JP5092946B2 - ベルト式無段変速機 - Google Patents

Description

この発明は、ベルト式無段変速機に関する。

従来、変速比が無段階に変更される無段変速機がある。例えば、特許文献１には、プライマリ油圧室からの作動油の排出の許容あるいは禁止を制御する作動油排出手段を備えるベルト式無段変速機が開示されている。なお、特許文献１の作動油排出手段は、本発明に係る作動油閉じ込み装置に対応するため、以下作動油排出手段を作動油閉じ込み装置という。

特開２００７−５７０３３号公報

ここで、特許文献１に開示されているベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み装置を開弁させている間、常に作動油の圧力が必要となる。よって、特許文献１に開示されているベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み装置を開弁させている間、常に作動油を加圧するためのエネルギーが必要となる。このように、特許文献１に開示されているベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み装置を動作させるために必要なエネルギーが増大するおそれがある。

本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、作動油閉じ込み装置を動作させるために必要なエネルギーの増大を抑制することを目的とする。

上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明に係るベルト式無段変速機は、動力発生手段から回転が伝えられて回転するシャフトと、前記シャフトに設けられる可動シーブに対してメイン作動油の圧力によって力を与える油圧室であって、前記シャフトに設けられるプーリ油圧室と、前記プーリ油圧室から前記プーリ油圧室の外部への前記メイン作動油の排出を禁止する作動油閉じ込み手段と、を備え、前記作動油閉じ込み手段は、前記メイン作動油が流れる油路上に形成される孔であって、前記孔を介して前記メイン作動油を流すことで前記プーリ油圧室から前記プーリ油圧室の外部へ前記メイン作動油を排出する弁孔と、前記弁孔を塞ぐ弁体と、前記シャフト内に軸方向に移動可能に設けられ、かつ、前記シャフト内を、前記作動油閉じ込み手段の開閉を制御するための作動油であるピストン動作用作動油が供給されるピストン動作用油圧室と、前記メイン作動油が流れる油路と、にシール部材により仕切るとともに、前記軸方向に前記弁体に近づく方向に移動して、前記弁体が前記弁孔から離れる方向に前記弁体を押すピストンと、前記弁体が前記弁孔に近づく方向に前記ピストン及び前記弁体を押す閉弁力発生手段と、を有し、前記ピストンの前記ピストン動作用作動油からの圧力を受ける受圧面の面積が、前記ピストン動作用作動油の圧力により前記ピストンが前記弁体から離れる方向に押される面積に形成されて、前記ピストン動作用作動油の圧力の上昇に伴って前記弁体から離れる方向に押される力を増加させる面積に形成されていることを特徴とする。

上記構成により、前記ベルト式無段変速機は、ピストン動作用作動油を加圧する必要なく作動油閉じ込み手段の開弁を維持できる。これにより、前記ベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み手段の開弁時にピストン動作用作動油を加圧するために必要なエネルギーを抑制できる。

ここで、作動油閉じ込み手段は、通常、開弁時間の方が閉弁時間よりも長い。よって、前記ベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み手段の開弁時に必要とされるエネルギーを低減することにより、最終的に作動油閉じ込み手段が必要とするエネルギーの増大を抑制できる。

本発明の好ましい態様としては、前記ピストンには、前記ピストン動作用作動油の圧力を受ける受圧面であって、前記ピストンが前記弁体から離れる方向の力を受ける第１受圧面と、前記ピストン動作用作動油の圧力を受ける受圧面であって、前記ピストンが前記弁体に近づく方向の力を受ける第２受圧面と、が形成され、前記第１受圧面の面積は、前記第２受圧面の面積よりも大きいことが望ましい。

本発明の好ましい態様としては、前記ピストンには、前記メイン作動油の圧力を受ける受圧面であって、前記ピストンが前記弁体に近づく方向の力を受ける第３受圧面と、前記メイン作動油の圧力を受ける受圧面であって、前記ピストンが前記弁体から離れる方向の力を受ける第４受圧面と、が形成され、前記第３受圧面の面積は、前記第４受圧面の面積よりも大きいことが望ましい。

