JP4646693B2

JP4646693B2 - 無段変速機

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Publication number: JP4646693B2
Application number: JP2005138003A
Authority: JP
Inventors: 雅夫嶋本; 了一久保
Original assignee: Daihatsu Motor Co Ltd
Current assignee: Daihatsu Motor Co Ltd
Priority date: 2005-05-11
Filing date: 2005-05-11
Publication date: 2011-03-09
Anticipated expiration: 2025-05-11
Also published as: CN100561016C; JP2006316832A; KR20070122569A; EP1881238A4; CN101175933A; EP1881238A1; WO2006121190A1; KR100910002B1

Description

本発明は無段変速機、特にベルト式無段変速装置と前後進切替装置とを備え、上記前後進切替装置が遊星歯車機構と逆転ブレーキと直結クラッチとを有し、逆転ブレーキおよび直結クラッチを選択的に締結することにより前後進切替を行う無段変速機に関するものである。

特許文献１には、前後進切替装置として遊星歯車機構と直結クラッチと逆転ブレーキとを備えた無段変速機が開示されている。図７は特許文献１に示されたクラッチ圧制御用のクラッチモジュレータバルブを示す。
このクラッチモジュレータバルブ１００は、入力ポート１０１にライン圧Ｐ_L が入力され、出力ポート１０２からクラッチ圧Ｐ_C が出力され、このクラッチ圧Ｐ_C は図示しないマニュアルバルブを介して逆転ブレーキと直結クラッチとに選択的に供給される。第１の信号ポート１０３にはスプリング１０４の荷重と対向する方向にクラッチ圧Ｐ_C がフィードバックされており、第２の信号ポート１０５には後進時の油圧、すなわち逆転ブレーキの供給圧がスプリング１０４の荷重と同方向に入力されている。前進時には直結クラッチを締結させるとともに逆転ブレーキを解放し、後退時には逆転ブレーキを締結させるとともに直結クラッチを解放するよう、マニュアルバルブによって油路が切り替えられる。

クラッチモジュレータバルブ１００は、ライン圧Ｐ_L が所定圧以下の場合には図７の左側位置にあり、ライン圧と同じクラッチ圧を出力する。ライン圧が所定圧を越えると、第１の信号ポート１０３に入力されるクラッチ圧Ｐ_C による荷重がスプールを付勢するスプリング荷重を越えるため、スプールが下方へ移動し、クラッチ圧Ｐ_C を一定圧に制限する。また、後進時には第２の信号ポート１０５に後退時の油圧が入力されるため、後退時のクラッチ圧Ｐ_C を前進時のクラッチ圧に比べて高めに調圧することができる。

ところで、直結クラッチは、そのクラッチドラムがリングギヤに連結されており、クラッチハブはキャリアに連結されている。直結クラッチの作動ピストンが回転するクラッチドラム内に配置されている（回転シリンダ構造）ため、クラッチドラム内に油圧を供給するために、クラッチドラムと固定部材との相対回転部に油漏れを防止するためのシール構造を必要とし、摺動抵抗が大きくなるという問題がある。また、回転に伴う遠心力によりクラッチドラムの油室内に遠心油圧が発生するため、遠心油圧をキャンセルさせる機構が必要になり、装置が複雑になるという問題がある。

そこで、摺動抵抗をなくし、遠心油圧の発生を防ぐために、直結クラッチの作動ピストンを変速機ケースあるいはこれに固定された部材に配置した静止シリンダ構造とすることが考えられる。しかしながら、静止シリンダ構造とした場合、作動ピストンの軸方向圧力（スラスト荷重）がクラッチドラム内でバランスする回転シリンダ構造とは異なり、軸方向圧力の反力受け構造が必要になる。

反力受け構造として、前後進切替装置と無段変速機の駆動側プーリとの間に、変速機ケースから中間壁を突設し、その中間壁によって軸方向圧力を支持する構造が考えられる。しかしながら、この場合には、中間壁と前後進切替装置との間にスラストベアリングを配置する必要があり、部品数が増加し、コスト上昇を招くとともに、中間壁の強度を確保する必要から、軸方向の寸法増加を招く問題がある。

