JP4039366B2 - ベルト式無段変速機 - Google Patents
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Description
本発明は、車両の駆動系等に適用され、入力側のプライマリプーリと出力側のセカンダリプーリとの間に掛け渡されたベルトを備え、このベルトを挟持しつつプーリ接触径を変更することにより無段階に変速比を制御するベルト式無段変速機の技術分野に属する。
従来のベルト式無段変速機では、プライマリプーリ推力及びセカンダリプーリ推力を油圧押力とスプリング力とを加算した力により発生させている。これにより、最ロー変速比及び最ハイ変速比の付近でプーリ油室に加える最高油圧をスプリング力の分だけ下げることができ、その分、ポンプ容量を低減することができるようにしている（例えば、特許文献１参照）。
特開平１１−２３６９６５号公報
しかしながら、従来のベルト式無段変速機にあっては、プーリ推力と同方向にのみ油圧押力を加える構成となっていたため、スプリング力の大きさにかかわらず、プライマリプーリ推力とセカンダリプーリ推力との間の差推力は油圧押力差により決まり、一方のプーリへは高い油圧を供給する必要があることから、上記したポンプ容量の低減代が少なく、改善の余地を残していた。
特に、変速比が最ロー変速比及び最ハイ変速比において、プライマリプーリ推力とセカンダリプーリ推力との間に大きな差推力を発生するためには、プライマリプーリとセカンダリプーリの油圧押力差を差推力に一致させる必要があり、一方のプーリには、プーリ最低圧に対して、４〜５倍もの高圧が要求されていた。結果的には、最大油圧を維持できる容量の大きな油圧源（オイルポンプ）が必要となり、燃費を低下させる大きな原因となっていた。
本発明は、上記問題に着目してなされたもので、変速比がロー変速比付近やハイ変速比付近であるとき、低い油圧押力により大きな差推力を出すことで、ポンプ容量の低減代が大きく、車両の燃費向上に大いに寄与することができるベルト式無段変速機を提供することを目的とする。
上記目的を達成するため、本発明では、入力側のプライマリプーリと出力側のセカンダリプーリとの間に掛け渡されたベルトを備え、前記ベルトを挟持しつつプーリ接触径を変更することにより無段階に変速比を制御するベルト式無段変速機において、
前記プライマリプーリとセカンダリプーリの少なくとも一方のプーリ推力発生構造を、スプリング力と、該スプリング力と同方向の第１油圧押力と、前記スプリング力と逆方向の第２油圧押力と、の総和により、ベルトを挟持するためのプーリ推力を発生する構造とし、前記第１および第２油圧押力の大きさを互いに独立して制御することとした。
前記プライマリプーリとセカンダリプーリの少なくとも一方のプーリ推力発生構造を、スプリング力と、該スプリング力と同方向の第１油圧押力と、前記スプリング力と逆方向の第２油圧押力と、の総和により、ベルトを挟持するためのプーリ推力を発生する構造とし、前記第１および第２油圧押力の大きさを互いに独立して制御することとした。
よって、本発明のベルト式無段変速機にあっては、例えば、変速比がロー変速比付近やハイ変速比付近であるときにおいて、高いプーリ推力をスプリング力と第１油圧押力との和により得るようにし、低いプーリ推力をスプリング力と第２油圧押力との差により得るようにした場合、理論的には、差推力を第１油圧押力と第２油圧押力との和により出すことができる。この結果、一方のプーリに対する高圧要求が抑えられ、ポンプ容量の低減代が大きく、車両の燃費向上に大いに寄与することができる。
以下、本発明のベルト式無段変速機を実施するための最良の形態を、図面に示す実施例１に基づいて説明する。
まず、構成を説明する。
