JP4442223B2

JP4442223B2 - トロイダル型無段変速機用差圧取り出し弁

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Publication number: JP4442223B2
Application number: JP2003433020A
Authority: JP
Inventors: 俊郎豊田; 英司井上; 尚今西
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2003-12-26
Filing date: 2003-12-26
Publication date: 2010-03-31
Anticipated expiration: 2023-12-26
Also published as: JP2005188676A

Description

この発明に係るトロイダル型無段変速機用差圧取り出し弁は、自動車用自動変速装置の変速ユニットとして、或はポンプ等の各種産業機械の運転速度を調節する為の変速装置として利用するトロイダル型無段変速機に組み込んだ状態で使用する。そして、このトロイダル型無段変速機が伝達するトルクの大きさに応じて変化する油圧を取り出して、この油圧を、トロイダル型無段変速機の構成各部を適切に制御する為に利用する。

例えば特許文献１に記載されている様に、自動車用自動変速装置として、図８〜１０に示す様なトロイダル型無段変速機を使用する事が研究され、一部で実施されている。このトロイダル型無段変速機は、ダブルキャビティ型と呼ばれるもので、入力軸１の両端部周囲に、特許請求の範囲に記載した第一のディスクである入力側ディスク２、２を、ボールスプライン３、３を介して支持している。従ってこれら両入力側ディスク２、２は、互いに同心に、且つ、同期した回転を自在に支持されている。又、上記入力軸１の中間部周囲に出力歯車４を、この入力軸１に対する相対回転を自在として支持している。そして、この出力歯車４の中心部に設けた円筒部の両端部に、特許請求の範囲に記載した第二のディスクである出力側ディスク５、５を、それぞれスプライン係合させている。従ってこれら両出力側ディスク５、５は、上記出力歯車４と共に、同期して回転する。

又、上記各入力側ディスク２、２と上記各出力側ディスク５、５との間には、それぞれ複数個ずつ（通常２〜３個ずつ）のパワーローラ６、６を挟持している。これら各パワーローラ６、６はそれぞれ、特許請求の範囲に記載した支持部材であるトラニオン７、７の内側面に、支持軸８、８及び複数の転がり軸受を介して、回転自在に支持されている。上記各トラニオン７、７は、それぞれの長さ方向（図８、１０の上下方向、図９の表裏方向）両端部に、これら各トラニオン７、７毎に互いに同心に設けられた枢軸９、９を中心として揺動変位自在である。これら各トラニオン７、７を傾斜させる動作は、油圧式のアクチュエータ１０、１０により、これら各トラニオン７、７を上記枢軸９、９の軸方向に変位させる事で行なうが、総てのトラニオン７、７の傾斜角度は、油圧式及び機械式に互いに同期させる。

即ち、前記入力軸１と出力歯車４との間の変速比を変えるべく、上記各トラニオン７、７の傾斜角度を変える場合には、上記各アクチュエータ１０、１０により上記各トラニオン７、７を、それぞれ逆方向（各ディスク２、５の回転方向に関して同方向）に、例えば、図１０の右側のパワーローラ６を同図の下側に、同図の左側のパワーローラ６を同図の上側に、それぞれ変位させる。この結果、これら各パワーローラ６、６の周面と上記各入力側ディスク２、２及び各出力側ディスク５、５の内側面との当接部に作用する、接線方向の力の向きが変化（当接部にサイドスリップが発生）する。そして、この力の向きの変化に伴って上記各トラニオン７、７が、支持板１１、１１に枢支された枢軸９、９を中心として、互いに逆方向に揺動（傾斜）する。この結果、上記各パワーローラ６、６の周面と上記入力側、出力側各ディスク２、５の内側面との当接位置が変化し、上記入力軸１と出力歯車４との間の回転変速比が変化する。

上記各アクチュエータ１０、１０への圧油の給排状態は、これら各アクチュエータ１０、１０の数に関係なく１個の変速比制御弁１２により行ない、何れか１個のトラニオン７の動きをこの変速比制御弁１２にフィードバックする様にしている。この変速比制御弁１２は、ステッピングモータ１３により軸方向（図１０の左右方向、図８の表裏方向）に変位させられるスリーブ１４と、このスリーブ１４の内径側に軸方向の変位自在に嵌装されたスプール１５とを有する。又、上記各トラニオン７、７と上記各アクチュエータ１０、１０のピストン１６、１６とを連結するロッド１７、１７のうち、何れか１個のトラニオン７に付属のロッド１７の端部にプリセスカム１８を固定しており、このプリセスカム１８とリンク腕１９とを介して、上記ロッド１７の動き、即ち、軸方向の変位量と回転方向との変位量との合成値を上記スプール１５に伝達する、フィードバック機構を構成している。又、上記各トラニオン７、７同士の間には同期ケーブル２０を掛け渡して、油圧系の故障時にも、これら各トラニオン７、７の傾斜角度を、機械的に同期させられる様にしている。

変速状態を切り換える際には、上記ステッピングモータ１３により上記スリーブ１４を、得ようとする変速比に見合う所定位置にまで変位させて、上記変速比制御弁１２の所定方向の流路を開く。この結果、上記各アクチュエータ１０、１０に圧油が、所定方向に送り込まれて、これら各アクチュエータ１０、１０が上記各トラニオン７、７を所定方向に変位させる。即ち、上記圧油の送り込みに伴ってこれら各トラニオン７、７が、前記各枢軸９、９の軸方向に変位しつつ、これら各枢軸９、９を中心に揺動する。そして、上記何れか１個のトラニオン７の動き（軸方向及び揺動変位）が、上記ロッド１７の端部に固定した上記プリセスカム１８とリンク腕１９とを介して上記スプール１５に伝達され、このスプール１５を軸方向に変位させる。この結果、上記トラニオン７が所定量変位した状態で、上記変速比制御弁１２の流路が閉じられ、上記各アクチュエータ１０、１０への圧油の給排が停止される。

上述の様なトロイダル型無段変速機の運転時には、エンジン等の動力源に繋がる駆動軸２２により一方（図８、９の左方）の入力側ディスク２を、図示の様なローディングカム式の、或は油圧式の押圧装置２３を介して回転駆動する。この結果、前記入力軸１の両端部に支持された１対の入力側ディスク２、２が、互いに近づく方向に押圧されつつ同期して回転する。そして、この回転が、上記各パワーローラ６、６を介して上記各出力側ディスク５、５に伝わり、前記出力歯車４から取り出される。

この様に上記各入力側ディスク２、２から上記各出力側ディスク５、５に動力を伝達する際に、上記各トラニオン７、７には、それぞれの内側面に支持した上記各パワーローラ６、６の周面と上記各ディスク２、５の内側面との摩擦に伴って、それぞれの両端部に設けた上記各枢軸９、９の軸方向の力が加わる。この力は、所謂２Ｆｔと呼ばれるもので、その大きさは、上記各入力側ディスク２、２から上記各出力側ディスク５、５（或は出力側ディスク５、５から入力側ディスク２、２）に伝達する力（トルク）に比例する。そして、この様な力２Ｆｔは、前記各アクチュエータ１０、１０により支承する。従って、トロイダル型無段変速機の運転時に、これら各アクチュエータ１０、１０を構成するピストン１６、１６の両側に存在する１対の油圧室同士の圧力差は、上記力２Ｆｔの大きさに比例する。

上記入力軸１と出力歯車４との回転速度を変える場合で、先ず入力軸１と出力歯車４との間で減速を行なう場合には、上記各アクチュエータ１０、１０により上記各トラニオン７、７を上記各枢軸９、９の軸方向に移動させ、これら各トラニオン７、７を図９に示す位置に揺動させる。そして、上記各パワーローラ６、６の周面をこの図９に示す様に、上記各入力側ディスク２、２の内側面の中心寄り部分と上記各出力側ディスク５、５の内側面の外周寄り部分とにそれぞれ当接させる。反対に、増速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を図９と反対方向に揺動させ、上記各パワーローラ６、６の周面を、この図９に示した状態とは逆に、上記各入力側ディスク２、２の内側面の外周寄り部分と上記各出力側ディスク５、５の内側面の中心寄り部分とに、それぞれ当接する様に、上記各トラニオン７、７を傾斜させる。これら各トラニオン７、７の傾斜角度を中間にすれば、入力軸１と出力歯車４との間で、中間の変速比（速度比）を得られる。

更に、上述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速ユニットを実際の自動車用の無段変速機に組み込む場合、遊星歯車機構と組み合わせて無段変速装置を構成する事が、特許文献２〜６等に記載されている様に、従来から提案されている。
図１１は、これら各特許文献のうちの特許文献５に記載された無段変速装置を示している。この無段変速装置は、ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機２４と遊星歯車式変速機２５とを組み合わせて成る。そして、低速走行時には動力を上記トロイダル型無段変速機２４のみで伝達し、高速走行時には動力を、主として上記遊星歯車式変速機２５により伝達すると共に、この遊星歯車式変速機２５による速度比を、上記トロイダル型無段変速機２４の速度比を変える事により調節自在としている。

この為に、上記トロイダル型無段変速機２４の中心部を貫通し、両端部に１対の入力側ディスク２、２を支持した入力軸１の先端部（図１１の右端部）と、上記遊星歯車式変速機２５を構成するリング歯車２６を支持した支持板２７の中心部に固定した伝達軸２８とを、高速用クラッチ２９を介して結合している。上記トロイダル型無段変速機２４の構成は、次述する押圧装置２３ａの点を除き、前述の図８〜１０に示した従来構造の場合と、実質的に同様である。