上記のような反力受け構造を採用しない場合、直結クラッチを締結した時の作動ピストンの軸方向圧力は、遊星歯車機構を介して無段変速装置の駆動側プーリ軸に伝達され、さらにこのプーリ軸の反直結用クラッチ側の端部を回転支持しているラジアルベアリングを介して変速機ケースに伝達される。そのため、ラジアルベアリングに対するスラスト荷重が増加し、ベアリングの寿命が短くなる欠点がある。この問題は、ベアリングの大型化により解決可能であるが、コスト上昇と寸法増加を招く欠点がある。
特開２００２−１８１１７５号公報

そこで、本発明の目的は、直結クラッチを静止シリンダ構造とするとともに、直結クラッチの締結時にラジアルベアリングに掛かる軸方向圧力を低減し、ベアリングの寿命向上を達成できる無段変速機を提供することにある。

上記目的を達成するため、本発明は、ベルト式無段変速装置と前後進切替装置とを備え、上記前後進切替装置は遊星歯車機構と逆転ブレーキと直結クラッチとを有し、逆転ブレーキおよび直結クラッチを選択的に締結することにより前後進切替を行う無段変速機において、上記直結クラッチの作動ピストンは、変速機ケースに一体形成されあるいは変速機ケースに固定された静止シリンダ内に配置され、上記直結クラッチの作動ピストンの軸方向圧力が、上記無段変速装置の駆動側プーリ軸に伝達され、さらにこのプーリ軸の反直結クラッチ側の端部を回転自在に支持するベアリングを介して変速機ケースに伝達されるように構成され、上記直結クラッチへの供給圧を、入力トルクの変化に応じて直結クラッチにすべりを生じない最低限度の油圧に制御する油圧調整手段が設けられていることを特徴とする無段変速機を提供する。

一般に、無段変速機の前後進切替装置に用いられる直結クラッチおよび逆転ブレーキは、前後進切替時のみ切り換わるだけで、前進走行時および後退走行時には常時締結あるいは解放されている。そのため、本来は油圧制御を行う必要性がないが、本発明のように直結クラッチを静止シリンダ構造とし、その締結時のスラスト荷重がラジアルベアリングに加わる構造とした場合には、スラスト荷重によりベアリングの寿命が低下するという課題が発生する。本発明はこのような課題を解決するものである。

静止シリンダ構造の直結クラッチを締結したとき、作動ピストンの軸方向圧力は、駆動側プーリ軸からラジアルベアリングを介して変速機ケースに伝達されるが、直結クラッチに供給される供給圧を、入力トルクの変化に応じて直結クラッチにすべりを生じない最低限度の油圧に制御することで、ベアリングに加わるスラスト荷重を最低限度まで低減することができる。そのため、ベアリングの寿命低下を防止できる。また、直結クラッチの締結時にスラスト荷重が低減されることから、メカニカルロスも低減できる。
一方、逆転ブレーキの作動ピストンの軸方向圧力は変速機ケース内で吸収され、そのスラスト荷重がベアリングに波及することがないため、逆転ブレーキの供給圧を入力トルクの変化に応じて制御する必要はない。

好ましい実施の形態によれば、直結クラッチを後進時に締結されるクラッチとし、逆転ブレーキを前進時に締結されるブレーキとするのがよい。これとは逆に、直結クラッチを前進時に締結されるクラッチとし、逆転ブレーキを後進時に締結されるブレーキとしてもよいが、使用頻度の高い前進時にベアリングにスラスト力がかかると、ラジアルベアリングの寿命に影響を及ぼす。これに対し、直結クラッチを後進時に締結されるクラッチとすれば、使用頻度の少ない後進時のみスラスト力がベアリングにかかるので、ラジアルベアリングの寿命が延びるという利点がある。

以上のように、本発明によれば、直結クラッチを静止シリンダ構造とすることで、摺動抵抗をなくし、遠心油圧の発生を防ぐことができるとともに、直結クラッチの締結時にその供給圧をできるだけ低くすることにより、ベアリングに加わる直結クラッチの軸方向圧力を低減でき、ベアリングの寿命向上およびメカニカルロスの低減を図ることができる。