図１は実施例１のベルト式無段変速機を示す全体システム図である。実施例１では、図１に示すように、入力側のプライマリプーリ１と出力側のセカンダリプーリ２との間に掛け渡されたベルト３を備え、前記ベルト３を挟持しつつプーリ接触径を変更することにより無段階に変速比を制御するベルト式無段変速機において、前記プライマリプーリ１とセカンダリプーリ２のプーリ推力発生構造を、スプリング力Fsと、該スプリング力Fsと同方向の第１油圧押力Fp1と、前記スプリング力Fsと逆方向の第２油圧押力Fp2と、の総和により、ベルト３を挟持するためのプーリ推力FDを発生する構造としている。
図１は実施例１のベルト式無段変速機を示す全体システム図である。実施例１では、図１に示すように、入力側のプライマリプーリ１と出力側のセカンダリプーリ２との間に掛け渡されたベルト３を備え、前記ベルト３を挟持しつつプーリ接触径を変更することにより無段階に変速比を制御するベルト式無段変速機において、前記プライマリプーリ１とセカンダリプーリ２のプーリ推力発生構造を、スプリング力Fsと、該スプリング力Fsと同方向の第１油圧押力Fp1と、前記スプリング力Fsと逆方向の第２油圧押力Fp2と、の総和により、ベルト３を挟持するためのプーリ推力FDを発生する構造としている。
前記プライマリプーリ１は、プライマリシャフト１１に一体形成され、円錐状のベルト接触面１２ａを有する固定プーリ１２と、前記プライマリシャフト１１上を軸方向に移動可能に配置され、前記ベルト接触面１２ａと対向する円錐状のベルト接触面１３ａを有する可動プーリ１３と、により構成されている。前記プライマリシャフト１１は、図外のトルクコンバータ等を介してエンジン駆動力が入力される軸で、その両端部は、トランスミッションケース４に対しベアリング５，６を介して回転可能に支持されている。
前記セカンダリプーリ２は、セカンダリシャフト２１に一体形成され、円錐状のベルト接触面２２ａを有する固定プーリ２２と、前記セカンダリシャフト２１上を軸方向に移動可能に配置され、前記ベルト接触面２２ａと対向する円錐状のベルト接触面２３ａを有する可動プーリ２３と、により構成されている。前記セカンダリシャフト２１は、図外のファイナルギアやディファレンシャルを介して回転駆動力を駆動輪へ伝達する軸で、その両端部は、トランスミッションケース４に対しベアリング７，８を介して回転可能に支持されている。
前記ベルト３は、２本の積層スチールベルト３１，３２に多数のコマ３３を互いに接触させながら配列した圧縮コマ送り構造によるベルトで、プライマリプーリ１の両ベルト接触面１２ａ，１３ａによるＶベルト溝と、セカンダリプーリ２の両ベルト接触面２２ａ，２３ａによるＶベルト溝と、の間に掛け渡されている。
前記プライマリプーリ１側のプーリ推力発生構造は、前記可動プーリ１３の背面側に設けられていて、前記Ｖベルト溝を狭める方向にスプリング力Fsを発生するスプリング１４と、該スプリング１４と同方向の第１油圧押力Fp1を発生する第１油室１５と、前記スプリング１４と逆方向の第２油圧押力Fp2を発生する第２油室１６と、を備えている。
前記セカンダリプーリ２側のプーリ推力発生構造は、前記プライマリプーリ１側のプーリ推力発生構造と同様であり、前記可動プーリ２３の背面側に設けられていて、前記Ｖベルト溝を狭める方向にスプリング力Fsを発生するスプリング２４と、該スプリング２４と同方向の第１油圧押力Fp1を発生する第１油室２５と、前記スプリング２４と逆方向の第２油圧押力Fp2を発生する第２油室２６と、を備えている。
前記４つの油室１５，１６，２５，２６の油圧を制御する油圧制御アクチュエータとして、コントロールバルブユニット４０が設けられている。このコントロールバルブユニット４０は、エンジン４１により駆動されるオイルポンプ４２からの供給圧を油圧源とし、ＣＶＴコントロールユニット４３からの指令により各油室１５，１６，２５，２６への油圧を制御する。