又、駆動源であるエンジン３０のクランクシャフト３１の出力側端部（図１１の右端部）と上記入力軸１の入力側端部（＝基端部＝図１１の左端部）との間に、発進クラッチ３２と油圧式の押圧装置２３ａとを、動力の伝達方向に関して互いに直列に設けている。前記特許文献５に記載された無段変速装置の場合には、上記押圧装置２３ａに任意の油圧を導入自在としている（特許文献５に記載の明細書の［００１２］段落参照）。

又、上記入力軸１の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸３３を、上記入力軸１と同心に配置している。そして、この出力軸３３の周囲に前記遊星歯車式変速機２５を設けている。この遊星歯車式変速機２５を構成する太陽歯車３４は、上記出力軸３３の入力側端部（図１１の左端部）に固定している。従ってこの出力軸３３は、上記太陽歯車３４の回転に伴って回転する。この太陽歯車３４の周囲には前記リング歯車２６を、上記太陽歯車３４と同心に、且つ、回転自在に支持している。そして、このリング歯車２６の内周面と上記太陽歯車３４の外周面との間に、複数の遊星歯車３５、３５を設けている。これら各遊星歯車３５、３５は、それぞれ１対ずつの遊星歯車素子３６ａ、３６ｂにより構成している。これら各遊星歯車素子３６ａ、３６ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車素子３６ａが上記リング歯車２６に噛合し、内径側に配置した遊星歯車素子３６ｂが上記太陽歯車３４に噛合している。この様な各遊星歯車３５、３５は、キャリア３７の片側面（図１１の左側面）に回転自在に支持している。又、このキャリア３７は、上記出力軸３３の中間部に、回転自在に支持している。

又、上記キャリア３７と、前記トロイダル型無段変速機２４を構成する１対の出力側ディスク５、５とを、動力伝達機構３８により、回転力の伝達を可能な状態に接続している。この動力伝達機構３８は、上記入力軸１及び上記出力軸３３と平行な伝達軸３９と、この伝達軸３９の一端部（図１１の左端部）に固定したスプロケット４０ａと、上記各出力側ディスク５、５に固定したスプロケット４０ｂと、これら両スプロケット４０ａ、４０ｂ同士の間に掛け渡したチェン４１と、上記伝達軸３９の他端（図１１の右端）と上記キャリア３７とにそれぞれ固定されて互いに噛合した第一、第二の歯車４２、４３とにより構成している。従って上記キャリア３７は、上記各出力側ディスク５、５の回転に伴って、これら出力側ディスク５、５と反対方向に、上記第一、第二の歯車４２、４３の歯数及び上記１対のスプロケット４０ａ、４０ｂの歯数に応じた速度で回転する。

一方、上記入力軸１と上記リング歯車２６とは、この入力軸１と同心に配置された前記伝達軸２８を介して、回転力の伝達を可能な状態に接続自在としている。この伝達軸２８と上記入力軸１との間には、前記高速用クラッチ２９を、これら両軸２８、１に対し直列に設けている。従って、この高速用クラッチ２９の接続時にこの伝達軸２８は、上記入力軸１の回転に伴って、この入力軸１と同方向に同速で回転する。

又、図１１に示した無段変速装置は、モード切換手段を構成するクラッチ機構を備える。このクラッチ機構は、上記高速用クラッチ２９と、上記キャリア３７の外周縁部と上記リング歯車２６の軸方向一端部（図１１の右端部）との間に設けた低速用クラッチ４４と、このリング歯車２６と無段変速装置のハウジング（図示省略）等、固定の部分との間に設けた後退用クラッチ４５とから成る。各クラッチ２９、４４、４５は、何れか１個のクラッチが接続された場合には、残り２個のクラッチの接続が断たれる。

上述の様に構成する無段変速装置は、先ず、低速走行時には、上記低速用クラッチ４４を接続すると共に、上記高速用クラッチ２９及び後退用クラッチ４５の接続を断つ。この状態で前記発進クラッチ３２を接続し、前記入力軸１を回転させると、前記トロイダル型無段変速機２４のみが、この入力軸１から上記出力軸３３に動力を伝達する。この様な低速走行時には、それぞれ１対ずつの前記入力側ディスク２、２と、出力側ディスク５、５との間の速度比を、前述の図８〜１０に示したトロイダル型無段変速機単独の場合と同様にして調節する。

これに対して、高速走行時には、上記高速用クラッチ２９を接続すると共に、上記低速用クラッチ４４及び後退用クラッチ４５の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ３２を接続し、上記入力軸１を回転させると、この入力軸１から上記出力軸３３には、前記伝達軸２８と前記遊星歯車式変速機２５とが、動力を伝達する。即ち、上記高速走行時に上記入力軸１が回転すると、この回転は上記高速用クラッチ２９及び伝達軸２８を介して上記リング歯車２６に伝わる。そして、このリング歯車２６の回転が複数の前記各遊星歯車３５、３５を介して前記太陽歯車３４に伝わり、この太陽歯車３４を固定した上記出力軸３３を回転させる。この状態で、上記トロイダル型無段変速機２４の速度比を変える事により上記各遊星歯車３５、３５の公転速度を変化させれば、上記無段変速装置全体としての速度比を調節できる。

即ち、上記高速走行時に上記各遊星歯車３５、３５が、上記リング歯車２６と同方向に公転する。そして、これら各遊星歯車３５、３５の公転速度が遅い程、上記太陽歯車３４を固定した上記出力軸３３の回転速度が速くなる。例えば、上記公転速度とリング歯車２６の回転速度（何れも角速度）が同じになれば、上記リング歯車２６と出力軸３３の回転速度が同じになる。これに対して、上記公転速度が上記リング歯車２６の回転速度よりも遅ければ、上記リング歯車２６の回転速度よりも上記出力軸３３の回転速度が速くなる。反対に、上記公転速度が上記リング歯車２６の回転速度よりも速ければ、上記リング歯車２６の回転速度よりも上記出力軸３３の回転速度が遅くなる。

従って、上記高速走行時には、前記トロイダル型無段変速機２４の速度比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の速度比は増速側に変化する。この様な高速走行時の状態では、上記トロイダル型無段変速機２４に、前記入力側ディスク２、２からではなく、前記出力側ディスク５、５から力（トルク）が加わる（低速時に加わるトルクをプラスのトルクとした場合にマイナスのトルクが加わる）。即ち、前記高速用クラッチ２９を接続した状態では、前記エンジン３０から上記入力軸１に伝達されたトルクは、前記伝達軸２８を介して前記遊星歯車式変速機２５のリング歯車２６に伝達される。従って、上記入力軸１の側から上記各入力側ディスク２、２に伝達されるトルクは殆どなくなる。

一方、上記伝達軸２８を介して前記遊星歯車式変速機２５のリング歯車２６に伝達されたトルクの一部は、前記各遊星歯車３５、３５から、前記キャリア３７及び動力伝達機構３８を介して上記各出力側ディスク５、５に伝わる。この様に各出力側ディスク５、５から上記トロイダル型無段変速機２４に加わるトルクは、無段変速装置全体の速度比を増速側に変化させるべく、トロイダル型無段変速機２４の速度比を減速側に変化させる程小さくなる。この結果、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機２４に入力されるトルクが小さくなる。そして、この様にトロイダル型無段変速機２４に加わるトルクが低い場合には、前記押圧装置２３ａの押圧力を低くして、このトロイダル型無段変速機２４の構成部品の耐久性向上を図る（特許文献５に記載の明細書の［００２５］段落参照）。

更に、自動車を後退させるべく、前記出力軸３３を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両クラッチ４４、２９の接続を断つと共に、前記後退用クラッチ４５を接続する。この結果、上記リング歯車２６が固定され、上記各遊星歯車３５、３５が、このリング歯車２６並びに前記太陽歯車３４と噛合しつつ、この太陽歯車３４の周囲を公転する。そして、この太陽歯車３４並びにこの太陽歯車３４を固定した上記出力軸３３が、前述した低速走行時並びに上述した高速走行時とは逆方向に回転する。

又、特許文献６には、入力軸を回転させた状態のまま出力軸の回転状態を、停止状態を挟んで正転、逆転の切り換え自在とした、ギヤード・ニュートラルと呼ばれる無段変速装置が記載されている。この無段変速装置は、図１２に示す様に、トロイダル型無段変速機２４ａと遊星歯車式変速機２５ａとを組み合わせて成る。このうちのトロイダル型無段変速機２４ａは、入力軸１と、１対の入力側ディスク２、２と、出力側ディスク５ａと、複数のパワーローラ６、６とを備える。図示の例では、この出力側ディスク５ａは、１対の出力側ディスクの外側面同士を突き合わせて一体とした如き構造を有する。

又、上記遊星歯車式変速機２５ａは、上記入力軸１及び一方（図１２の右方）の入力側ディスク２に結合固定されたキャリア４６を備える。このキャリア４６の径方向中間部に、その両端部にそれぞれ遊星歯車素子４７ａ、４７ｂを固設した第一の伝達軸４８を、回転自在に支持している。又、上記キャリア４６を挟んで上記入力軸１と反対側に、その両端部に太陽歯車４９ａ、４９ｂを固設した第二の伝達軸５０を、上記入力軸１と同心に、回転自在に支持している。そして、上記各遊星歯車素子４７ａ、４７ｂと、上記出力側ディスク５ａにその基端部（図１２の左端部）を結合した中空回転軸５１の先端部（図１２の右端部）に固設した太陽歯車５２又は上記第二の伝達軸５０の一端部（図１２の左端部）に固設した太陽歯車４９ａとを、それぞれ噛合させている。又、一方（図１２の左方）の遊星歯車素子４７ａを、別の遊星歯車素子５３を介して、上記キャリア４６の周囲に回転自在に設けたリング歯車５４に噛合させている。