以下に、本発明の実施の形態を、実施例を参照して説明する。

図１〜図３は本発明にかかる無段変速機の一例を示す。
この実施例の無段変速機はＦＦ横置き式の自動車用変速機であり、大略、エンジン出力軸１によりトルクコンバータ２を介して駆動される入力軸３、入力軸３の回転を正逆切り替えて駆動軸１０に伝達する前後進切替装置４、駆動プーリ１１と従動プーリ２１と両プーリ間に巻き掛けられたＶベルト１５とからなる無段変速装置Ａ、従動軸２０の動力を出力軸３２に伝達するデファレンシャル装置３０などで構成されている。入力軸３と駆動軸１０とは同一軸線上に配置され、従動軸２０とデファレンシャル装置３０の出力軸３２とが入力軸３に対して平行でかつ非同軸に配置されている。したがって、この無段変速機は全体として３軸構成とされている。
この実施例で用いられるＶベルト１５は、一対の無端状張力帯と、これら張力帯に支持された多数のブロックとで構成された公知の金属ベルトである。

無段変速機を構成する各部品は変速機ケース５（５ａ，５ｂ，５ｃ）の中に収容されている。トルクコンバータ２と前後進切替装置４との間には、オイルポンプ６が配置されている。このオイルポンプ６は、図３に示すように、変速機ケース５に固定されたポンプボデー７と、ポンプボデー７に対して固定されたポンプカバー８と、ポンプボデー７とポンプカバー８との間に収容されたポンプギヤ９とで構成されている。ポンプギヤ９はトルクコンバータ２のポンプインペラ２ａにより駆動される。なお、トルクコンバータ２のタービンランナ２ｂは入力軸３に連結され、ステータ２ｃはワンウエイクラッチ２ｄを介してポンプカバー８により支持されている。入力軸３とポンプインペラ２ａとの間にロックアップクラッチ２ｆが設けられている。

前後進切替装置４は、図３に示すように、遊星歯車機構４０と逆転ブレーキ５０と直結クラッチ６０とで構成されている。遊星歯車機構４０のサンギヤ４１は入力回転部材である入力軸３に連結され、リングギヤ４２は出力回転部材である駆動軸１０に連結されている。遊星歯車機構４０はシングルピニオン方式であり、逆転ブレーキ５０はピニオンギヤ４３を支えるキャリア４４と変速機ケース５との間に設けられ、直結クラッチ６０はキャリア４４とサンギヤ４１との間に設けられている。直結クラッチ６０を解放して逆転ブレーキ５０を締結すると、入力軸３の回転が逆転され、かつ減速されて駆動軸１０へ伝えられる。逆に、逆転ブレーキ５０を解放して直結クラッチ６０を締結すると、遊星歯車機構４０のキャリア４４とサンギヤ４１とが一体に回転するので、入力軸３と駆動軸１０とが直結される。
なお、前後進切替装置４の具体的構造については後述する。

無段変速装置Ａの駆動プーリ１１は、駆動軸（プーリ軸）１０上に一体に形成された固定シーブ１１ａと、駆動軸１０上にローラスプライン部１３を介して軸方向移動自在に、かつ一体回転可能に支持された可動シーブ１１ｂと、可動シーブ１１ｂの背後に設けられた油圧サーボ１２とを備えている。可動シーブ１１ｂの外周部には、背面側へ延びるピストン部１２ａが一体に形成され、このピストン部１２ａの外周部が駆動軸１０に固定されたシリンダ１２ｂの内周部に摺接している。可動シーブ１１ｂとシリンダ１２ｂとの間に油圧サーボ１２の作動油室１２ｃが形成され、この作動油室１２ｃへの油圧を制御することにより、変速制御が実施される。

従動プーリ２１は、従動軸（プーリ軸）２０上に一体に形成された固定シーブ２１ａと、従動軸２０上にローラスプライン部２３を介して軸方向移動自在に、かつ一体回転可能に支持された可動シーブ２１ｂと、可動シーブ２１ｂの背後に設けられた油圧サーボ２２とを備えている。このローラスプライン部２３の構造は、駆動プーリ１１のローラスプライン部１３と同様である。可動シーブ２１ｂの外周部には、背面側へ延びるシリンダ部２２ａが一体に形成され、このシリンダ部２２ａの内周部に従動軸２０に固定されたピストン２２ｂが摺接している。可動シーブ２１ｂとピストン２２ｂとの間に油圧サーボ２２の作動油室２２ｃが形成され、この作動油室２２ｃの油圧を制御することにより、トルク伝達に必要なベルト推力が与えられる。なお、作動油室２２ｃには初期推力を与えるスプリング２４が配置されている。