前記ＣＶＴコントロールユニット４３は、アクセル開度センサ４４、入力回転数センサ４５、油温センサ４６、車速センサ４７等からの情報を入力し、各油室１５，１６，２５，２６の制御圧目標値を演算し、演算された制御圧目標値を得る制御圧指令値を前記コントロールバルブユニット４０に対し出力する。また、ＣＶＴコントロールユニット４３とエンジン４１を制御するエンジンコントロールモジュール４８とは、双方向通信線により接続されていて、ＣＶＴコントロールユニット４３において、制御圧目標値に基づいてエンジントルクの増減が必要であると判断された時は、エンジンコントロールモジュール４８に対しエンジントルク制御指令が出力される。なお、図１において、４９はオイルストレーナである。
図２は実施例１のベルト式無段変速機のセカンダリプーリ２を示す断面図で、以下、セカンダリプーリ２のプーリ推力発生構造について詳しく説明する。前記セカンダリプーリ２の第１油室２５と第２油室２６は、可動プーリ２３に対し固定された可動画壁２７による内部空間を、セカンダリシャフト２１に対し固定された固定画壁２８により画成することにより形成されている。前記スプリング２４は、前記第１油室２５内において、可動プーリ２３の背面と固定画壁２８との間に介装されている。
前記可動画壁２７は、図２に示すように、溶接により固定されたベルト側画壁部２７ａと出力ギア側画壁部２７ｂにより構成され、前記ベルト側画壁部２７ａの端部を可動プーリ２３の背面位置に固定し、前記出力ギア側画壁部２７ｂの端部をセカンダリシャフト２１の外周面に対しシール性を保ちつつ摺動可能な設定としている。
前記固定画壁２８は、図２に示すように、スプリング座面２８ａを有して構成され、内端部をセカンダリシャフト２１に対しスナップリング２９により固定し、外端部をベルト側画壁部２７ａのシリンダ内面の移動に対しシール性を保つ設定としている。
前記第１油室２５への第１油路５１は、図２に示すように、第１軸心油路５１ａと第１径方向油路５１ｂとボールスプライン油路５１ｃと可動プーリ油路５１ｄにより構成されている。第２油室２６への第２油路５２は、第２軸心油路５２ａと第２径方向油路５２ｂにより構成されている。
なお、プライマリプーリ１のプーリ推力発生構造は、上記セカンダリプーリ２のプーリ推力発生構造と同様である。また、図２において、４はトランスミッションケース、１はプライマリプーリ、１１はプライマリシャフト、１２は固定プーリ、１３は可動プーリ、３はベルト、６１は出力ギア、６２は車速検出ギアである。
次に、作用を説明する。
［従来例での変速作用］
従来例（特開平１１−２３６９６５号公報に記載の例）のベルト式無段変速機では、図３に示すように、プライマリプーリ推力FDPをプライマリ油圧押力FpP（プライマリ油圧Pp×有効受圧面積）とプライマリスプリング力FsPとを加算した力により発生させ、セカンダリプーリ推力FDSをセカンダリ油圧押力FpS（セカンダリ油圧Ps×有効受圧面積）とセカンダリスプリング力FsSとを加算した力により発生させている。
従来例（特開平１１−２３６９６５号公報に記載の例）のベルト式無段変速機では、図３に示すように、プライマリプーリ推力FDPをプライマリ油圧押力FpP（プライマリ油圧Pp×有効受圧面積）とプライマリスプリング力FsPとを加算した力により発生させ、セカンダリプーリ推力FDSをセカンダリ油圧押力FpS（セカンダリ油圧Ps×有効受圧面積）とセカンダリスプリング力FsSとを加算した力により発生させている。
また、ベルト式無段変速機では、必要プライマリプーリ推力FDPと必要セカンダリプーリ推力FDPとのバランスにより変速比を制御している。すなわち、変速比（RATIO）をハイ(Hi)からロー(Low)まで変速させる場合、図４に示すような必要プーリ推力・油圧押力・スプリング力の特性を示す。