一方、上記第二の伝達軸５０の他端部（図１２の右端部）に固設した太陽歯車４９ｂの周囲に設けた第二のキャリア５５に遊星歯車素子５６ａ、５６ｂを、回転自在に支持している。尚、この第二のキャリア５５は、上記入力軸１及び第二の伝達軸５０と同心に配置された、出力軸５７の基端部（図１２の左端部）に固設されている。又、上記各遊星歯車素子５６ａ、５６ｂは、互いに噛合すると共に、一方の遊星歯車素子５６ａが上記太陽歯車４９ｂに、他方の遊星歯車素子５６ｂが、上記第二のキャリア５５の周囲に回転自在に設けた第二のリング歯車５８に、それぞれ噛合している。又、上記リング歯車５４と上記第二のキャリア５５とを低速用クラッチ４４ａにより係脱自在とすると共に、上記第二のリング歯車５８とハウジング等の固定の部分とを、高速用クラッチ２９ａにより係脱自在としている。

上述の様な、図１２に示した無段変速装置の場合、上記低速用クラッチ４４ａを接続すると共に上記高速用クラッチ２９ａの接続を断った、所謂低速モード状態では、上記入力軸１の動力が上記リング歯車５４を介して上記出力軸５７に伝えられる。そして、前記トロイダル型無段変速機２４ａの変速比を変える事により、無段変速装置全体としての変速比、即ち、上記入力軸１と上記出力軸５７との間の変速比が変化する。この様な低速モード状態では、無段変速装置全体としての変速比は、無限大に変化する。即ち、上記トロイダル型無段変速機２４ａの変速比を調節する事により、上記入力軸１を一方向に回転させた状態のまま上記出力軸５７の回転状態を、停止状態を挟んで、正転、逆転の変換自在となる。

これに対して、上記低速用クラッチ４４ａの接続を断ち、上記高速用クラッチ２９ａを接続した、所謂高速モード状態では、上記入力軸１の動力が上記第一、第二の伝達軸４８、５０を介して上記出力軸５７に伝えられる。そして、上記トロイダル型無段変速機２４ａの変速比を変える事により、無段変速装置全体としての変速比が変化する。この場合には、上記トロイダル型無段変速機２４ａの変速比を大きくする程、無段変速装置全体としての変速比が大きくなる。

ところで、トロイダル型無段変速機で、入力側、出力側各ディスクの内側面と各パワーローラの周面との転がり接触部（トラクション部）の面圧を確保する為の押圧装置の構造としては、図８、９、１１、１２に示したものの他にも、特許文献７、８に記載されたものが知られている。このうちの特許文献７には、油圧式の押圧装置に導入する油圧を、エンジンの吸入負圧とトラニオンの傾斜角度とにより調節する構造、並びに、ローディングカムと油圧シリンダとを組み合わせ、ローディングカムにより入力トルクに応じた押圧力を発生させると共に、油圧シリンダにより変速比に応じた押圧力を発生させる構造が記載されている。又、特許文献８には、トラクションオイルの動粘度を粘度センサにより測定し、この動粘度に応じて押圧装置が発生する押圧力を変化させる構造が記載されている。

上述した様な従来構造のうち、図８、９、１２に示した構造の場合には、ローディングカム式の押圧装置２３が発生する押圧力が過大になる場合が多く、トロイダル型無段変速機２４、２４ａの構成部品の耐久性を確保する面から不利である。即ち、上記押圧装置２３に要求される押圧力は、変速比に応じて変わる事が、前述した特許文献７の他、例えば非特許文献１等に記載されて、従来から知られている。一方、ローディングカム式の押圧装置２３が発生する押圧力は、この押圧装置２３の入力部に加わるトルクが同じである限り一定である。従って、ローディングカム式の押圧装置２３は、要求される最も大きな押圧力を発生させる様に設計する。具体的には、変速比が、最も大きな押し付け力を必要とする値である場合に要求される押圧力を発生する構造とする。

又、図１１に示した構造の場合には、高速用クラッチ２９を接続した高速モード時にトロイダル型無段変速機２４を通過するトルクが低くなる際に押圧装置２３ａが発生する油圧を低くする事だけしか考慮していない為、伝達効率確保及び耐久性確保の面から、必ずしも十分な効果を得られない。
又、特許文献７に記載されたものは、入力トルクと変速比とを考慮した押圧力を発生させる構造ではあるが、必要とする押圧力と現実に発生する押圧力との差を十分に小さくする様な、細かな調節を行なう事は難しい。
更に、特許文献８に記載されたものは、トラクションオイルの動粘度に応じた押圧力を得る事はできるが、より細かな調節を行なう事はできない。しかも、トラクション部の動粘度を測定する事自体難しいだけでなく、仮にできたとしても装置が複雑化する事が避けられないものと考えられる。

必要とする押圧力と現実に発生する押圧力との差を十分に小さくする、言い換えれば、押圧装置が発生する押圧力を、トラクション部の面圧を確保する為に最低限必要とされる押圧力にほぼ一致させる（実際には僅かに大きくする）為には、油圧式の押圧装置に導入する油圧を、電気的に制御する事が考えられる。この様に油圧を電気的に制御すれば、変速比の変化に拘らず、上記押圧装置が発生する押圧力を、最低限必要とされる押圧力よりも僅かだけ大きくして、上記トラクション部の面圧を過大にする事なく、しかもこのトラクション部で過大な滑りが生じる事を防止できる。

但し、油圧式の押圧装置に導入する油圧を、純電気的に制御した場合、制御用のコンピュータの故障や断線等の制御回路の故障時に、この油圧が喪失若しくは極端に低下する。この結果、トロイダル型無段変速機を構成する入力側、出力側各ディスクの内側面と各パワーローラの周面との転がり接触部（上記トラクション部）で、これら各面同士が滑って動力の伝達を行なえなくなる、所謂グロススリップが発生する。この様なグロススリップが発生すると、トロイダル型無段変速機を搭載した車両の走行が不能になるだけでなく、上記各面の摩耗が著しく進行し、トロイダル型無段変速機に修理不能な程の損傷が発生する可能性がある。一方、現状に於いては、電気的な制御回路が故障する可能性は、油圧式或は機械式の制御機構が故障する可能性よりも高い。この為、純電気式の制御回路のみで、上記油圧式の押圧装置に導入する油圧を制御する事は、信頼性確保の面から問題がある。

この様な事情に鑑みて、特願２００３−２８４１９６号には、図１３〜１５に示す様な押圧装置を組み込んだ、トロイダル型無段変速機用に関する発明が記載されている。
この先発明に係る構造では、トロイダル型無段変速機２４ｂを構成する入力軸１の一端部（図１３の左端部）に、断面コ字形で全体が円環状のシリンダ筒５９を外嵌固定している。そして、このシリンダ筒５９内に、入力側ディスク２の外半部（図１３の左半部）を油密に嵌装して、油圧式の押圧装置２３ａを構成している。尚、上記シリンダ筒５９の底板部と上記入力側ディスク２の外側面との間に予圧ばね１１６を設けて、各パワーローラ６、６と入力側、出力側各ディスク２、５の側面との転がり接触部（トラクション部）に、必要最小限の面圧を付与している。又、上記押圧装置２３ａ内に、上記トロイダル型無段変速機２４ｂを収納したケーシング（図示省略）の一部に設けた油溜部６０からフィルタ６１を通じて吸引し、圧油ポンプ６２から吐出した圧油を、第一の圧力導入路６３と、上記入力軸１内に設けた給油通路６４とを通じて、送り込み自在としている。

又、上記第一の圧力導入路６３の途中に圧力逃がし路６５の一端部を接続し、この圧力逃がし路６５の他端を、上記油溜部６０に通じさせている。そして、この圧力逃がし路６５の途中に押圧力制御弁６６を、直列に設けている。この押圧力制御弁６６は、リリーフ弁としての機能を備えたもので、その具体的構造を図１４に示す様に、ケーシング６７内に軸方向の変位を可能にして嵌装したスプール６８を、ばね６９により付勢して成る。又、上記押圧力制御弁６６は、第一〜第三のパイロット部７０〜７２を備える。このうちの第一、第二のパイロット部７０、７１は、上記入力側ディスク２と上記出力側ディスク５との間で伝達される力の大きさに応じて上記押圧力制御弁６６の開弁圧を調節する為のものである。これに対して、第三のパイロット部７２は、上記トロイダル型無段変速機２４ｂの変速比、このトロイダル型無段変速機２４ｂの内部に存在する潤滑油（トラクションオイル）の温度、駆動源であるエンジンの回転速度等、上記伝達される力以外の運転条件に応じて上記押圧力制御弁６６の開弁圧を調節する為のものである。図１３に示した例は、上記第一〜第三のパイロット部７０〜７２に導入する油圧を適切に調節する事により、前記押圧装置２３ａが発生する押圧力を、上記トロイダル型無段変速機２４ｂの運転状況に応じ、適正に規制する様に構成している。

上述の様な先発明に係る構造の場合、上記第一、第二のパイロット部７０、７１のうちの何れかのパイロット部に導入する油圧が高くなる程、上記押圧力制御弁６６の開弁圧が高くなり、前記押圧装置２３ａを構成するシリンダ筒５９内に導入する油圧を高くする。この為に、トラニオン７を枢軸９、９の軸方向に変位させる為のアクチュエータ１０にピストン１６を挟んで設けた１対の油圧室７３ａ、７３ｂ同士の間の差圧を、上記何れかのパイロット部７０、７１に導入する様にしている。