従動軸２０の一端部はエンジン側に向かって延び、この一端部に出力ギヤ２７が固定されている。出力ギヤ２７はデファレンシャル装置３０のリングギヤ３１に噛み合っており、デファレンシャル装置３０から左右に延びる出力軸３２に動力が伝達され、車輪が駆動される。

ここで、前後進切替装置４の具体的構造について、図３を参照しながら詳細に説明する。
キャリア４４は円盤状のキャリアフランジ４５と円環状のキャリアリム４６とで構成されており、キャリアフランジ４５の内径部はサンギヤ４１とリングギヤ４２との間を内径方向に延び、ブッシュ５６を介して入力軸３に回転自在に支持されている。キャリアフランジ４５の内径部は前後方向に延びており、この内径部と入力軸３との間に複数のブッシュ５６を配置することにより、キャリアフランジ４５の入力軸３に対する傾きが抑制される。キャリアフランジ４５にはキャリアリム４６に向かって軸方向に突出する複数（ここでは６個）の柱状部４５ａが一体に形成され、これら柱状部４５ａの間の空間にピニオンギヤ４３が配置されている。上記柱状部４５ａの先端面とキャリアリム４６とは焼結にて金属結合され、キャリアフランジ４５とキャリアリム４６とは一体的に固定されている。なお、溶接、ロー付、ネジ止めなどによって固定してもよい。

上記キャリアフランジ４５とキャリアリム４６との間に、ピニオンギヤ４３を支持するピニオン軸４７が架け渡して支持されている。また、ピニオンギヤ４３の内周とピニオン軸４７の外周との隙間にはニードルベアリング４８が配置され、ピニオンギヤ４３はピニオン軸４７に対して回転自在である。キャリアリム４６に挿入されたピニオン軸４７の一端部は、キャリアリム４６の半径方向外方から圧入されたローラピン４９によってキャリアリム４６に固定されている。

キャリアリム４６の内周部に直結クラッチ６０のクラッチ板６１の外径部がスプライン係合しており、キャリアリム４６の外周部には逆転ブレーキ５０のブレーキ板５１の内径部がスプライン係合している。このようにキャリアリム４６は逆転ブレーキ５０のブレーキハブと直結クラッチ６０のクラッチドラムとを兼ねている。

逆転ブレーキ５０のピストン５２は、変速機ケース５のシリンダ部内に配置されており、シリンダ部に供給される油圧によりピストン５２は作動され、ブレーキ板５１を締結することができる。ピストン５２の圧力によって押されたブレーキ板５１の端部を支える反力部材として、静止部材であるポンプカバー８から円筒状のストッパ部８ａが一体に突設されている。そのため、ブレーキ板５１の端部を支えるスナップリングを省略できる。

図３に示すように、サンギヤ４１は入力軸３に一体形成されたフランジ部３ａの外周にスプライン嵌合しており、サンギヤ４１の前側（エンジン側）には、直結クラッチ６０のクラッチハブとなる円筒部４１ａが一体に突設されている。円筒部４１ａの外周に直結クラッチ６０のクラッチ板６１の内径部がスプライン係合している。サンギヤ４１はピニオンギヤ４３とかみ合っており、サンギヤ４１の内周面とキャリアフランジ４５の内径部の外周面との間にボールベアリング５７が取り付けられている。

ポンプカバー８の背面側（前後進切替装置側）には断面コ字形のピストン６２が配置され、このピストン６２によって直結クラッチ６０は締結される。すなわち、直結クラッチ６０の作動ピストン６２は変速機ケース５に固定された部材（ポンプカバー８）に収容された静止シリンダ構造となっている。クラッチ板６１と対面するピストン６２の側面には、相対回転を許容するスラストベアリング６３が取り付けられている。そのため、ピストン６２の軸方向圧力はクラッチ板６１に効果的に伝達され、かつピストン６２とクラッチ板６１との相対回転が許容される。作動ピストン６２の軸方向圧力（スラスト荷重）は、キャリア４４からリングギヤ４２を経て、駆動軸１０に伝達される。駆動軸１０の両端部はボールベアリング１６，１７によって支持されており、作動ピストン６２の軸方向圧力は駆動軸１０の反前後進切替装置側の端部を支えるボールベアリング１６を経て変速機ケース５ａに伝達される。したがって、直結クラッチ６０の締結時（後進時）にボールベアリング１６にはスラスト荷重が作用するが、後述するように直結クラッチ６０の締結力（供給圧）は入力トルク（エンジントルク）に応じた油圧、つまりすべりが発生しない必要最低限の油圧に調整されているので、ベアリング１６の寿命低下を防止できる。

