamp or the like, and is a checker member that outputs a self-diagnosis result at the time of failure of the electronic control unit 90. Reference numeral 113 is a circuit for outputting the self-diagnosis result at the time of failure. Reference numeral 115 denotes a display device that displays the state of the continuously variable transmission, such as a low (L) mode and a high (H) mode display lamp, and 116 denotes a drive circuit therefor.
[0105]
FIG. 17 is a diagram showing a general flow of the continuously variable transmission. S1 is a step for performing all initial settings at the start of calculation, and S2 is based on signals from the rotation sensors 91, 92, 93. This is a step for calculating the rotation speed. At S3, the neutral start switch is processed to read the shift position, and at S4, the throttle opening is calculated. Then, in S5, based on the above step S3, it is determined whether or not the manual valve is in the reverse (R) range. If YES, R range control described later is executed (S6). In the case of NO, it is determined whether or not the D range is selected (S7). In the case of the D range, the current vehicle speed V is a predetermined vehicle speed V. 1 It is determined whether or not (for example, 5 km / h) or less (S8). When the vehicle speed is below the predetermined vehicle speed, the start control is executed (S9), and when the vehicle speed is above the predetermined vehicle speed, the line pressure control is executed to determine whether the throttle opening and the pulley ratio are low (L) mode or high (H) mode. The line pressure is set based on (S10). Further, in S11, based on the throttle opening, the target engine speed is read from the map and determined based on a preset best fuel consumption curve. Then, the current engine speed and the target engine speed are compared to determine whether the downshift, the upshift, or the current state is maintained (S12), and the downshift control (S13) or the upshift described later, respectively. Control (S14) is executed.
[0106]
FIG. 18 is a diagram showing a reverse (R) range control subroutine. First, in S15, it is determined from the pulley ratio and the vehicle speed whether or not the vehicle is moving forward. When the vehicle is moving forward, the current vehicle speed V is a predetermined vehicle speed V. 2 It is determined whether it is greater than (for example, 5 km / h) (S16). L And high clutch C H Control for prohibiting reverse is executed by releasing both of them (S17), and if late, neutral (N) control is executed (S18).
[0107]
The N control is performed so that the axial forces of the primary pulley 7 and the secondary pulley 9 are substantially equalized, or at least the difference between the axial forces of the primary and secondary pulleys at that time when the output torque direction is positive. From the difference in the axial force of the two pulleys determined from the input torque of the CVT and the pulley ratio, the value is smaller within the range in which the magnitude relationship is not reversed, or the CVT input at that time when the output torque direction is negative Based on the difference in the axial force between the primary and secondary pulleys determined from the torque and pulley ratio, control is performed so that the magnitude relationship becomes a small value within a range where the magnitude relationship is not reversed. Specifically, the double chamber type control mechanisms 54 and 54 shown in FIGS. 1 In this case, with the hydraulic pressure supplied to both the first hydraulic chambers 45 and 46 in both the primary and secondary hydraulic servos 32 and 33, the hydraulic pressure in both the second hydraulic chambers 47 and 49 is released, and both pulleys 7 and 9 Make axial force equal. Also, the double regulator type control mechanisms 54 ', 54 shown in FIGS. 2 In this case, the ratio control valve (secondary regulator valve) 57 is fully opened, the same hydraulic pressure is supplied to both the primary and secondary hydraulic servos 32 and 33, and the axial forces of the pulleys 7 and 9 are made equal. As a result, regardless of the rotation speed of the output shaft, the CVT 11 is self-converged so that the output from the output shaft 5 becomes zero, and is stably held at the neutral position where the rotation of the output shaft 5 becomes zero. The N control is described in detail in the specification and drawings related to Japanese Patent Application No. 7-66234, and the contents are also applied to this embodiment as it is.
[0108]
If it is determined in S15 that the vehicle is moving backward, the current vehicle speed V and the predetermined vehicle speed V 1 (For example, 5 km / h) (S19), the current vehicle speed V is a predetermined vehicle speed V 1 When it is slower, the start control is executed (S20), and when it is faster, the line pressure control for setting the line pressure based on the throttle opening and the pulley ratio is executed (S21). Further, the target engine speed is determined by reading the map in the same manner as described above (see S10) (S22), and similarly to S12, it is determined whether the upshift, the downshift, or the current status is maintained (S23). Downshift control (S24) and upshift control (S25), which will be described later, are executed.