上記１対の油圧室７３ａ、７３ｂには、前述の図８〜１０に示した従来構造と同様に、変速比制御弁１２を通じて、圧油を給排する。又、この変速比制御弁１２を構成するスリーブ１４（図１０参照）は、マイクロコンピュータを内蔵した変速比制御装置７４からの指令信号に基づいて、ステッピングモータ１３（図１０参照）により、軸方向に変位させられる。この様な変速比制御弁１２を通じて油圧を導入される上記１対の油圧室７３ａ、７３ｂ同士の間の差圧±△Ｐの大きさ｜△Ｐ｜が、上記トロイダル型無段変速機２４ｂを通過する力（前記２Ｆｔ）に比例する事は、トロイダル型無段変速機の分野で広く知られている。尚、上記差圧が＋とは、エンジンから駆動輪に力を伝達するのに伴って、図１３の左上部のトラニオン７が上方に引っ張られる場合であり、−とは、減速時にエンジンブレーキの作動に伴って、上記トラニオン７が下方に押される場合を言う。

何れにしても先発明の構造では、本発明の対象となる差圧取り出し弁８１により上記差圧±△Ｐを取り出して、前記第一、第二のパイロット部７０、７１のうちの何れかのパイロット部に導入する様に構成している。上記差圧取り出し弁８１は、その具体的構造を図１５に示す様に、小径部と大径部とを交互に配置したシリンダ孔７５内に軸方向の変位自在に嵌装したスプール７６を挟んで、それぞれ１対ずつのリターンスプリング７７、７７とパイロット部７８ａ、７８ｂとを設けている。上記スプール７６に設けた複数のランドは、上記シリンダ孔７５の小径部に、油密に嵌合自在である。そして、上記シリンダ孔７５の中央部に存在する大径部内に、第二の圧力導入路７９の下流端を開口させている。又、この第二の圧力導入路７９の上流端は、前記圧油ポンプ６２の吐出口に接続しており、この第二の圧力導入路７９の中間部に減圧弁８０を、直列に設けている。

上記差圧取り出し弁８１を構成するスプール７６は、上記１対のパイロット部７８ａ、７８ｂに導入された、前記アクチュエータ１０にピストン１６を挟んで設けた１対の油圧室７３ａ、７３ｂ内の圧力に応じて、軸方向に変位する。そして、上記第二の圧力導入路７９の下流端と、前記押圧力制御弁６６に付属の第一、第二のパイロット部７０、７１との導通状態を制御する。即ち、上記差圧取り出し弁８１を構成するスプール７６は、上記１対のパイロット部７８ａ、７８ｂに導入された油圧の差に応じて軸方向に変位する。そして、何れのパイロット部７８ａ（７８ｂ）に導入された油圧が他のパイロット部７８ｂ（７８ａ）に導入された油圧よりも高いかにより、上記差圧取り出し弁８１にそれぞれの一端部（図１３の左上端部）を接続した第三の圧力導入路８２ａ（８２ｂ）と、上記スプール７６の両端面に対向する部分に設けた反力室８３ａ（８３ｂ）とに、油圧を導入する。

例えば、トロイダル型無段変速機が駆動源から駆動輪に動力を伝達する際には、上記アクチュエータ１０の油圧室７３ａ内の油圧が他の油圧室７３ｂよりも高くなる。この状態では、上記パイロット部７８ａに導入される油圧が他のパイロット部７８ｂに導入される油圧よりも高くなり、上記スプール７６が図１３、１５の右方に移動し、上記差圧取り出し弁８１が図１３の状態に切り換わる。この結果、前記第二の圧力導入路７９を通じて送られてくる圧油が、一方（図１３の右上方）の第三の圧力導入路８２ａを通じて、前記押圧力制御弁６６の第一のパイロット部７０に導入される。これに対して、エンジンブレーキ作動時には、反対に、上記他のパイロット部７８ｂに導入される油圧が上記一方のパイロット部７８ａに導入される油圧よりも高くなり、上記スプール７６が図１３、１５の左方に移動し、前記差圧取り出し弁８１が図１３とは逆の状態に切り換わる。この結果、上記第二の圧力導入路７９を通じて送られてくる圧油が、他方（図１３の左下方）の第三の圧力導入路８２ｂを通じて、前記押圧力制御弁６６の第二のパイロット部７１に導入される。

何れの場合でも、上記第三の圧力導入路８２ａ、８２ｂに導入された圧油は、上記差圧取り出し弁８１の反力室８３ａ（８３ｂ）にも導入されて、上記スプール７６の軸方向端面を押圧する。従って、このスプール７６を軸方向に変位させて、上記第二の圧力導入路７９と上記第三の圧力導入路８２ａ（８２ｂ）とを連通させようとする力は、上記差圧取り出し弁８１に設けた１対のパイロット部７８ａ、７８ｂ内に導入された油圧の差｜△Ｐ｜に比例する。この結果、上記押圧力制御弁６６の第一、第二のパイロット部７０、７１に導入される油圧は、上記アクチュエータ１０の油圧室７３ａ、７３ｂ内の油圧の差｜△Ｐ｜、即ち、トロイダル型無段変速機２４ｂを通過する力に比例する。

上記押圧力制御弁６６の開弁圧は、上記第一、第二のパイロット部７０、７１に導入される油圧が高くなる程高くなり、前記第一の圧力導入路６３を通じて前記押圧装置２３ａ内に導入される油圧は、上記押圧力制御弁６６の開弁圧が高くなる程高くなる。従って、上記押圧装置２３ａ内に導入される油圧、延てはこの押圧装置２３ａが発生する押圧力は、トロイダル型無段変速機２４ｂを通過する力が大きくなる程大きくなる。この様にして上記押圧装置２３ａに発生させる押圧力は、上記トロイダル型無段変速機２４ｂの変速比が、最も大きな押し付け力を必要とする値（例えば１．３２）である場合に必要となる値である。

更に、図１３に示した構造の場合には、油圧補正手段として、上記押圧力制御弁６６に組み込んだ前記第三のパイロット部７２に加えて、第四の圧力導入路８４と電磁弁８５とを設けている。このうちの第四の圧力導入路８４は、前記第二の圧力導入路７９と、上記第三のパイロット部７２とを通じさせている。又、上記電磁弁８５は、上記第四の圧力導入路８４の途中に、直列に設けている。そしてこの電磁弁８５は、前記変速比制御装置７４からの指令により通電を制御されるソレノイド８６により、上記第二の圧力導入路７９と上記第三のパイロット部７２とを通じさせる状態と、この第三のパイロット部７２を前記油溜部６０に通じさせる状態とを、高速で切り換える。従って、この第三のパイロット部７２に導入される油圧は、上記変速比制御装置７４からの指令により、任意に、且つ細かく調整される。即ち、この変速比制御装置７４は、前記トロイダル型無段変速機２４ｂの変速比、内部に存在する潤滑油の温度、駆動源であるエンジンの回転速度等を勘案して、上記押圧装置２３ａに発生させるべき押圧力の最適値に応じた油圧の必要値を電気的に求める。そして、この必要値と、上記目標値との差である補正値に対応する油圧を、上記第三のパイロット部７２に導入する。

この様にしてこの第三のパイロット部７２に導入された油圧は、前記押圧力制御弁６６のスプール６８を図１３、１４の左方に押す。この結果、この押圧力制御弁６６の流路が開かれ、前記圧力逃がし路６５と上記油溜部６０とを導通する傾向になる。即ち、上記押圧力制御弁６６の流路は、上記圧力逃がし路６５から圧力室１１７内に導入された油圧が上昇すると開き、この圧力逃がし路６５及び前記第一の圧力導入路６３内の油圧を低下させる。結局、上記押圧力制御弁６６の開弁圧Ｐ₆₆は、この押圧力制御弁６６に内蔵したばね６９の弾力Ｆ₆₉と前記第一、第二のパイロット部７０、７１の何れかに導入された油圧に基づく力Ｆ₁ との和から、上記第三のパイロット部７２に導入された油圧に基づく力（補正値）Ｆ₂ を減じた値に比例する（Ｐ₆₆∝Ｆ₆₉＋Ｆ₁ −Ｆ₂ ）。このうちのばね６９の弾力Ｆ₆₉は一定であり、上記第一、第二のパイロット部７０、７１の何れかに導入された油圧に基づく力Ｆ₁ は、前述した通り、前記トロイダル型無段変速機２４ｂを通過する力が大きい程大きくなる。又、上記第三のパイロット部７２に導入された油圧に基づく力Ｆ₂ は、前記変速比制御装置７４により、変速比、油温等、上記トロイダル型無段変速機２４ｂの運転状態に応じて細かく調節される。具体的には、上記変速比の、最も大きな押圧力を必要とする値（例えば１．３２）からのずれが大きくなる程、上記油温が低い程、上記第三のパイロット部７２に導入する油圧を高くし、上記力Ｆ₂ を大きくする。

上述の様に構成する先発明に係るトロイダル型無段変速機の場合には、上記トロイダル型無段変速機２４ｂを通過する力により、前記押圧装置２３ａが発生する押圧力を調節する。この場合は、必要とされる押し付け力が最も大きくなる場合に合わせて、この押圧力を調節する他に、上記変速比及び油温に応じて、上記押圧装置２３ａが発生する押圧力を調節する。従って、上記トロイダル型無段変速機２４ｂの運転状態の如何に拘らず、この押圧力を最適値に規制できる。この結果、トラクション部の面圧を適正にして、上記トロイダル型無段変速機２４ｂの伝達効率及び耐久性の確保を図れる。