直結クラッチ用ピストン６２の外周部側面にはスプリングリテーナ６４が配置されており、このスプリングリテーナ６４はピストン６３より外周方向に突出し、この外周端と逆転ブレーキ用ピストン５２との間にリターンスプリング６５が配置されている。このスプリング６５は、直結クラッチ用ピストン６２と逆転ブレーキ用ピストン５２の両方のリターンスプリングを兼ねるものであり、逆転ブレーキ５０のブレーキ板５１より外周側に適数個設けられている。逆転ブレーキ５０と直結クラッチ６０は同時に作動されることがないので、１種類のスプリング６５で両者のリターンスプリングを兼ねることができる。

上記構成よりなる無段変速機において、逆転ブレーキ５０を締結し直結クラッチ６０を解放することにより、トルクコンバータ２から入力される駆動力が逆転されかつ減速されて駆動プーリ１１へ伝達される。そして、従動プーリ２１およびデファレンシャル装置３０を介して出力軸３２がエンジン回転方向と同一方向に駆動され、前進駆動状態となる。
一方、直結クラッチ６０を締結し逆転ブレーキ５０を解放することにより、遊星歯車機構４０の入力側（サンギヤ４１）と出力側（リングギヤ４２）とが直結されるため、トルクコンバータ２から入力された駆動力がそのまま駆動プーリ１１へ伝達され、従動プーリ２１およびデファレンシャル装置３０を介して出力軸３２がエンジン回転方向と逆方向に駆動され、後進駆動状態となる。
このように、３軸構成でコンパクトな無段変速機を実現できる。

図４は、上記構成よりなる無段変速機の油圧回路図である。
図４において、７０はオイルポンプ６の吐出圧を所定のライン圧に調圧するプライマリレギュレータバルブ、７１はライン圧をセカンダリ圧に調圧するセカンダリレギュレータバルブ、７２は直結クラッチ６０および逆転ブレーキ５０への供給圧を調圧するクラッチモジュレータバルブ、７３は手動操作されるマニュアルバルブ、７４は前進時にソレノイドバルブＳＬＵの信号圧Ｐ_SLU を遮断するカットバックバルブ、７５はガレージシフトバルブ、７６はソレノイドモジュレータ圧を発生するソレノイドモジュレータバルブ、７７はロックアップ時のソレノイド圧切り替え用ソレノイドリレーバルブ、７８はトルクコンバータ２のロックアップ制御用のロックアップコントロールバルブである。

ＳＬＴはライン圧制御用ソレノイドバルブ、ＳＬＵはトルクコンバータ２の油圧制御用ソレノイドバルブ、ＳＬはロックアップ制御用ソレノイドバルブであり、ソレノイドバルブＳＬＴは常開形リニアソレノイドバルブで構成され、ソレノイドバルブＳＬＵは常閉形リニアソレノイドバルブで構成され、ソレノイドバルブＳＬは常閉形デューティソレノイドバルブで構成されている。ソレノイドバルブＳＬＴは、プーリ比、スロットル開度、エンジン回転数などの運転信号に基づき図示しない制御回路により制御されるものであり、ライン圧制御のほか、ガレージシフト時の油圧制御、および従動側プーリ２１の推力制御にも用いられる。この実施例では、ソレノイドバルブＳＬＵの調圧範囲はソレノイドバルブＳＬＴの調圧範囲の半分に設定されている。なお、従動側プーリ２１の推力制御は、特許文献１に記載の通りであるので、ここでは図５に油圧特性直線Ｐ_D(SLT)のみを示し、説明を省略する。ソレノイドバルブＳＬＵは、ソレノイドバルブＳＬＴと同じく運転信号に基づきロックアップ制御のほか、後進時のクラッチ圧制御に用いられる。