[0109]
In the reverse (R) control, the CVT 11 is at the O / D end, and the sun gear 19 S The speed-up rotation transmitted to the power transmission device 26 and the constant rotation transmitted from the power transmission device 26 to the carrier 19c are combined by the planetary gear 19, and the reverse rotation is taken out from the output shaft 5 integral with the ring gear 19r. As shown in FIG. 2, the CVT 11 reverses the output torque of the CVT 11 across the neutral position (the output from the output shaft 5 is zero) based on the torque circulation, and the CVT is transferred from the primary pulley 7 to the secondary pulley 9. Power is transmitted. At the time of the reverse control, the manual valves 59 and 59 'are in the reverse (R) position and when the positive torque is transmitted (as shown in FIG. 7, FIG. 8, FIG. 12, FIG. 13, FIG. 14 and FIG. 15). In the case of transmission to the engine and wheels), the hydraulic pressure of the primary hydraulic servo 32 is set to be higher than the hydraulic pressure of the secondary hydraulic servo 33, and accordingly, as shown in FIG. pr Is the axial force F of the secondary pulley 9 sr It is higher and has an axial force relationship that matches the torque transmission direction described above. In this state, the ratio control valve 57 is appropriately controlled, so that the axial force F of the pulleys 7 and 9 is increased. pr , F sr Is changed and the speed is changed accordingly.
[0110]
FIG. 19 is a diagram showing a flow of upshift control in the D range shown in step S14. In S26, it is determined whether to execute a high (H) mode shift from a low (L) mode described later. The step S26 is not R range control. Further, the deviation between the current engine speed and the target engine speed and the acceleration of the deviation are calculated (S27), and the shift speed is calculated based on the calculation (S28). Thereby, the apply control of the ratio control valve 57 is executed (S29).
[0111]
FIG. 20 is a subroutine showing the Lo → Hi determination in S26, and the pulley ratio (ratio) is calculated based on the signals from the rotation sensors 91 and 92 of the primary pulley 7 and the secondary pulley 9 at SS30. Then, it is determined whether or not the pulley ratio is within the permissible range for shifting from the low mode to the high mode (S31). L To high clutch C H Re-holding is executed (S32).
[0112]
FIG. 21 is a diagram showing the flow of downshift control shown in step S13. In S33, it is determined whether or not to execute a low (L) mode shift from a high (H) mode to be described later (R range). Not in control). Further, the deviation between the current engine speed and the target engine speed and the acceleration of the deviation are calculated (S34), and the shift speed is calculated based on the calculation result (S35). Further, it is determined based on signals from the throttle opening sensor 96 and the idle switch 97 whether or not the downshift is a power-off down (S36). When the vehicle is in the coast state by power off, that is, when the accelerator pedal is released, the ratio control valve 57 is controlled and the downshift relief valve 58 is controlled (S37), and the power is turned on, ie, the accelerator pedal. When the gear is stepped on rapidly to downshift in the acceleration state, the ratio control valve 57 is controlled (S38).
[0113]
That is, as shown in step S37, when coasting, the torque is in a negative torque state in which the torque is transmitted from the wheels toward the engine. In the negative torque state, the axial force F of the primary pulley 7 is indicated by the chain line in FIG. p '(F pr ') And the axial force F of the secondary pulley 9 s '(F sr The magnitude relationship of ′) is the axial force F in the positive torque (engine → wheel) state indicated by the solid line. p , F s (F pr , F sr ) And reverse. At this time, in the double chamber type control mechanism 54 shown in FIG. 5, when the downshift relief valve 58 is drained, the first hydraulic chamber 46 of the secondary hydraulic servo 33 is released, thereby the primary pulley 7. Axial force F p 'Is the axial force F of the secondary pulley 9 s The CVT 11 is shifted by appropriately adjusting the ratio control valve 57 in this state.
[0114]
In the double regulator type control mechanism 54 'shown in FIG. 10, the secondary hydraulic servo 33 is released by draining the downshift relief valve 58, whereby the axial force F of the primary pulley is released. p 'Is the axial force F of the secondary pulley. s Higher than '.
[0115]
In the reverse (R) control shown in FIGS. 7 and 11, the supply oil path to the primary hydraulic servo 32 and the secondary hydraulic servo 33 is reversed based on the manual valve. When the hydraulic servo is depressurized, the axial force F of the secondary pulley Sr 'Is the axial force F of the primary pulley pr It is switched to be higher than ′.