又、上記開弁圧Ｐ₆₆のうちの補正値Ｆ₂ を求める為の電気回路が故障により、上記変速比制御装置７４内に設けた油圧補正手段の演算部が上記補正値の算出を行なえなくなると、上記押圧装置２３ａには、前記差圧取り出し弁８１が設定した目標値（∝Ｆ₆₉＋Ｆ₁ ）の油圧が導入される。この目標値は、上記トロイダル型無段変速機２４ｂの変速比が最も大きな押し付け力を必要とする値以外（例えば、１．３２よりも増速側若しくは減速側）の場合には前記必要値を上回る。言い換えれば、この変速比の値が例えば１．３２以外の場合には、上記押圧装置２３ａが発生する押圧力が過大になる。但し、この場合に発生する押圧力は、前述の図８〜１０に示した従来構造の第１例で、ローディングカム式の押圧装置２３が発生する押圧力に見合ったものとなる。従って、上記トロイダル型無段変速機２４ｂの伝達効率及び耐久性が若干低下するが、必要最小限の機能は確保される。

上述の様な先発明に係る構造により上記押圧装置２３ａが発生する押圧力を、入力側、出力側各ディスク２、５同士の間で伝達する力に応じた適正値に制御する為には、前記差圧取り出し弁８１により、前記１対の油圧室７３ａ、７３ｂ同士の間の差圧（±△Ｐ）を、正確に且つ安定して取り出す必要がある。これに対して、図１５に示した先発明に係る構造の場合、必ずしも上記差圧を正確に且つ安定して取り出せない可能性がある。この理由は、上記両油圧室７３ａ、７３ｂ同士の間に差圧が存在せず（差圧＝０）、上記差圧取り出し弁８１を構成するスプール７６が中立位置に存在する場合に、このスプール７６のランド（大径部）とシリンダ孔７５の内周面との間に、オーバーラップもアンダーラップも存在しない為である。

即ち、上記図１５に示した差圧取り出し弁８１の場合、上記スプール７６が中立位置にあると、このスプール７６のランドが、シリンダ孔７５のうちで第三の圧力導入路８２ａ、８２ｂの一端が通じる大径部を、丁度塞いだ状態となる。この状態では、例えばエンジンや車輪から伝わる振動により上記スプール７６が軸方向に微小変位し、上記第三の圧力導入路８２ａ、８２ｂ内の油圧が排出されにくくなる可能性がある。これに伴って、例えばこれら第三の圧力導入路８２ａ、８２ｂの他端が通じる、前記押圧力制御弁６６の第一、第二のパイロット部７０、７１の一方又は双方に、圧力が残る可能性がある。前述した先発明に関する説明から明らかな通り、上記両油圧室７３ａ、７３ｂ同士の間に差圧が存在しない状態とは、上記入力側、出力側各ディスク２、５同士の間でトルク伝達が行なわれていない状態である。この状態では、上記押圧装置２３ａが発生する押圧力は小さくて良く、上記押圧力制御弁６６の開弁圧は、前記予圧ばね１１６の弾力に見合う程度に低くて良い。上述の様に、差圧が存在しないにも拘らず上記第一、第二のパイロット部７０、７１の一方又は双方に圧力が残り、上記押圧力制御弁６６の開弁圧が高くなると、上記押圧装置２３ａが発生する押圧力が過大になり、前記トロイダル型無段変速機２４ｂの伝達効率及び耐久性確保の面からは好ましくない。

尚、前述の様な構成を有する差圧取り出し弁８１は、図１３に示す様な、押圧装置２３ａの押圧力制御の為に使用する他、特願２００３−５６６８１号に開示されている発明の様に、トロイダル型無段変速機の変速比を微調節する為に使用する事もある。この第二の先発明の構造の場合、前述の図１２に示す様なギヤード・ニュートラル型の無段変速装置で、入力軸１を回転させた状態のまま出力軸５７を停止若しくは極低速回転させる際に、この出力軸５７に加わるトルクを適正値にする為の油圧制御回路に、差圧取り出し弁を組み込んでいる。この様な場合でも、上記トロイダル型無段変速機２４ａの通過トルクを適切に規制する為には、差圧取り出し弁が油圧式アクチュエータにピストンを挟んで設けた１対の油圧室同士の間の差圧を正確に取り出す事が必要になる。

特開平２−２８３９４９号公報特開平１−１６９１６９号公報特開平１−３１２２６６号公報特開平１０−１９６７５９号公報特開平１１−６３１４６号公報特開２０００−２２０７１９号公報特公平６−７２６５２号公報特開２０００−６５１９３号公報今西尚、町田尚著、トラクションドライブ式無段変速機パワートロスユニットの開発第２報 −ハーフトロイダルＣＶＴとフルトロイダルＣＶＴの比較−「NSK TECHNICAL JOURNAL No.670、抜刷」、日本精工株式会社、２０００年１１月、第２〜１０頁

本発明は、上述の様な事情に鑑み、油圧式アクチュエータにピストンを挟んで設けた１対の油圧室同士の間の差圧を正確に取り出せる差圧取り出し弁を実現すべく発明したものである。

本発明のトロイダル型無段変速機用差圧取り出し弁を組み込むトロイダル型無段変速機は、従来から広く知られているトロイダル型無段変速機と同様に、互いに同心に、且つ相対回転自在に配置された第一、第二のディスクと、これら両ディスクの中心軸に対し捩れの位置にある枢軸を中心とする揺動変位自在に支持された複数の支持部材と、これら各支持部材に回転自在に支持された状態で、互いに対向する上記第一、第二のディスクの内側面同士の間に挟持された複数のパワーローラと、ピストンを挟んで設けた第一、第二両油圧室への圧油の給排に基づいてこのピストンを軸方向に変位させ、上記各支持部材を上記枢軸の軸方向に変位させる油圧式のアクチュエータとを備える。
本発明の対象となる差圧取り出し弁は、上述の様なトロイダル型無段変速機に組み込まれ、何れかのアクチュエータを構成する第一、第二両油圧室同士の間に存在する油圧の差に比例した油圧を取り出すものである。

この様な、本発明のトロイダル型無段変速機用差圧取り出し弁は、シリンダ孔と、スプールと、源油圧導入ポートと、第一油圧導入ポートと、第二油圧導入ポートと、第一差圧送り出しポートと、第一油圧導入路と、第二差圧送り出しポートと、第二油圧導入路とを備える。
このうちのスプールは、上記シリンダ孔内に軸方向の変位自在に嵌装されている。
又、上記源油圧導入ポートは、油圧源で発生した油圧を上記シリンダ孔内に導入する為のものである。
又、上記第一油圧導入ポートは、上記第一油圧室内の油圧を、上記シリンダ孔内で上記スプールの軸方向一端寄り部分に導入する為のものである。
又、上記第二油圧導入ポートは、上記第二油圧室内の油圧を、上記シリンダ孔内で上記スプールの軸方向他端寄り部分に導入する為のものである。
又、上記第一差圧送り出しポートは、上記スプールが軸方向他端側に変位した状態で、上記源油圧導入ポートと連通するものである。
又、上記第一油圧導入路は、上記第一差圧送り出しポート部分の油圧を、上記スプールの軸方向他端面に対向する第一反力室に導入する為のものである。
又、上記第二差圧送り出しポートは、上記スプールが軸方向一端側に変位した状態で、上記源油圧導入ポートと連通するものである。
又、上記第二油圧導入路は、上記第二差圧送り出しポート部分の油圧を、上記スプールの軸方向一端面に対向する第二反力室に導入する為のものである。

又、上記スプールは、上記第一、第二両反力室内に設置された１対のリターンスプリングにより、中立位置に向け弾性的に押圧されている。
そして、上記第一、第二両油圧室内の油圧が互いに等しく、上記スプールが中立位置に存在する状態で、第一、第二両差圧送り出しポートと油溜に通じて油圧を逃がすドレンポートとを連通させるべく、これら両差圧送り出しポートとこのドレンポートとの間に、シリンダ孔の内周面と上記スプールのランドとが少なくとも円周方向の一部で重畳しないアンダーラップが存在する。
更に、同じ状態で源油圧導入ポートと第一、第二両差圧送り出しポートとを確実に遮断すべく、この源油圧導入ポートとこれら両差圧送り出しポートとの間に、上記シリンダ孔の内周面と上記ランドとが全周に亙って重畳するオーバーラップが存在する。

上述の様に構成する本発明のトロイダル型無段変速機用差圧取り出し弁の場合には、スプールが中立位置にあると、このスプールのランドとシリンダ孔の内周面との間に存在するアンダーラップに基づき、第一、第二両差圧送り出しポートとドレンポートとが確実に連通する。又、同じく上記スプールが中立位置にある場合には、これら両差圧送り出しポートと源油圧導入ポートとの間で上記ランドとシリンダ孔の内周面との間に存在するオーバーラップに基づき、この源油圧導入ポート部分の油圧が上記両差圧送り出しポートに送り込まれる事はない。従って、アクチュエータを構成する第一、第二両油圧室内の油圧が互いに等しく、上記スプールが中立位置に存在する状態から、振動によりこのスプールが多少軸方向に移動した程度では、第一、第二両差圧送り出しポート部分で油圧が立ち上がる事はない。

これに対して、上記第一、第二両油圧室内の油圧に差が生じた場合には、上記スプールが直ちに軸方向に移動し、上記第一、第二両差圧送り出しポートのうちの何れか一方の差圧送り出しポートと上記ドレンポートとを遮断すると共に、この何れか一方の差圧送り出しポートと上記源油圧導入ポートとを連通させる。この結果、この何れか一方の差圧送り出しポート部分で油圧が立ち上がる。この様にしてこの何れか一方の差圧送り出しポート部分で立ち上がった油圧は、第一、第二両油圧導入路のうちの何れか一方の油圧導入路を通じて、第一、第二両反力室のうちの何れか一方の反力室に導入される。この状態で上記スプールは、各部の油圧と受圧面積との積同士の釣り合いにより定まる軸方向位置に移動するので、上記何れか一方の差圧送り出しポート部分の油圧を、上記第一、第二両油圧室内の油圧の差に比例した値にできる。