本発明の好ましい態様としては、前記作動油閉じ込み手段は、前記弁体を前記弁孔に押し付ける前記閉弁力発生手段としての押付手段と、前記ピストンを前記弁体から離れる方向に押す前記閉弁力発生手段としての補助閉弁力発生手段と、を有し、前記第１受圧面の面積をＳ０１ａとし、前記第２受圧面の面積をＳ０１ｂとし、前記第３受圧面の面積をＳ０２ａとし、前記第４受圧面の面積をＳ０２ｂとし、前記ピストン動作用作動油の圧力をＰｓとし、前記メイン作動油の圧力をＰｉｎとし、前記補助閉弁力発生手段が前記ピストンを前記弁体から離れる方向に押す力をＦｓｐ０１とし、前記押付手段が前記弁体を前記弁孔に押し付ける力をＦｓｐ０２とすると、Ｐｓ（Ｓ０１ａ−Ｓ０１ｂ）＋Ｆｓｐ０１＞Ｐｉｎ（Ｓ０２ａ−Ｓ０２ｂ）−Ｆｓｐ０２を満たす際に前記ピストンが前記弁体から離れる方向に移動して、前記弁体が前記弁孔を塞ぐことが望ましい。

本発明に係るベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み装置を動作させるために必要なエネルギーの増大を抑制できる。

以下、この発明につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、この発明を実施するための最良の形態（以下実施形態という）によりこの発明が限定されるものではない。また、下記実施形態における構成要素には、当業者が容易に想定できるもの、実質的に同一のもの、いわゆる均等の範囲のものが含まれる。

（実施形態）
図１は、ベルト式無段変速機を備えた車両の動力伝達部分における全体を示す構成図である。図１に示すように、車両１００は、動力発生手段としての内燃機関１２０から取り出された回転が、トルクコンバータ１３０と、前後進切換機構１４０と、ベルト式無段変速機１１０と、減速装置１５０と、差動装置１６０と、ドライブシャフト１７０とを介して車輪１８０に伝えられる。これにより、車輪１８０は回転し、車輪１８０が路面に前記回転を伝達する。このようにして、車両１００は走行する。

ベルト式無段変速機１１０は、プライマリプーリ５０と、セカンダリプーリ６０と、ベルト８０とを含んで構成される。ベルト式無段変速機１１０は、プライマリプーリ５０に回転が入力される。プライマリプーリ５０に入力された回転は、回転速度が調節されてセカンダリプーリ６０に伝えられる。

セカンダリプーリ６０に伝えられた回転は、減速装置１５０に伝えられる。なお、入力軸であるプライマリシャフト５１の回転速度をセカンダリシャフト６１の回転速度で除算した値を変速比という。また、変速比を変更することを、以下、変速という。

ベルト式無段変速機１１０は、例えば、プライマリプーリ５０がベルト式無段変速機１１０の変速比を調節し、セカンダリプーリ６０がプライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０との間でのベルト８０の張力を調節する。但し、プライマリプーリ５０及びセカンダリプーリ６０は、後述する可動シーブと固定シーブとの距離を変更する点で共通し、構成も同様である。よって、以下、プライマリプーリ５０を主に説明する。

図２は、プライマリプーリを示す断面図である。プライマリプーリ５０は、プライマリシャフト５１と、プライマリ固定シーブ５２と、プライマリ可動シーブ５３と、プライマリプーリ油圧室５４と、スプライン部５５と、プライマリシリンダ５６と、作動油閉じ込み装置１０とを備える。

プライマリシャフト５１は、図１に示すように、軸受８１、軸受８２によってインプットシャフト１３１の回転軸と同軸上に回転可能に支持される。また、セカンダリシャフト６１は、軸受８３、軸受８４によってプライマリシャフト５１に対して平行に回転可能に支持される。

プライマリシャフト５１は、筒状に形成される。図２に示すように、プライマリシャフト５１は、回転軸ＲＬを軸として回転する。プライマリ固定シーブ５２は、通常、プライマリシャフト５１と一体に形成される。なお、プライマリ固定シーブ５２は、プライマリシャフト５１と別個に形成され、プライマリシャフト５１に固定して設けられてもよい。

プライマリ固定シーブ５２は、回転軸ＲＬを軸にプライマリシャフト５１と一体に回転する。ここで、回転軸ＲＬと直交する方向を径方向という。プライマリ固定シーブ５２は、プライマリシャフト５１の外周から径方向に突出して形成される。

プライマリ可動シーブ５３は、プライマリシャフト５１とは別個に形成される。プライマリ可動シーブ５３は、プライマリシャフト５１が嵌め込まれる貫通孔を有して形成される。

前記貫通孔の内周面には、スプライン部５５が形成される。スプライン部５５は、キー溝となるスプラインと、前記スプラインに嵌め込まれる凸部とが対になって構成される。ベルト式無段変速機１１０は、プライマリ可動シーブ５３の前記貫通孔の内周面に前記スプラインが形成され、プライマリシャフト５１の外周面に前記凸部が形成される。