プライマリレギュレータバルブ７０は周知のように、オイルポンプ６の吐出圧を所定のライン圧に調圧するバルブであり、信号ポート７０ａに入力される信号油圧に応じたライン圧に調圧する。信号ポート７０ａには、ソレノイドリレーバルブ７７からソレノイドバルブＳＬＴまたはＳＬＵの一方の信号圧が入力される。非ロックアップ時にはソレノイドバルブＳＬがＯＦＦしているので、ソレノイドリレーバルブ７７の信号ポート７７ａには信号圧Ｐ_SLが入力されておらず、ソレノイドリレーバルブ７７が左側位置にある。そのため、ソレノイドバルブＳＬＴの信号圧Ｐ_SLT がソレノイドリレーバルブ７７のポート７７ｂ，７７ｃを経由してポート７０ａに入力され、ソレノイドバルブＳＬＴによってライン圧が調圧される。一方、ロックアップ時にはソレノイドバルブＳＬがＯＮするので、その信号圧によりソレノイドリレーバルブ７７が右側位置に切り替わり、ソレノイドバルブＳＬＵの信号圧Ｐ_SLU がポート７７ｄ，７７ｃを経由してポート７０ａに入力され、ソレノイドバルブＳＬＵによってライン圧が調圧される。そのため、ライン圧は図５のＰ_L のようにソレノイドバルブＳＬＴまたはＳＬＵの信号圧に応じて比例的に上昇する。

セカンダリレギュレータバルブ７１は、ライン圧をセカンダリ圧に調圧するものであり、ライン圧が入力ポート７１ａと信号ポート７１ｂとに入力され、信号ポート７１ｂに入力された信号圧とスプールを付勢するスプリング荷重とが対向している。また、第２信号ポート７１ｃにはスプリング荷重と同方向に、後述するクラッチレギュレータバルブ７２の出力圧が入力されている。そのため、出力ポート７１ｄから出力されるセカンダリ圧は、図５のＰ_SEC で示すように、所定圧以下であればライン圧と異なる勾配で上昇し、所定圧を越えると一定圧に制限される。

ソレノイドリレーバルブ７７の信号ポート７７ｅとロックアップコントロールバルブ７８の信号ポート７８ａとは接続されている。そのため、ソレノイドリレーバルブ７７の信号ポート７７ａにロックアップ制御用ソレノイドバルブＳＬの信号圧Ｐ_SLが入力され、ソレノイドリレーバルブ７７が右側位置に切り換わるとともに、信号圧Ｐ_SLはポート７７ｅからロックアップコントロールバルブ７８の信号ポート７８ａにも入力される。そのため、ソレノイドリレーバルブ７７が右側位置へ切り替わるのと同期して、ロックアップコントロールバルブ７８も右側位置に切り換わる。ロックアップコントロールバルブ７８が左側位置にあるときには、セカンダリレギュレータバルブ７１で調圧されたセカンダリ圧Ｐ_SEC はロックアップコントロールバルブ７８のポート７８ｂ，７８ｃを介してトルクコンバータ２のリリース側に供給され、非ロックアップ状態に維持される。ロックアップコントロールバルブ７８が右側位置に切り換わると、セカンダリ圧Ｐ_SEC はロックアップコントロールバルブ７８のポート７８ｄ，７８ｅを介してトルクコンバータ２のアプライ側に供給され、ロックアップ状態になる。アプライ圧は、ポート７８ｆにフィードバックされており、この圧とポート７８ａに入力される信号圧Ｐ_SLとがバランスするように調圧される。