本発明を実施する場合に好ましくは、請求項２に記載した様に、アンダーラップ及びオーバーラップの軸方向寸法を、中立位置を中心とするスプールの軸方向変位量（例えば中立位置から±１mm程度）の１／１０〜１／２（例えば０．１〜０．５mm程度）とする。
上記アンダーラップ及びオーバーラップの軸方向寸法を上記軸方向変位量の１／１０以上確保すれば、アクチュエータを構成する第一、第二両油圧室内の油圧に差がなく、上記スプールが中立位置に存在すべき状態で、このスプールが振動により多少軸方向に移動した程度では、第一、第二両差圧送り出しポートとドレンポートとを連通させると共に、これら両差圧送り出しポートと源油圧導入ポートとを遮断した状態のままに維持できる。この為、上記第一、第二両油圧室内の油圧に差がない場合に、上記両差圧送り出しポート部分の油圧が立ち上がる事を防止できる。
一方、上記アンダーラップ及びオーバーラップの軸方向寸法を上記軸方向変位量の１／２以下に抑えれば、上記第一、第二両油圧室内の油圧に差が生じた場合に、直ちに上記第一、第二両差圧送り出しポートのうちの何れか一方の差圧送り出しポートと上記ドレンポートとを遮断すると共に、この何れか一方の差圧送り出しポートと上記源油圧導入ポートとを連通させる事ができる。この結果、上記第一、第二両油圧室内の油圧の差が極く小さいうちから、上記何れか一方の差圧送り出しポート部分の油圧を立ち上げられる。

更に好ましくは、請求項３に記載した様に、上記アンダーラップの軸方向寸法と上記オーバーラップの軸方向寸法とを互いに等しくする。
この様に構成すれば、上記第一、第二両油圧室内の油圧に差が生じ、上記スプールが軸方向に移動した場合に、上記第一、第二両差圧送り出しポートのうちの何れか一方の差圧送り出しポートと上記ドレンポートとを遮断する瞬間と、この何れか一方の差圧送り出しポートと上記源油圧導入ポートとを連通させ始める瞬間とを一致させられる。この結果、この何れか一方の差圧送り出しポート部分の油圧を、上記第一、第二両油圧室内の油圧の差に、より正確に比例させる事ができる。

図１〜３は、本発明の実施例１を示している。本実施例の差圧取り出し弁８１ａは、弁ケース８７内に設けたシリンダ孔７５内にスプール７６を、軸方向（図１〜２の左右方向）の変位自在に組み込んで成る。このシリンダ孔７５には次述する様に複数のポートを、軸方向に関して互いに離隔した状態で設けている。
先ず、上記シリンダ孔７５の中央部に、源油圧導入ポート８８を設けている。この源油圧導入ポート８８は、途中に減圧弁８０を設けた第二の圧力導入路７９を介して、油圧源である圧油ポンプ６２（図１３参照）の吐出口に通じさせている。従って上記シリンダ孔７５の中央部には、上記源油圧導入ポート８８を通じて、上記圧油ポンプ６２から吐出され、上記減圧弁８０で調整された油圧が導入される。

又、上記シリンダ孔７５の中央部から少し両端に寄った、上記源油圧導入ポート８８を軸方向両側から挟む部分には、第一差圧送り出しポート９３と第二差圧送り出しポート９４とを設けている。このうちの第一差圧送り出しポート９３は、上記スプール７６が図１〜２に示した中立位置から図３に示した様に軸方向片側（図１〜３の右側）に変位した状態で、上記源油圧導入ポート８８と連通する。これに対して、上記第二差圧送り出しポート９４は、上記スプール７６が中立位置から軸方向他側（図１〜３の左側）に変位した状態で、上記源油圧導入ポート８８と連通する。

又、上記シリンダ孔７５の中間部で、上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４を軸方向両側から挟む部分には、ドレンポート９２ａ、９２ｂを設けている。これら両ドレンポート９２ａ、９２ｂは、それぞれオイルパン等の油溜部６０に通じている。従って、上記ドレンポート９２ａ、９２ｂ部分には油圧は存在しない（ゲージ圧＝０）。
又、上記シリンダ孔７５の中間部で更に両端に寄った、上記両ドレンポート９２ａ、９２ｂを軸方向両側から挟む部分には、第一油圧導入ポート８９と第二油圧導入ポート９０とを設けている。このうちの第一油圧導入ポート８９には、圧力導入路９１ａを通じ、トラニオン７を変位させる為のアクチュエータ１０の一方の油圧室７３ａ（図１０、１３参照）内の油圧を導入している。これに対して上記第二油圧導入ポート９０には、圧力導入路９１ｂを通じ、上記アクチュエータ１０の他方の油圧室７３ｂ（図１０、１３参照）内の油圧を導入している。

更に、上記シリンダ孔７５の軸方向両端部近傍には、第一反力ポート９５と第二反力ポート９６とを設けている。このうちの第一反力ポート９５は、上記シリンダ孔７５の一端部（図１、３の右端部）に設けた第一反力室９７に通じている。この第一反力室９７は、上記シリンダ孔７５の一端部に設けたライナ９８の内側に設けたもので、上記スプール７６の一端部は、このライナ９８に油密に嵌合している。上記第一反力室９７に油圧を導入すると、上記スプール７６は、この油圧と上記ライナ９８に嵌合した部分の断面積との積に見合う、図１、３の左向きの力を受ける。尚、上記スプール７６の端面には小径のロッド部９９を設け、このロッド部９９にリターンスプリング１００を、緩く外嵌している。このリターンスプリング１００の弾力は、上記スプール７６を図１、２に示した中立位置に押圧する程度の、小さなものとしている。又、上記第一反力ポート９５と前記第一差圧送り出しポート９３とを第一油圧導入路１０１により連通させて、この第一差圧送り出しポート９３部分の油圧を、上記第一反力室９７に導入する様にしている。

又、第二反力ポート９６は、上記シリンダ孔７５の他端部（図１、３の左端部）に設けた第二反力室１０２に通じている。この第二反力室１０２の構成は、上記第一反力室９７の構成と同じである。この第二反力室１０２に油圧を導入すると、上記スプール７６は、この油圧とライナ９８に嵌合した部分の断面積との積に見合う、図１、３の右向きの力を受ける。又、上記第二反力ポート９６と前記第二差圧送り出しポート９４とを第二油圧導入路１０３により連通させて、この第二差圧送り出しポート９４部分の油圧を、上記第二反力室１０２に導入する様にしている。
上記スプール７６は、上記第一、第二両反力室９７、１０２内に設置された１対のリターンスプリング１００、１００により、中立位置に向け弾性的に押圧されている。従って、上記スプール７６の軸方向位置は、前記第一、第二両油圧導入ポート８９、９０部分の油圧が互いに等しい限り、図１、２に示した中立位置となる。

上記スプール７６が、この様な中立位置に存在する状態で、このスプール７６のランドと上記シリンダ孔７５の内周面との間には、次述する様なアンダーラップとオーバーラップとを設けている。
先ず、上記中立状態では、上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４と前記両ドレンポート９２ａ、９２ｂとを確実に連通させるべく、これら両差圧送り出しポート９３、９４とこれら両ドレンポート９２ａ、９２ｂとの間に、アンダーラップが存在する。このアンダーラップは、上記シリンダ孔７５の内周面と上記スプール７６のランド（大径部）とを、少なくとも円周方向の一部で、図２に示したＬ_U 分だけ重畳させない状態としたものである。この様なアンダーラップの存在に基づき、上記中立状態で上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４と上記両ドレンポート９２ａ、９２ｂとは、隙間１０４ａ、１０４ｂを介して確実に連通した状態となる。

更に、上記中立状態で前記源油圧導入ポート８８と第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４とを確実に遮断させるべく、この源油圧導入ポート８８とこれら両差圧送り出しポート９３、９４との間に、オーバーラップが存在する。このオーバーラップは、上記シリンダ孔７５の内周面と上記スプール７６のランドとを、全周に亙って、図２に示したＬ_O 分だけ重畳させた状態としたものである。この様なオーバーラップの存在に基づき、上記中立状態で上記源油圧導入ポート８８と上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４とは、確実に遮断された状態となる。従って、上記中立状態では、第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４に、上記源油圧導入ポート８８部分に存在する油圧が導入される事はない。

これらにより、上記中立状態では、第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４は前記油溜部６０に通じて、油圧が立ち上がる事はない（ゲージ圧＝０となる）。尚、上記中立状態でのアンダーラップの軸方向寸法Ｌ_U と上記オーバーラップの軸方向寸法Ｌ_O とは互いに等しく（Ｌ_U ＝Ｌ_O ）している。従って、上記スプール７６が上記中立状態から軸方向に移動すると、上記アンダーラップが解消される｛前記隙間１０４ａ、１０４ｂ（のうちの何れか一方）が塞がれる｝と同時に、上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４（のうちの何れか一方）と上記源油圧導入ポート８８部分とが連通する状態となる。