プライマリ可動シーブ５３は、前記スプラインが、プライマリシャフト５１の凸部に嵌め込まれて、プライマリシャフト５１に取り付けられる。プライマリ可動シーブ５３は、プライマリ固定シーブ５２と対向してプライマリシャフト５１に嵌め込まれる。

スプライン部５５は、プライマリ可動シーブ５３がプライマリシャフト５１上をプライマリシャフト５１の回転軸ＲＬに沿って摺動できるようにプライマリ可動シーブ５３を支持する。加えて、スプライン部５５は、回転軸ＲＬを軸とする回転をプライマリシャフト５１からプライマリ可動シーブ５３へ伝える。

上記構成により、プライマリ可動シーブ５３は、プライマリシャフト５１と一体に回転すると共に、プライマリシャフト５１上をプライマリ固定シーブ５２に対して近づく方向及びプライマリ固定シーブ５２に対して遠ざかる方向にスライドして移動する。

プライマリ固定シーブ５２とプライマリ可動シーブ５３との間には、略Ｖ字形状のプライマリ溝８０ａが形成される。また、セカンダリプーリ６０にも、図１に示すように、プライマリ溝８０ａと同様のセカンダリ溝８０ｂが形成される。プライマリ溝８０ａとセカンダリ溝８０ｂとの間には、金属で形成された無端のベルト８０が巻き掛けられている。これにより、ベルト８０は、プライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０との間で回転を伝える。

プライマリ可動シーブ５３がプライマリシャフト５１上をスライド移動することにより、プライマリ固定シーブ５２とプライマリ可動シーブ５３との距離が変化する。また、プライマリ可動シーブ５３の移動と共に、図１に示すセカンダリ可動シーブ６３もセカンダリ固定シーブ６２に対して移動する。これにより、ベルト式無段変速機１１０は変速比が変わる。以下にプライマリ可動シーブ５３を移動させるための機構と変速比が変化するメカニズムとを説明する。

図２に示すように、プライマリプーリ油圧室５４は、プライマリシャフト５１と、プライマリ可動シーブ５３と、プライマリシリンダ５６とによって囲まれて形成される空間である。プライマリシリンダ５６は、第１開口５６ａと第２開口５６ｂとを有して形成される。

第２開口５６ｂは、第１開口５６ａよりも大きい開口である。プライマリシリンダ５６は、第１開口５６ａ及び第２開口５６ｂにプライマリシャフト５１が嵌め込まれる。ここで、プライマリシャフト５１は、第２開口５６ｂからプライマリシリンダ５６に嵌め込まれる。

第２開口５６ｂには、プライマリ可動シーブ５３も嵌め込まれる。ここで、プライマリ可動シーブ５３は、プライマリ可動シーブ５３の一部分がプライマリシリンダ５６の内壁面に接触する。なお、プライマリシリンダ５６の内壁面とは、プライマリシャフト５１の回転軸ＲＬ側の壁面である。本実施形態では、プライマリ可動シーブ５３は、プライマリ可動シーブ５３の最も径方向外側の部分がプライマリシリンダ５６の内壁面に隙間無く接触する。

第１開口５６ａは、プライマリシャフト５１と隙間無く接触する。これにより、プライマリシャフト５１と、プライマリ可動シーブ５３と、プライマリシリンダ５６の内壁面とによって密閉された空間が形成される。この空間が、プライマリプーリ油圧室５４である。

なお、例えば、プライマリプーリ油圧室５４は、プライマリシリンダ５６とプライマリ可動シーブ５３との隙間にシール部材を介在されて隙間が低減されている。しかしながら、プライマリ可動シーブ５３はプライマリシリンダ５６に対して摺動するため、プライマリ可動シーブ５３とプライマリシリンダ５６との間に微小な隙間が生じる。本実施形態では、このように実際は微小な隙間がある場合でも、隙間がないものとして説明する。

プライマリプーリ油圧室５４には、作動油が供給されると、プライマリプーリ油圧室５４内での前記作動油の圧力により、プライマリ可動シーブ５３は、プライマリ固定シーブ５２側へ押される。これにより、プライマリ可動シーブ５３とプライマリ固定シーブ５２との間の距離が小さくなる。

すると、ベルト８０は、径方向外側へ移動する。ここで、ベルト８０とプライマリ溝８０ａとが接触する部分と、回転軸ＲＬとの距離を接触半径という。このようにして、プライマリプーリ油圧室５４に作動油が供給されて、プライマリ可動シーブ５３がプライマリ固定シーブ５２に近づく方向へスライド移動すると、プライマリプーリ５０の接触半径が増加する。