この図４において、(1)は必要セカンダリプーリ推力FDS特性、(2)はセカンダリ油圧押力FpS特性、(3)はセカンダリスプリング力FsS特性であり、必要セカンダリプーリ推力FDSは、
FDS＝FpS＋FsS …(1)
となる。
また、図４において、(4)は必要プライマリプーリ推力FDP特性、(5)はプライマリ油圧押力FpP特性、(6)はプライマリスプリング力FsP特性であり、必要プライマリプーリ推力FDPは、
FDP＝FpP＋FsP …(2)
となる。
FDS＝FpS＋FsS …(1)
となる。
また、図４において、(4)は必要プライマリプーリ推力FDP特性、(5)はプライマリ油圧押力FpP特性、(6)はプライマリスプリング力FsP特性であり、必要プライマリプーリ推力FDPは、
FDP＝FpP＋FsP …(2)
となる。
これにより、最ロー変速比での差推力△FDは、
△FD＝FDP−FDS＝（FpP＋FsP）−（FpS＋FsS） …(3)
となり、プライマリスプリング力FsPとセカンダリスプリング力FsSとが同じであると、上記(3)式は、
△FD＝FpP−FpS …(4)
と書くことができる。
同様に、最ハイ変速比での差推力△FDは、
△FD＝FpS−FpP …(5)
と書くことができる。
△FD＝FDP−FDS＝（FpP＋FsP）−（FpS＋FsS） …(3)
となり、プライマリスプリング力FsPとセカンダリスプリング力FsSとが同じであると、上記(3)式は、
△FD＝FpP−FpS …(4)
と書くことができる。
同様に、最ハイ変速比での差推力△FDは、
△FD＝FpS−FpP …(5)
と書くことができる。
すなわち、油圧押力とスプリング力は、合計で必要プーリ推力を発生することができれば良いが、スプリング力が必要プーリ推力を上回ることができない。また、上記(4),(5)式から明らかなように、最ロー変速比及び最ハイ変速比での差推力△FDは、プライマリ油圧押力FpPとセカンダリ油圧押力FpSとの差により得るため、低油圧押力側でベルトクランプ力を得るように油圧を設定した場合、高油圧押力側は、その最低油圧に対し差推力△FDの分を加算した高油圧に設定する必要がある。
ちなみに、変速比がハイ／ローの両端時において、十分な差推力△FDを発生させるためには、ベルトクランプ力を得る最低圧に対して、４〜５倍もの高圧を要求されていた。結果的には、最ロー変速比を維持しての登坂走行や最ハイ変速比を維持しての高速走行を想定した場合、最大油圧を維持できる容量の大きな油圧源（オイルポンプ）が必要となり、燃費を低下させる大きな原因となっていた。
［実施例１での変速作用］
実施例１は、上記技術の課題に着目してなされたもので、変速比がロー変速比付近やハイ変速比付近であるとき、低い油圧押力により大きな差推力を出すことで、ポンプ容量の低減代が大きく、車両の燃費向上に大いに寄与することができるベルト式無段変速機を提供するものである。
実施例１は、上記技術の課題に着目してなされたもので、変速比がロー変速比付近やハイ変速比付近であるとき、低い油圧押力により大きな差推力を出すことで、ポンプ容量の低減代が大きく、車両の燃費向上に大いに寄与することができるベルト式無段変速機を提供するものである。
すなわち、実施例１では、入力側のプライマリプーリ１と出力側のセカンダリプーリ２との間に掛け渡されたベルト３を備え、前記ベルト３を挟持しつつプーリ接触径を変更することにより無段階に変速比を制御するベルト式無段変速機において、前記プライマリプーリ１のプーリ推力発生構造を、スプリング力FsPと、該スプリング力FsPと同方向の第１油圧押力Fp1Pと、前記スプリング力FsPと逆方向の第２油圧押力Fp2Pと、の総和により、ベルト３を挟持するためのプーリ推力FDPを発生し、セカンダリプーリ２のプーリ推力発生構造を、スプリング力FsSと、該スプリング力FsSと同方向の第１油圧押力Fp1Sと、前記スプリング力FsSと逆方向の第２油圧押力Fp2Sと、の総和により、ベルト３を挟持するためのプーリ推力FDSを発生する構造とした。