上述の様に構成する本実施例の差圧取り出し弁８１ａの場合、トロイダル型無段変速機を構成する入力側、出力側両ディスク２、５（図８、９、１１、１２、１３参照）同士の間でトルク伝達が行なわれず、前記両油圧室７３ａ、７３ｂ内の油圧が互いに等しいと、上記スプール７６が前記１対のリターンスプリング１００、１００同士の釣り合いにより、図１、２に示す様な中立位置に存在する。この状態では、上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４と前記両ドレンポート９２ａ、９２ｂとが、上記スプール７６のランドと上記シリンダ孔７５の内周面との間に存在するアンダーラップに基づく隙間１０４ａ、１０４ｂを介して、確実に連通する。同時に、これら両差圧送り出しポート９３、９４と上記源油圧導入ポート８８とは、上記ランドと上記シリンダ孔７５の内周面との間に存在するオーバーラップに基づいて確実に遮断され、上記源油圧導入ポート８８部分の油圧が上記両差圧送り出しポート９３、９４に送り込まれる事はない。従って上記スプール７６が、図１、２に示す様に中立位置に存在する状態から、振動により多少軸方向に移動した程度では、上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４部分で油圧が立ち上がる事はない。

これに対して、上記両ディスク２、５同士の間でトルク伝達が行なわれ、上記両油圧室７３ａ、７３ｂ内の油圧に差が生じた場合には、前記第一、第二両油圧導入ポート８９、９０部分に異なる油圧が導入される。上記リターンスプリング１００、１００の弾力は、これら両油圧導入ポート８９、９０部分に導入される油圧の差に基づいて生じる力に比べて遥かに小さいので、これら両油圧導入ポート８９、９０部分に導入される油圧に差が生じると、上記スプール７６が直ちに軸方向に移動する。そして、例えば図３に示す様に、上記第一差圧送り出しポート９３と上記ドレンポート９２ａとを遮断すると共に、この第一差圧送り出しポート９３と上記源油圧導入ポート８８とを連通させる。この結果、この第一差圧送り出しポート９３部分で油圧が立ち上がる。第二差圧送り出しポート９４は、ドレンポート９３ｂに連通し、上記源油圧導入ポート８８と連通しないままである。

上述の様にして上記第一差圧送り出しポート９３部分で立ち上がった油圧は、第一油圧導入路１０１を通じて、第一反力室９７に導入される。この状態で上記スプール７６は、各部の油圧と受圧面積との積同士の釣り合いにより定まる軸方向位置に移動するので、上記第一差圧送り出しポート９３部分の油圧を、上記両油圧室７３ａ、７３ｂ内の油圧の差に比例した値にできる。例えば、上記第一油圧導入ポート８９部分の油圧をＰ_H とし、この第一油圧導入ポート８９部分での上記スプール７６の受圧面積をＡ₁ とし、上記第二油圧導入ポート９０部分の油圧をＰ_L とし、この第二油圧導入ポート９０部分での上記スプール７６の受圧面積をＡ₂ とし、上記第一反力室９７部分でのこのスプール７６の受圧面積をＡ₃ とすれば、上記第一差圧送り出しポート９３部分の油圧△Ｐは、
△Ｐ＝（Ｐ_H ×Ａ₁ −Ｐ_L ×Ａ₂ ）／Ａ₃
となる。尚、前記リターンスプリング１００、１００の弾力による影響は小さいので、上記式中では無視している。
上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４の油圧の大小関係が逆になった場合は、第二反力室１０２部分でのスプール７６の受圧面積をＡ₄ とすれば、第二差圧送り出しポート９４部分の油圧−△Ｐは、
−△Ｐ＝（Ｐ_L ×Ａ₂ −Ｐ_H ×Ａ₁ ）／Ａ₄
となる。

尚、上述の様な作用を円滑に行なわせる為に本実施例の場合には、図１、２に示す様な中立位置でのアンダーラップ及びオーバーラップの軸方向寸法Ｌ_U 、Ｌ_O を、中立位置を中心とするスプールの軸方向変位量（例えば中立位置から±１mm程度）の１／１０〜１／２（例えば０．１〜０．５mm程度）としている。因に、上記スプール７６のランド部の軸方向寸法Ｌ_L は、５mm程度である。

上記アンダーラップ及びオーバーラップの軸方向寸法Ｌ_U 、Ｌ_O を上記軸方向変位量の１／１０以上確保しているので、上記両油圧室７３ａ、７３ｂ内の油圧に差がなく、上記スプール７６が中立位置に存在すべき状態では、上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４部分の油圧が立ち上がる事はない。即ち、上記スプール７６が中立位置に存在すべき状態では、このスプール７６が振動により多少軸方向に移動した程度では、上記アンダーラップに基づく前記各隙間１０４ａ、１０４ｂは消滅せず、上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４と前記両ドレンポート９２ａ、９２ｂとが連通したままとなる。又、上記オーバーラップも消滅せず、上記両差圧送り出しポート９３、９４と前記源油圧導入ポート８８とが遮断された状態のままになる。この為、上記両油圧室７３ａ、７３ｂ内の油圧に差がない場合に、上記両差圧送り出しポート９３、９４部分の油圧が立ち上がる事を確実に防止できる。

一方、上記アンダーラップ及びオーバーラップの軸方向寸法Ｌ_U 、Ｌ_O を上記軸方向変位量の１／２以下に抑えているので、上記両油圧室７３ａ、７３ｂ内の油圧に差が生じた場合に、直ちに上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４部分に油圧を立ち上げられる。即ち、前述した通り、前記各リターンスプリング１００、１００の弾力は小さいので、上記両油圧室７３ａ、７３ｂ内の油圧に差が生じると、前記第一、第二両油圧導入ポート８９、９０部分に存在する油圧の差に基づいて、上記スプール７６が軸方向に移動する。そして、上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４のうちの何れかの差圧送り出しポート９３（９４）と、上記両ドレンポート９２ａ、９２ｂのうちの何れかのドレンポート９２ａ（９２ｂ）とを遮断すると共に、この何れか一方の差圧送り出しポート９３（９４）と上記源油圧導入ポート８８とを連通させる。この結果、上記油圧室７３ａ、７３ｂ内の油圧の差が極く小さいうちから、上記何れか一方の差圧送り出しポート９３（９４）部分の油圧を立ち上げられる。

更に、本実施例の場合には、前述した様に、上記アンダーラップの軸方向寸法Ｌ_U と上記オーバーラップの軸方向寸法Ｌ_O とを互いに等しくしている。この為、上記両油圧室７３ａ、７３ｂ内の油圧に差が生じ、上記スプール７６が軸方向に移動した場合に、上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４のうちの何れか一方の差圧送り出しポート９３（９４）と上記両ドレンポート９２ａ、９２ｂのうちの何れかのドレンポート９２ａ（９２ｂ）とを遮断する瞬間と、この何れか一方の差圧送り出しポート９３（９４）と上記源油圧導入ポート８８とを連通させ始める瞬間とを一致させられる。この結果、この何れか一方の差圧送り出しポート９３（９４）部分の油圧を、上記両油圧室７３ａ、７３ｂ内の油圧の差に、より正確に比例させる事ができる。

図５は、上述した様な本実施例による効果を確認する為に行なった実験の結果を示している。図５の（Ａ）は、図１〜３に示す様に、アンダーラップ及びオーバラップを設けた（Ｌ_U ＝Ｌ_O ＝０．３mmとした）場合に於ける、上記両油圧室７３ａ、７３ｂ内の油圧の差（差圧）と、上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４部分の油圧との関係を示している。又、図５の（Ｂ）は、図４に示す様に、アンダーラップ及びオーバラップを設けない（Ｌ_U ＝Ｌ_O ＝０とした）場合に於ける、同様の関係を示している。図５の（Ａ）（Ｂ）は何れも、濃い菱形が上記差圧と第一差圧送り出しポート９３部分の油圧との関係を、薄い三角形がこの差圧と第二差圧送り出しポート９４部分の油圧との関係を、一点鎖線及び破線はこれらの理論的関係を、それぞれ示している。

この様な実験の結果を表す図５から明らかな通り、本実施例のトロイダル型無段変速機用差圧取り出し弁８１ａによれば、油圧式のアクチュエータ１０にピストン１６を挟んで設けた１対の油圧室７３ａ、７３ｂ同士の間の差圧を正確に取り出せる。従って、前述の図１３〜１５に示す様な、油圧式の押圧装置２３ａに導入する油圧の制御回路に組み込んだ場合に、この押圧装置２３ａに導入する油圧を適正に規制して、この押圧装置２３ａが発生する押圧力が過大になる事を防止できる。この結果、この押圧装置２３ａを組み込んだトロイダル型無段変速機の効率及び耐久性の向上を図れる。

尚、上記アンダーラップ及びオーバーラップを設けた場合でも、これらの軸方向寸法Ｌ_U 、Ｌ_O を過大にする（前記スプール７６の、中立位置からのストロークの１／２を超える値とする）と、上記両油圧室７３ａ、７３ｂ同士の間に差圧が存在しても、その値が小さい場合に、上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４部分の油圧が立ち上がらなくなる。即ち、上記各軸方向寸法Ｌ_U 、Ｌ_O が過大になると、この部分に油圧を立ち上げるまでに要する、上記スプール７６のストロークが長くなって、前記両リターンスプリング１００、１００の弾力を無視できなくなる。この結果、上記差圧が小さい場合、図６に誇張して示す様に、上記第一、第二両差圧送り出しポート９３、９４部分の油圧が立ち上がらない、不感帯が存在する様になって、上記差圧を正確に取り出せなくなる。

図７は、本発明の実施例２として、前述の特願２００３−５６６８１号に開示されている発明の様に、差圧取り出し弁８１ａにより取り出した、アクチュエータ１０のピストン１６を挟んで設けた１対の油圧室７３ａ、７３ｂ内の油圧の差を、油圧式の押圧装置２３ａ内に導入する油圧の調整と、トロイダル型無段変速機の変速比の微調節とに利用する構造を示している。