クラッチモジュレータバルブ７２は、上述のように直結クラッチ６０および逆転ブレーキ５０への供給圧（クラッチ圧Ｐ_C1，Ｐ_B1）を調圧するバルブである。入力ポート７２ａにはライン圧Ｐ_L が入力され、出力ポート７２ｂからクラッチ圧が出力される。また、第１信号ポート７２ｃには出力圧であるクラッチ圧がスプールを付勢するスプリング荷重と対向するようにフィードバックされている。そのため、前進時のクラッチ圧Ｐ_B1は図５に示すように、ライン圧が所定圧以下の場合にはライン圧と同じ圧を出力し、ライン圧が所定圧を越えると、一定圧に制限される。さらに、クラッチモジュレータバルブ７２は、スプリング荷重と対向するように信号圧が入力される第２信号ポート７２ｄが設けられており、この信号ポート７２ｄには、カットバックバルブ７４を介してソレノイドバルブＳＬＵから信号圧Ｐ_SLU が入力されている。ソレノイドバルブＳＬＵはロックアップ制御用のソレノイドバルブであるが、後進時にはロックアップ制御を行う必要がないので、このソレノイドバルブＳＬＵを用いて後進用の直結クラッチ６０の油圧（クラッチ圧）Ｐ_C1を制御している。

カットバックバルブ７４は、ソレノイドバルブＳＬＵからの信号圧Ｐ_SLU が入力される入力ポート７４ａと、クラッチモジュレータバルブ７２の第２信号ポート７２ｄに接続された出力ポート７４ｂと、直結クラッチ６０（Ｃ１）と接続された信号ポート７４ｃとを備えており、信号ポート７４ｃに入力される信号圧とスプールを付勢するスプリング荷重とが対向している。前進時には直結クラッチ６０が解放されているので、カットバックバルブ７４は左側位置にあり、入力ポート７４ａと出力ポート７４ｂとを遮断している。そのため、ソレノイドバルブＳＬＵからの信号圧Ｐ_SLU はクラッチモジュレータバルブ７２の第２信号ポート７２ｄに何ら影響を及ぼさず、クラッチ圧Ｐ_B1は図５に示すように制御される。一方、後進時には直結クラッチ６０が締結されるので、カットバックバルブ７４は右側位置に切り換わり、入力ポート７４ａと出力ポート７４ｂとが連通する。そのため、ソレノイドバルブＳＬＵからの信号圧Ｐ_SLU がクラッチモジュレータバルブ７２の第２信号ポート７２ｄに入力され、図５に示すようにソレノイドバルブＳＬＵによって直結クラッチ６０の供給圧Ｐ_C1が減圧制御される。ソレノイドバルブＳＬＵは、上述のように入力トルクに応じた信号圧を出力するので供給圧Ｐ_C1は入力トルクに応じてすべりが生じない必要最低限の油圧に調圧される。その結果、直結クラッチ６０の締結に伴ってボールベアリング１６に作用するスラスト荷重が軽減され、ボールベアリング１６の寿命低下を防止できる。

ガレージシフトバルブ７５は、シフトレバーをＮからＤまたはＮからＲへ切り替えた時に、直結クラッチ６０および逆転ブレーキ５０への供給圧を緩やかに立ち上げるように制御するための切替弁である。ＮからＤまたはＮからＲへの切り替えに伴い、スプールを付勢するスプリング荷重と対向するように、信号ポート７５ａ，７５ｂにダウンシフト用およびアップシフト用ソレノイドバルブ（図示せず）から信号圧が入力される。そのため、ガレージシフトバルブ７５は左側位置に切り替わり、ソレノイドバルブＳＬＴによって緩やかに立ち上がる油圧がポート７５ｃ，７５ｄを介してマニュアルバルブ７３へ送られ、さらに直結クラッチ６０または逆転ブレーキ５０へ供給される。その結果、締結ショックが回避される。やがて、最大油圧まで立ち上がると、信号ポート７５ａ，７５ｂの信号圧がドレーンされるため、ガレージシフトバルブ７５は右側位置に切り替わり、クラッチモジュレータバルブ７２から所定のクラッチ圧がポート７５ｅ，７５ｄを介して直結クラッチ６０または逆転ブレーキ５０に供給され、締結状態を保持する。なお、ＮからＲへ切り替えた場合、ガレージシフトバルブ７５は右側位置に切り替わった後、直結クラッチ６０の油圧がガレージシフトバルブ７５のポート７５ｆに入力され、ポート７５ｇを介してロックアップコントロールバルブ７８の信号ポート７８ｇに入力される。そのため、ロックアップコントロールバルブ７８は非ロックアップ位置で固定され、後進時にはロックアップされない。