[0116]
Further, in the downshift control at the time of power-on in step S38, the double chamber type control mechanism 54 shown in FIG. The hydraulic pressure of the secondary hydraulic servo 33 is relatively smaller than the hydraulic pressure of the servo, and the ratio control valve 57 is controlled in the pressure increasing direction in the double regulator type control mechanism 54 ′ shown in FIG. It becomes relatively smaller than the hydraulic pressure. Thereby, the axial force F of the secondary pulley s And primary pulley axial force F P The CVT 11 shifts rapidly in the speed-up (O / D) direction, and thus in the entire transmission 1 in the deceleration (U / D) direction.
[0117]
FIG. 22 is a Hi → Lo determination subroutine in step S33. In S40, the current pulley ratio (ratio) is read based on the signals from the rotation sensors of the primary pulley 7 (= input shaft 3) and secondary pulley 9 (S40), and the pulley ratio is allowed to shift from the high mode to the low mode. It is determined whether it is within the range (S41). And if it is within the range, the low-high control valve 60 is switched, and the high clutch C H From low clutch C L Re-holding is executed (S42).
[0118]
Low clutch C in steps S32 and S42 L And high clutch C H Is shifted to a low (L) mode and a high (H) mode. In the low mode, the forward rotation is taken out from the output shaft 5 by combining the power transmission device 26 and the CVT 11 in the planetary gear 19 in both rotations. To the primary pulley 7. On the other hand, in the high mode, the output rotation of the CVT 11 is transmitted to the output shaft 5 as it is, so that the CVT 11 is transmitted with power from the primary pulley 7 to the secondary pulley 9.
[0119]
At this time, as shown in FIG. 6, FIG. 11, FIG. 14 and FIG. 1 The hydraulic pressures of the primary hydraulic servo 32 and the secondary hydraulic servo 33 are switched. Thus, in the low mode so as to match the power transmission direction, the axial force F of the secondary pulley 9 s Is the axial force F of the primary pulley 7 p In the high mode, the axial force of the primary pulley is higher than the axial force of the secondary pulley. Note that the above description is for positive torque transmission, and when negative torque is transmitted, reverse rotation is performed by the downshift relief valve as described above.
[0120]
Next, a modified example of the power transmission mechanism of the continuously variable transmission will be described with reference to FIG.
[0121]
FIG. 24 shows an embodiment in which a dual pinion planetary gear 19 is used. L To the input shaft 3 (first rotating element), its sun gear 19s is connected to the secondary pulley 9 via gears 132 and 133 (second rotating element), and its carrier 19c is connected to the output shaft 5. The ring gear 19r and the sun gear 19s are connected to the high clutch C (third rotating element). H The ring gear 19r and the sun gear 19s rotate in the same direction. The third rotating element may be a sun gear instead of the carrier, and the first and second rotating elements may be constituted by a carrier that does not become the third rotating element, a sun gear, and a ring gear, respectively. Also good.
[0122]
In this embodiment, as shown in the velocity diagram of FIG. 24 (b), in the low mode (Lo), the engine torque from the input shaft 3 is low clutch C. L And transmitted to the ring gear 19r of the planetary gear 19 through the gears 131 and 130, and transmitted to the sun gear 19s through the CVT 11 and the gears 133 and 132. At this time, as in the previous embodiment, torque circulation is generated by the planetary gear 19, and the CVT 11 has the secondary pulley 9 on the drive side and the primary pulley 7 on the driven side, and the increase / decrease in the direction opposite to the increase / decrease direction of the CVT. Output from the carrier 19c to the output shaft 5 depending on the direction. Further, when the CVT 11 is in a predetermined acceleration (O / D) state, the carrier 19c is reversely rotated, that is, reverse (Rev) rotation, and the torque transmission direction of the CVT 11 is reversed. In the high mode (Hi), the engine torque from the input shaft 5 is transmitted to the shaft 95 via the CVT 11 and the gears 133 and 132. In the high mode, the high clutch C H As a result, the planetary gear 19 is integrally rotated, and the CVT transmission torque of the shaft 135 is transmitted to the output shaft 5 as it is.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 shows an embodiment of a power transmission mechanism in a continuously variable transmission according to the present invention, wherein (a) is a skeleton diagram and (b) is a velocity diagram.
FIG. 2 is a view showing a change in output torque related to a torque ratio of the belt type continuously variable transmission (CVT).
FIG. 3 is a diagram showing a change in output rotation speed with respect to the torque ratio of the CVT.