よって、変速比（RATIO）をハイ(Hi)からロー(Low)まで変速させる場合、図５に示すような必要プーリ推力・油圧押力・スプリング力の特性を示す。
この図５において、(1)は必要セカンダリプーリ推力FDS特性、(2')はセカンダリ油圧押力FpS特性、(3')はセカンダリスプリング力FsS特性であり、必要セカンダリプーリ推力FDSは、
FDS＝FpS＋FsS＝Fp1S＋FsS−Fp2S …(6)
となる。
また、図５において、(4)は必要プライマリプーリ推力FDP特性、(5')はプライマリ油圧押力FpP特性、(6')はプライマリスプリング力FsP特性であり、必要プライマリプーリ推力FDPは、
FDP＝FpP＋FsP＝Fp1P＋FsP−Fp2P …(7)
となる。
この図５において、(1)は必要セカンダリプーリ推力FDS特性、(2')はセカンダリ油圧押力FpS特性、(3')はセカンダリスプリング力FsS特性であり、必要セカンダリプーリ推力FDSは、
FDS＝FpS＋FsS＝Fp1S＋FsS−Fp2S …(6)
となる。
また、図５において、(4)は必要プライマリプーリ推力FDP特性、(5')はプライマリ油圧押力FpP特性、(6')はプライマリスプリング力FsP特性であり、必要プライマリプーリ推力FDPは、
FDP＝FpP＋FsP＝Fp1P＋FsP−Fp2P …(7)
となる。
これにより、最ロー変速比での差推力△FDは、
△FD＝FDP−FDS＝（Fp1P＋FsP−Fp2P）−（Fp1S＋FsS−Fp2S） …(8)
となり、プライマリスプリング力FsPとセカンダリスプリング力FsSとが同じであると、上記(8)式は、
△FD＝（Fp1P−Fp2P）−（Fp1S−Fp2S） …(9)
と書くことができ、例えば、最ロー変速比で最も効果的に差推力△FDを得るために、高い必要プライマリプーリ推力FDPをプライマリスプリング力FsPと第１油圧押力Fp1Pとの和により得るようにし、低いセカンダリプーリ推力FDSをセカンダリスプリング力FsSと第２油圧押力Fp2Sとの差により得るようにした場合、Fp2P＝０、Fp1S＝０となるため、上記(9)式は、
△FD＝Fp1P＋Fp2S …(10)
と書くことができる。
同様に、最ハイ変速比での差推力△FDは、
△FD＝Fp2P＋Fp1S …(11)
と書くことができる。
△FD＝FDP−FDS＝（Fp1P＋FsP−Fp2P）−（Fp1S＋FsS−Fp2S） …(8)
となり、プライマリスプリング力FsPとセカンダリスプリング力FsSとが同じであると、上記(8)式は、
△FD＝（Fp1P−Fp2P）−（Fp1S−Fp2S） …(9)
と書くことができ、例えば、最ロー変速比で最も効果的に差推力△FDを得るために、高い必要プライマリプーリ推力FDPをプライマリスプリング力FsPと第１油圧押力Fp1Pとの和により得るようにし、低いセカンダリプーリ推力FDSをセカンダリスプリング力FsSと第２油圧押力Fp2Sとの差により得るようにした場合、Fp2P＝０、Fp1S＝０となるため、上記(9)式は、
△FD＝Fp1P＋Fp2S …(10)
と書くことができる。
同様に、最ハイ変速比での差推力△FDは、
△FD＝Fp2P＋Fp1S …(11)
と書くことができる。
すなわち、第１油圧押力Fp1（正値）と第２油圧押力Fp2（負値）とスプリング力Fs（正値）との合計で必要プーリ推力FDを発生することができれば良く、スプリング力Fsを打ち消すように第２油圧押力Fp2が作用するので、必要プーリ推力FDを上回るスプリング力Fsの設定を行うことができる。