この様な図７に示した油圧制御回路の場合、変速比制御弁１２のスリーブ１４を、ステッピングモータ１３により軸方向に変位させる他、差圧シリンダ１０５によっても微調節する様にしている。そして、この差圧シリンダ１０５への圧油の給排を、ロード電磁弁１０６により制御される、第一、第二の差圧制御弁１０７、１０８により、前後進切換弁１０９を介して行なう様にしている。尚、上記ロード電磁弁１０６は、ノーマルオープン型の電磁比例弁で、付加された電圧にほぼ比例した油圧を、下流側に存在する、上記第一、第二の差圧制御弁１０７、１０８に導入する機能を有する。又、低速用、高速用両クラッチ４４ａ、２９ａへの圧油の給排を、シフト用切換弁１１０と、高速用、低速用両切換弁１１１、１１２と、ノーマルオープン型のシフト用電磁弁１１３とにより行なう様にしている。又、ノーマルクローズ型の電磁弁１１４の開閉に基づき、押圧力制御弁６６の開弁圧を調節自在としている。更に、運転席に設けたシフトレバーにより操作される手動切換弁１１５により、各部の連通状態を切り換えられる様にしている。

又、トラニオン７（図９、１０、１３参照）を変位させる為の油圧式のアクチュエータ１０に設けた１対の油圧室７３ａ、７３ｂ内の油圧の差を、前述の図１〜３に詳示する様な構造を有する差圧取り出し弁８１ａにより取り出して、上記押圧力制御弁６６に導入する様にしている。この差圧取り出し弁８１ａの源油圧導入ポート８８（図１〜３参照）には、上記押圧力制御弁６６により調節された圧油を送り込み自在としている。そして、上記差圧取り出し弁８１ａにより取り出した、上記油圧室７３ａ、７３ｂ内の油圧の差を、上記押圧力制御弁６６の開弁圧制御の為に利用している。この様な図７に示した油圧制御回路は、前記特願２００３−５６６８１号に詳しく説明されており、本発明の要旨とは関係しない為、詳しい説明は省略する。

本発明の実施例１を、スプールが中立位置に存在し、差圧を取り出さない状態で示す部分断面図。図１のＡ部拡大図。本発明の実施例１を、スプールが軸方向に変位し、差圧を取り出す状態で示す断面図。比較の為に使用した、先発明と同様の差圧取り出し弁を、スプールが中立位置に存在し、差圧を取り出さない状態で示す部分断面図。本発明の効果を確認する為に行なった実験の結果を示す、実際の差圧と差圧取り出し弁から取り出された油圧との関係を示すグラフ。オーバーラップが過大である場合に、実際の差圧と差圧取り出し弁から取り出された油圧との関係を示すグラフ。本発明の実施例２を示す、無段変速装置各部を制御する為の油圧回路図。従来から知られているトロイダル型無段変速機の１例を示す断面図。図８のＢ−Ｂ断面図。同Ｃ−Ｃ断面図。従来から知られている、トロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速機とを組み合わせて成る無段変速装置の第１例を示す略断面図。同第２例を示す略断面図。本発明の対象となる差圧取り出し弁を組み込んだ、先発明に係るトロイダル型無段変速機の部分断面図。押圧力制御弁の断面図。差圧取り出し弁の断面図。

符号の説明

１入力軸
２入力側ディスク
３ボールスプライン
４出力歯車
５、５ａ出力側ディスク
６パワーローラ
７トラニオン
８支持軸
９枢軸
１０アクチュエータ
１１支持板
１２変速比制御弁
１３ステッピングモータ
１４スリーブ
１５スプール
１６ピストン
１７ロッド
１８プリセスカム
１９リンク腕
２０同期ケーブル
２１カム面
２２駆動軸
２３、２３ａ押圧装置
２４、２４ａ、２４ｂトロイダル型無段変速機
２５、２５ａ遊星歯車式変速機
２６リング歯車
２７支持板
２８伝達軸
２９、２９ａ高速用クラッチ
３０エンジン
３１クランクシャフト
３２発進クラッチ
３３出力軸
３４太陽歯車
３５遊星歯車
３６ａ、３６ｂ遊星歯車素子
３７キャリア
３８動力伝達機構
３９伝達軸
４０ａ、４０ｂスプロケット
４１チェン
４２第一の歯車
４３第二の歯車
４４、４４ａ低速用クラッチ
４５後退用クラッチ
４６キャリア
４７ａ、４７ｂ遊星歯車素子
４８第一の伝達軸
４９ａ、４９ｂ太陽歯車
５０第二の伝達軸
５１中空回転軸
５２太陽歯車
５３遊星歯車素子
５４リング歯車
５５第二のキャリア
５６ａ、５６ｂ遊星歯車素子
５７出力軸
５８第二のリング歯車
５９シリンダ筒
６０油溜部
６１フィルタ
６２油圧ポンプ
６３第一の圧力導入路
６４給油通路
６５圧力逃がし路
６６押圧力制御弁
６７ケーシング
６８スプール
６９ばね
７０第一のパイロット部
７１第二のパイロット部
７２第三のパイロット部
７３ａ、７３ｂ油圧室
７４変速比制御装置
７５シリンダ孔
７６スプール
７７リターンスプリング
７８ａ、７８ｂパイロット部
７９第二の圧力導入路
８０減圧弁
８１、８１ａ差圧取り出し弁
８２ａ、８２ｂ第三の圧力導入路
８３ａ、８３ｂ反力室
８４第四の圧力導入路
８５電磁弁
８６ソレノイド
８７弁ケース
８８源油圧導入ポート
８９第一油圧導入ポート
９０第二油圧導入ポート
９１ａ、９１ｂ圧力導入路
９２ａ、９２ｂドレンポート
９３第一差圧送り出しポート
９４第二差圧送り出しポート
９５第一反力ポート
９６第二反力ポート
９７第一反力室
９８ライナ
９９ロッド部
１００リターンスプリング
１０１第一油圧導入路
１０２第二反力室
１０３第二油圧導入路
１０４ａ、１０４ｂ隙間
１０５差圧シリンダ
１０６ロード電磁弁
１０７第一の差圧制御弁
１０８第二の差圧制御弁
１０９前後進切換弁
１１０シフト用電磁弁
１１１高速用切換弁
１１２低速用切換弁
１１３シフト用電磁弁
１１４電磁弁
１１５手動切換弁
１１６予圧ばね
１１７圧力室

Claims

互いに同心に、且つ相対回転自在に配置された第一、第二のディスクと、これら両ディスクの中心軸に対し捩れの位置にある枢軸を中心とする揺動変位自在に支持された複数の支持部材と、これら各支持部材に回転自在に支持された状態で、互いに対向する上記第一、第二のディスクの内側面同士の間に挟持された複数のパワーローラと、ピストンを挟んで設けた第一、第二両油圧室への圧油の給排に基づいてこのピストンを軸方向に変位させ、上記各支持部材を上記枢軸の軸方向に変位させる油圧式のアクチュエータとを備えたトロイダル型無段変速機に組み込まれ、何れかのアクチュエータを構成する第一、第二両油圧室同士の間に存在する油圧の差に比例した油圧を取り出すトロイダル型無段変速機用差圧取り出し弁であって、シリンダ孔と、このシリンダ孔内に軸方向の変位自在に嵌装されたスプールと、油圧源で発生した油圧をこのシリンダ孔内に導入する為の源油圧導入ポートと、上記第一油圧室内の油圧をこのシリンダ孔内で上記スプールの軸方向一端寄り部分に導入する為の第一油圧導入ポートと、上記第二油圧室内の油圧を上記シリンダ孔内で上記スプールの軸方向他端寄り部分に導入する第二油圧導入ポートと、このスプールが軸方向他端側に変位した状態で上記源油圧導入ポートと連通する第一差圧送り出しポートと、この第一差圧送り出しポート部分の油圧を、上記スプールの軸方向他端面に対向する第一反力室に導入する第一油圧導入路と、上記スプールが軸方向一端側に変位した状態で上記源油圧導入ポートと連通する第二差圧送り出しポートと、この第二差圧送り出しポート部分の油圧を、上記スプールの軸方向一端面に対向する第二反力室に導入する第二油圧導入路とを備え、このスプールは、上記第一、第二両反力室内に設置された１対のリターンスプリングにより中立位置に向け弾性的に押圧されており、上記第一、第二両油圧室内の油圧が互いに等しく、上記スプールが中立位置に存在する状態で、第一、第二両差圧送り出しポートと油溜に通じて油圧を逃がすドレンポートとを連通させるべく、これら両差圧送り出しポートとこのドレンポートとの間に、シリンダ孔の内周面と上記スプールのランドとが少なくとも円周方向の一部で重畳しないアンダーラップが存在し、同じ状態で源油圧導入ポートと第一、第二両差圧送り出しポートとを確実に遮断すべく、この源油圧導入ポートとこれら両差圧送り出しポートとの間に、上記シリンダ孔の内周面と上記ランドとが全周に亙って重畳するオーバーラップが存在するトロイダル型無段変速機用差圧取り出し弁。
アンダーラップ及びオーバーラップの軸方向寸法が、中立位置を中心とするスプールの軸方向変位量の１／１０〜１／２である、請求項１に記載したトロイダル型無段変速機用差圧取り出し弁。
アンダーラップの軸方向寸法とオーバーラップの軸方向寸法とが互いに等しい、請求項２に記載したトロイダル型無段変速機用差圧取り出し弁。