FIG. 4 is a cross-sectional view showing a double chamber type hydraulic servo that applies axial force to primary and secondary pulleys.
FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram showing the hydraulic control mechanism, and shows a low (L) mode state of a D range.
FIG. 6 is a diagram showing a high (H) mode state of the D range.
FIG. 7 is a diagram showing the R range.
FIG. 8 is a diagram showing the operation.
FIG. 9 is a cross-sectional view showing a double regulator type hydraulic servo.
FIG. 10 is a circuit diagram showing the hydraulic control mechanism, showing a low (L) mode state of the D range.
FIG. 11 is a diagram showing a high (H) mode state of the D range.
FIG. 12 is a diagram showing the R range.
FIG. 13 is a diagram showing the operation.
FIG. 14 is a diagram showing a partially changed hydraulic control mechanism that can be applied to the double chamber type hydraulic servo;
FIG. 15 is a diagram showing a partially changed hydraulic control mechanism that can be applied to the double regulator type hydraulic servo;
FIG. 16 is a block diagram showing an electric control mechanism according to the embodiment.
FIG. 17 is a diagram showing the general flow.
FIG. 18 is a diagram showing the reverse (R) range control subroutine.
FIG. 19 is a diagram showing a flow of the upshift control.
FIG. 20: L o → A diagram showing a Hi determination subroutine.
FIG. 21 is a diagram showing a flow of the downshift control.
FIG. 22 is a diagram showing the Hi → Lo determination subroutine.
FIG. 23 is a diagram showing an axial force balance between a primary pulley and a secondary pulley.
FIG. 24 shows another embodiment of the power transmission mechanism, in which (a) is a skeleton diagram and (b) is a velocity diagram.
[Explanation of symbols]
1 continuously variable transmission
2 Engine output shaft (crankshaft)
3 Input shaft
5 Output shaft
7 First (primary) pulley
9 Second (secondary) pulley
10 belt
19 Planetary gear
19c carrier
19s Sungear
19r ring gear
26 Power transmission device
32 Axial force actuating means (primary hydraulic servo)
33 Axial force actuating means (secondary hydraulic servo)
45, 46 First hydraulic chamber
47, 49 Second hydraulic chamber
54, 54 ', 54 1 , 54 2 Control means
56 Regulator valve (first regulator valve)
57 Ratio control valve (second regulator valve)
58 (Downshift) relief valve
60, 60 ', 60 1 Low-high switching means (low-high switching valve, low-high control valve)
q to w1, q to s, 79, 80 Changing means (switching valve, port, switching valve)
C L First clutch (low clutch)
C H Second clutch (high clutch)

Claims (12)

エンジン出力軸に連動する入力軸と、
車輪に連動する出力軸と、
前記入力軸に連動する第１のプーリ、第２のプーリ、これら両プーリに巻掛けられたベルト及び前記第１及び第２のプーリのプーリ比を変更すべく前記両プーリに軸力を作用する軸力作動手段を有するベルト式無段変速装置と、
少なくとも第１、第２及び第３の回転要素を有し、前記第１の回転要素を前記入力軸に、前記第２の回転要素を前記第２のプーリに、前記第３の回転要素を前記出力軸にそれぞれ連動してなるプラネタリギヤと、
前記入力軸と前記第１の回転要素との間に介在され、これらの間の動力伝達を係合又は解放する第１のクラッチと、
前記プラネタリギヤの第１、第２及び第３の回転要素のいずれか２個の間に介在され、これら２個の回転要素を連結又は解放する第２のクラッチと、
前記第１のクラッチを係合することにより比較的高いトルク比となるローモードと、前記第２のクラッチを係合することにより比較的低いトルク比となるハイモードとに切換えるローハイ切換え手段と、を備え、
前記ローモードとハイモードとの切換えにより、前記ベルト式無段変速装置の前記第１及び第２のプーリ間でのトルク伝達方向が変更されてなる、無段変速機において、
前記第１及び第２のプーリに作用する軸力がプーリ比に対応した差を生じるように、前記軸力作動手段を制御する制御手段と、
前記ローハイ切換え手段の切換えに伴い、前記制御手段による第１及び第２のプーリに作用する軸力の大小関係が逆転するように変更する変更手段と、
を備えてなることを特徴とする無段変速機。An input shaft linked to the engine output shaft,
An output shaft linked to the wheels,
Axial force is applied to both pulleys to change the pulley ratio of the first pulley, the second pulley, the belt wound around these pulleys, and the pulley ratio of the first and second pulleys linked to the input shaft. A belt type continuously variable transmission having an axial force actuating means;
At least first, second, and third rotating elements, wherein the first rotating element is the input shaft, the second rotating element is the second pulley, and the third rotating element is the Planetary gears linked to the output shaft,
A first clutch that is interposed between the input shaft and the first rotating element and engages or releases a power transmission therebetween;
A second clutch interposed between any two of the first, second, and third rotating elements of the planetary gear to connect or release these two rotating elements;
Low-high switching means for switching between a low mode having a relatively high torque ratio by engaging the first clutch and a high mode having a relatively low torque ratio by engaging the second clutch; With
In the continuously variable transmission in which the torque transmission direction between the first and second pulleys of the belt-type continuously variable transmission is changed by switching between the low mode and the high mode.