また、上記(10),(11)式から明らかなように、最ロー変速比及び最ハイ変速比での差推力△FDは、プライマリ油圧押力FpPとセカンダリ油圧押力FpSとの和により得ることが可能であるため、スプリング力Fsの大きさの設定により決まるものの、理論的には、必要最大油圧を差推力△FDの約半分の油圧に設定することができる。
したがって、変速比がロー変速比付近やハイ変速比付近であるときにおいても従来装置のように、一方のプーリに対する高圧要求が抑えられ、ポンプ容量の低減代が大きく、低圧レベルの必要最大油圧を維持できる容量の小さい油圧源（オイルポンプ４２）で良く、車両の燃費向上に大いに寄与することができる。
次に、効果を説明する。
実施例１のベルト式無段変速機にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
実施例１のベルト式無段変速機にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。
(1) 入力側のプライマリプーリ１と出力側のセカンダリプーリ２との間に掛け渡されたベルト３を備え、前記ベルト３を挟持しつつプーリ接触径を変更することにより無段階に変速比を制御するベルト式無段変速機において、前記プライマリプーリ１とセカンダリプーリ２のプーリ推力発生構造を、スプリング力Fsと、該スプリング力Fsと同方向の第１油圧押力Fp1と、前記スプリング力Fsと逆方向の第２油圧押力Fp2と、の総和により、ベルト３を挟持するためのプーリ推力FDを発生する構造とし、第１油圧押力Fp1および第２油圧押力Fp2の大きさを互いに独立して制御することとしたため、変速比がロー変速比付近やハイ変速比付近であるとき、低い油圧押力により大きな差推力を出すことで、ポンプ容量の低減代が大きく、車両の燃費向上に大いに寄与することができる。
(2) 前記プライマリプーリ１とセカンダリプーリ２は、それぞれの固定プーリ１２，２２と可動プーリ１３，２３とのベルト接触面１２ａ，１３ａ及びベルト接触面２２ａ，２３ａにより形成されるＶベルト溝の溝幅変更を、可動プーリ１３，２３の軸方向移動により行うプーリであり、前記プーリ推力発生構造は、前記可動プーリ１３，２３の背面側に設けられていて、前記Ｖベルト溝を狭める方向にスプリング力Fsを発生するスプリング１４，２４と、該スプリング１４，２４と同方向の第１油圧押力Fp1を発生する第１油室１５，２５と、前記スプリング１４，２４と逆方向の第２油圧押力Fp2を発生する第２油室１６，２６と、を有するため、従来のプーリ推力発生構造に第２油室１６，２６を加えた簡潔な構成により、ポンプ容量の低減代を大きくすることができる。
(3) 前記プーリ推力発生構造の前記第１油室２５と前記第２油室２６は、可動プーリ２３に対し固定された可動画壁２７による内部空間を、プーリシャフト２１に対し固定された固定画壁２８により画成することにより形成され、前記スプリング２４は、前記第１油室２５内において、可動プーリ２３と固定画壁２８との間に介装されているため、固定画壁２８を共用する簡単な構成にて、可動プーリ２３の背面位置に第１油室２５と第２油室２６とを形成することができる。
(4) スプリング力Fsと第１油圧押力Fp1と第２油圧押力Fp2との総和によりプーリ推力FDを発生するプーリ推力発生構造を、プライマリプーリ１とセカンダリプーリ２の両方に設定したため、最ロー変速比と最ハイ変速比の両端時に低い油圧押力により大きな差推力を出すことができる。
以上、本発明のベルト式無段変速機を実施例１に基づき説明してきたが、具体的な構成については、この実施例１に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。