図６は本発明にかかる前後進切替装置の第２実施例を示す。図６において、第１実施例と同一部分には同一符号を付して重複説明を省略する。
この前後進切替装置４’は、ダブルピニオン方式の遊星歯車機構４０’と逆転ブレーキ５０と直結クラッチ６０とを備えたものである。遊星歯車機構４０’のキャリア４４に２種類のピニオンギヤ４３Ａ，４３Ｂが支持され、一方のピニオンギヤ４３Ａはリングギヤ４２とピニオンギヤ４３Ｂとに噛み合い、他方のピニオンギヤ４３Ｂはピニオンギヤ４３Ａとサンギヤ４１とに噛み合っている。サンギヤ４１は入力軸３と結合され、キャリア４４は駆動軸１０と結合されている。逆転ブレーキ５０はリングギヤ４２と変速機ケース５との間に設けられ、逆転ブレーキ５０を作動させる作動ピストン５２は変速機ケース５内に配置されている。直結クラッチ６０はキャリア４４とサンギヤ４１との間に設けられ、直結クラッチ６０を作動させる作動ピストン６２は静止シリンダであるオイルポンプカバー８に収容されている。作動ピストン６２と直結クラッチ６０のクラッチディスクとの間には、スラストベアリング６３が配置されている。

逆転ブレーキ５０を締結し、直結クラッチ６０を解放すると、入力軸３の回転は逆転されて出力軸１０に伝達され、前進駆動状態となる。また、逆転ブレーキ５０を解放し、直結クラッチ６０を締結すると、入力軸３と出力軸１０とが直結され、後進駆動状態となる。
この実施例の場合も、静止シリンダ構造の直結クラッチ６０を締結した際、そのスラスト荷重がプーリ軸１０を介してラジアルベアリングに作用するが、直結クラッチ６０の供給圧を入力トルクに応じて制御することにより、ラジアルベアリングに加わるスラスト荷重を低減し、ベアリングの寿命低下を防止できる。

上記実施例では、シングルピニオン方式の前後進切替装置４とダブルピニオン方式の前後進切替装置４’について説明したが、これに限るものではない。例えば特許文献１のように、前進時に締結される直結クラッチを備えた前後進切替装置の場合に、直結クラッチを静止シリンダ構造としてもよい。この場合には、前進時に駆動プーリにスラスト荷重が作用するが、直結クラッチの供給圧をすべりを発生しない最低限度の油圧に減圧することにより、駆動プーリを支持するベアリングへのスラスト荷重を低減できる。

本発明にかかる無段変速機の一例の展開断面図である。図１に示す無段変速機のスケルトン図である。図１に示す無段変速機の前後進切替装置の詳細断面図である。図１に示す無段変速機の油圧回路図である。図４の油圧回路における各油圧の特性図である。本発明にかかる前後進切替装置の第２実施例のスケルトン図である。従来のクラッチ圧制御用バルブの図である。

符号の説明

Ａ無段変速装置
４前後進切替装置
５変速機ケース
８ポンプカバー（静止シリンダ）
１０駆動側プーリ軸
１６ボールベアリング
４０遊星歯車機構
５０逆転ブレーキ
６０直結クラッチ
６２作動ピストン
７０プライマリレギュレータバルブ
７２クラッチモジュレータバルブ
７４カットバックバルブ
ＳＬＵソレノイドバルブ

Claims

ベルト式無段変速装置と前後進切替装置とを備え、上記前後進切替装置は遊星歯車機構と逆転ブレーキと直結クラッチとを有し、逆転ブレーキおよび直結クラッチを選択的に締結することにより前後進切替を行う無段変速機において、
上記直結クラッチの作動ピストンは、変速機ケースに一体形成されあるいは変速機ケースに固定された静止シリンダ内に配置され、
上記直結クラッチの作動ピストンの軸方向圧力が、上記無段変速装置の駆動側プーリ軸に伝達され、さらにこのプーリ軸の反直結クラッチ側の端部を回転自在に支持するベアリングを介して変速機ケースに伝達されるように構成され、
上記直結クラッチへの供給圧を、入力トルクの変化に応じて直結クラッチにすべりを生じない最低限度の油圧に制御する油圧調整手段が設けられていることを特徴とする無段変速機。
上記直結クラッチは後進時に締結されるクラッチであることを特徴とする請求項１に記載の無段変速機。