Control means for controlling the axial force actuating means such that the axial force acting on the first and second pulleys produces a difference corresponding to the pulley ratio;
Changing means for changing so that the magnitude relationship of the axial force acting on the first and second pulleys by the control means is reversed in accordance with the switching of the low-high switching means;
A continuously variable transmission comprising: 前記軸力作動手段は、前記第１のプーリに作用する第１の油圧サーボと、前記第２のプーリに作用する第２の油圧サーボとを有し、オイルポンプに基づく油圧を前記第１及び第２の油圧サーボに供給することにより、前記第１及び第２のプーリに軸力を付与してなり、
前記変更手段は、前記第１の油圧サーボに作用する油圧と前記第２の油圧サーボに作用する油圧とを切換える切換え弁である、
請求項１記載の無段変速機。The axial force actuating means has a first hydraulic servo acting on the first pulley and a second hydraulic servo acting on the second pulley, and the hydraulic pressure based on an oil pump is changed to the first and second hydraulic servos. By supplying to the second hydraulic servo, an axial force is applied to the first and second pulleys,
The changing means is a switching valve that switches between a hydraulic pressure acting on the first hydraulic servo and a hydraulic pressure acting on the second hydraulic servo.
The continuously variable transmission according to claim 1. 前記ローハイ切換え手段は、前記オイルポンプに基づく油圧を前記第１のクラッチ及び第２のクラッチの各油圧サーボに導く油路に介在し、かつこれら油圧サーボの供給及び解放を反転するローハイ切換え弁であり、また前記切換え弁は、前記ローハイ切換え弁と一体に構成されてなる、
請求項２記載の無段変速機。The low-high switching means is a low-high switching valve that is interposed in an oil passage that guides the hydraulic pressure based on the oil pump to the hydraulic servos of the first clutch and the second clutch, and reverses the supply and release of the hydraulic servos. And the switching valve is configured integrally with the low-high switching valve.
The continuously variable transmission according to claim 2. 前記ローハイ切換え手段は、前記オイルポンプに基づく油圧を前記第１のクラッチ及び第２のクラッチの各油圧サーボに導く油路に介在し、かつこれら油圧サーボの供給及び解放を反転するローハイ切換え弁であり、また前記切換え弁は、前記ローハイ切換え弁とは別体に構成され、かつ該ローハイ切換え弁の切換えにより発生する前記第１又は第２のクラッチ用油圧サーボへの油圧により切換えられてなる、
請求項２記載の無段変速機。The low-high switching means is a low-high switching valve that is interposed in an oil passage that guides the hydraulic pressure based on the oil pump to the hydraulic servos of the first clutch and the second clutch, and reverses the supply and release of the hydraulic servos. And the switching valve is configured separately from the low-high switching valve, and is switched by a hydraulic pressure to the first or second clutch hydraulic servo generated by switching the low-high switching valve.
The continuously variable transmission according to claim 2. 前記第１及び第２の油圧サーボは、それぞれ複数個の油圧室を有してなり、
前記切換え弁は、油圧を供給する前記油圧室を選択的に切換え、前記第１及び第２の油圧サーボの有効受圧面積を反転してなる、
請求項２、３又は４記載の無段変速機。Each of the first and second hydraulic servos has a plurality of hydraulic chambers,
The switching valve selectively switches the hydraulic chamber for supplying hydraulic pressure, and reverses the effective pressure receiving area of the first and second hydraulic servos.