実施例１では、スプリング力Fsと第１油圧押力Fp1と第２油圧押力Fp2との総和によりプーリ推力FDを発生するプーリ推力発生構造を、プライマリプーリ１とセカンダリプーリ２の両方に設定した例を示したが、設定変速比領域がロー変速比側に片寄っている場合やハイ変速比側に片寄っている場合等においては、プライマリプーリとセカンダリプーリの一方のみにプーリ推力発生構造を設定し、何れか一方のみへ高圧要求を低減するようにしても良い。
実施例１では、エンジン車に搭載されるベルト式無段変速機を示したが、ハイブリッド車に搭載されるベルト式無段変速機としても適用することができるし、さらに、様々な産業機器類の無段変速機としても適用することができる。
１ プライマリプーリ
１１ プライマリシャフト
１２ 固定プーリ
１２ａ ベルト接触面
１３ 可動プーリ
１３ａ ベルト接触面
１４ プライマリスプリング
１５ 第１油室
１６ 第２油室
２ セカンダリプーリ
２１ セカンダリシャフト
２２ 固定プーリ
２２ａ ベルト接触面
２３ 可動プーリ
２３ａ ベルト接触面
２４ セカンダリスプリング
２５ 第１油室
２６ 第２油室
３ ベルト
４ トランスミッションケース
１１ プライマリシャフト
１２ 固定プーリ
１２ａ ベルト接触面
１３ 可動プーリ
１３ａ ベルト接触面
１４ プライマリスプリング
１５ 第１油室
１６ 第２油室
２ セカンダリプーリ
２１ セカンダリシャフト
２２ 固定プーリ
２２ａ ベルト接触面
２３ 可動プーリ
２３ａ ベルト接触面
２４ セカンダリスプリング
２５ 第１油室
２６ 第２油室
３ ベルト
４ トランスミッションケース
Claims (4)
- 入力側のプライマリプーリと出力側のセカンダリプーリとの間に掛け渡されたベルトを備え、前記ベルトを挟持しつつプーリ接触径を変更することにより無段階に変速比を制御するベルト式無段変速機において、
前記プライマリプーリとセカンダリプーリの少なくとも一方のプーリ推力発生構造を、スプリング力と、該スプリング力と同方向の第１油圧押力と、前記スプリング力と逆方向の第２油圧押力と、の総和により、ベルトを挟持するためのプーリ推力を発生する構造とし、
前記第１および第２油圧押力の大きさを互いに独立して制御することを特徴とするベルト式無段変速機。 - 請求項１に記載されたベルト式無段変速機において、
前記プライマリプーリとセカンダリプーリは、それぞれの固定プーリと可動プーリとのベルト接触面により形成されるＶベルト溝の溝幅変更を、可動プーリの軸方向移動により行うプーリであり、
前記プーリ推力発生構造は、前記可動プーリの背面側に設けられていて、前記Ｖベルト溝を狭める方向にスプリング力を発生するスプリングと、該スプリングと同方向の第１油圧押力を発生する第１油室と、前記スプリングと逆方向の第２油圧押力を発生する第２油室と、を有することを特徴とするベルト式無段変速機。 - 請求項２に記載されたベルト式無段変速機において、
前記プーリ推力発生構造の前記第１油室と前記第２油室は、可動プーリに対し固定された可動画壁による内部空間を、プーリシャフトに対し固定された固定画壁により画成することにより形成され、前記スプリングは、前記第１油室内において、可動プーリと固定画壁との間に介装されていることを特徴とするベルト式無段変速機。 - 請求項１ないし請求項３の何れか１項に記載されたベルト式無段変速機において、
スプリング力と第１油圧押力と第２油圧押力との総和によりプーリ推力を発生するプーリ推力発生構造を、プライマリプーリとセカンダリプーリの両方に設定したことを特徴とするベルト式無段変速機。
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