The continuously variable transmission according to claim 2, 3 or 4. 前記第１及び第２の油圧サーボは、少なくともそれぞれ第１の油圧室及び第２の油圧室を有し、かつ前記両油圧サーボの第１の油圧室が同一有効受圧面積からなり、
前記制御手段は、レギュレータバルブと、レシオコントロールバルブとを有し、前記レギュレータバルブからの油圧が常時前記両油圧サーボの第１の油圧室に供給されると共に、前記レシオコントロールバルブによる油圧が、前記両油圧サーボのいずれか一方の第２の油圧室に供給されてなり、
前記切換え弁は、前記レシオコントロールバルブと第２の油圧室の連通を他方に反転してなる、
請求項５記載の無段変速機。The first and second hydraulic servos have at least a first hydraulic chamber and a second hydraulic chamber, respectively, and the first hydraulic chambers of the two hydraulic servos have the same effective pressure receiving area,
The control means includes a regulator valve and a ratio control valve, and the hydraulic pressure from the regulator valve is constantly supplied to the first hydraulic chambers of the both hydraulic servos, and the hydraulic pressure by the ratio control valve is Supplied to the second hydraulic chamber of one of the two hydraulic servos,
The switching valve is formed by inverting the communication between the ratio control valve and the second hydraulic chamber to the other.
The continuously variable transmission according to claim 5. 前記レギュレータバルブ及び前記レシオコントロールバルブは、前記オイルポンプと前記切換え弁との間に配置されてなる、
請求項５記載の無段変速機。The regulator valve and the ratio control valve are arranged between the oil pump and the switching valve.
The continuously variable transmission according to claim 5. 前記制御手段は、前記オイルポンプに基づく油圧をそれぞれの油圧に調節する第１及び第２のレギュレータバルブを有し、これら第１及び第２のレギュレータバルブのいずれか一方を前記第１及び第２の油圧サーボの一方に、また前記レギュレータバルブの他方を前記油圧サーボの他方にそれぞれ連通してなり、
前記切換え弁は、前記第１及び第２のレギュレータバルブと第１及び第２の油圧サーボとの連通を反転してなる、
請求項２、３又は４記載の無段変速機。The control means includes first and second regulator valves that adjust the hydraulic pressure based on the oil pump to respective hydraulic pressures, and one of the first and second regulator valves is connected to the first and second regulator valves. One of the hydraulic servos and the other of the regulator valve communicated with the other of the hydraulic servos,
The switching valve is formed by inverting communication between the first and second regulator valves and the first and second hydraulic servos.
The continuously variable transmission according to claim 2, 3 or 4. 前記第１及び第２のレギュレータバルブは、前記オイルポンプと前記切換え弁との間に配置されてなる、
請求項８記載の無段変速機。The first and second regulator valves are disposed between the oil pump and the switching valve.
The continuously variable transmission according to claim 8. 車輌のコースト状態が判断されることに基づき、高い油圧が作用している油圧サーボの油圧を、低い油圧が作用している油圧サーボの油圧より低くなるようにするリリーフバルブを設けた、
請求項８記載の無段変速機。Based on the determination of the coast state of the vehicle, a relief valve has been provided to lower the hydraulic pressure of the hydraulic servo on which the high hydraulic pressure is acting than the hydraulic servo pressure on which the low hydraulic pressure is acting,
The continuously variable transmission according to claim 8. 前記ベルト式無段変速装置のプーリ比を検出する検出手段と、
該検出手段からの出力信号により、前記ローハイ切換え手段の切換えが必要か否かを判断する判断手段と、
を備えてなる請求項１記載の無段変速機。Detecting means for detecting a pulley ratio of the belt type continuously variable transmission;
A judging means for judging whether or not switching of the low-high switching means is necessary based on an output signal from the detecting means;
A continuously variable transmission according to claim 1. 前記第１のクラッチが係合されている場合に、前記入力軸は、前記第１のプーリから伝達されるトルクの前記入力軸でのトルク方向と、前記第１の回転要素から伝達されるトルクの前記入力軸でのトルク方向とが、それぞれ互いに逆方向となるように前記第１のプーリと前記第１の回転要素とにそれぞれ連結してなる、
請求項１記載の無段変速機。When the first clutch is engaged, the input shaft has a torque direction at the input shaft of torque transmitted from the first pulley, and torque transmitted from the first rotating element. The torque directions at the input shaft are respectively connected to the first pulley and the first rotating element so as to be opposite to each other.
The continuously variable transmission according to claim 1.
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