一方、セカンダリプーリ６０では、セカンダリ可動シーブ６３はセカンダリ固定シーブ６２から遠ざかる方向へスライド移動する。これは、ベルト８０の長さは一定であり、ベルト８０の張力を略一定に保つためである。ベルト式無段変速機１１０は、セカンダリプーリ６０での接触半径を減少させることにより、ベルト８０のプライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０との間の張力を略一定に保つ。

このようにして、プライマリプーリ５０での接触半径とセカンダリプーリ６０での接触半径とが変化することにより変速比が変化する。ここで、具体的には、プライマリ可動シーブ５３がプライマリ固定シーブ５２側へ近づくと、変速比は小さくなる。つまり、ベルト式無段変速機１１０はいわゆるシフトアップする。一方、プライマリ可動シーブ５３がプライマリ固定シーブ５２から遠ざかると、変速比は大きくなる。つまり、ベルト式無段変速機１１０はいわゆるシフトダウンする。

作動油閉じ込み装置１０は、作動油が溜められるオイルパンＯＴからプライマリプーリ油圧室５４に至るまでにプライマリプーリ油圧室５４に供給される作動油が流れるメイン油路上に設けられる。作動油閉じ込み装置１０は、プライマリプーリ油圧室５４を強制的に閉じ込める手段である。なお、後に作動油閉じ込み装置１０を詳細に説明する。

次に、作動油が溜められるオイルパンＯＴからプライマリプーリ油圧室５４に至るまでにプライマリプーリ油圧室５４に供給される作動油が流れるメイン油路の構成及び前記メイン油路上に設けられる各構成を説明する。

図３は、プライマリプーリ油圧室に供給される作動油が流れる油路を示す模式図である。以下、作動油の流れの上流側を単に上流側といい、作動油の流れの下流側を単に下流側という。

前記メイン油路は、図３に示すように、オイルパンＯＴからプライマリプーリ油圧室５４に向かって順に、シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１と、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１と、シャフト内軸方油路ＯＬ０１と、シャフト内径方油路ＯＬ０２と、可動シーブ油路ＯＬ０３とを含んで構成される。

シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１上には、オイルパンＯＴからプライマリプーリ油圧室５４に向かって順に、オイルポンプＯＰと、調圧弁ＯＲ０１と、流量調節弁ＯＦとが設けられている。

オイルポンプＯＰは、シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介してオイルパンＯＴ内の作動油を吸い上げて、下流側のシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１へ前記作動油を送る。

調圧弁ＯＲ０１は、オイルポンプＯＰから送り出された作動油がシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介して供給される。調圧弁ＯＲ０１は、調圧弁ＯＲ０１よりも下流側のシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１へ流す作動油の圧力を調節する。

調圧弁ＯＲ０１によって作動油の圧力が調節された結果、調圧弁ＯＲ０１に供給された作動油のうちシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介して下流側の流量調節弁ＯＦに供給されない作動油は、ドレン油路ＯＬｄ０１を介してオイルパンＯＴへ戻される。

流量調節弁ＯＦは、調圧弁ＯＲ０１によって圧力を調節されてシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介して作動油が供給される。流量調節弁ＯＦは、下流側のシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１へ流す作動油の流量を調節する。

流量調節弁ＯＦによって流量が調節された結果、流量調節弁ＯＦに供給された作動油のうちシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介して下流側の作動油閉じ込み手段としての作動油閉じ込み装置１０に供給されない作動油は、ドレン油路ＯＬｄ０２を介してオイルパンＯＴへ戻される。

シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１は、下流側の端部が作動油閉じ込み装置１０に接続される。流量調節弁ＯＦによって流量を調節された作動油は、シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介して下流側の作動油閉じ込み装置１０に供給される。作動油閉じ込み装置１０は、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１を有する。

作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１の一方の端部ＯＬ１１ａは、シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１と連通する。また、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１の他方の端部ＯＬ１１ｂは、シャフト内軸方油路ＯＬ０１と連通する。

シャフト内軸方油路ＯＬ０１は、図２に示すように、回転軸ＲＬに沿ってプライマリシャフト５１に形成される。プライマリシャフト５１には、回転軸ＲＬに沿って軸方向穴５７が形成される。シャフト内軸方油路ＯＬ０１は、軸方向穴５７の一部である。

具体的には、軸方向穴５７は、開口としての入口５７ａと、閉塞部としての底部５７ｂとが形成される。作動油閉じ込み装置１０は、入口５７ａから軸方向穴５７に挿入される。ここで、軸方向穴５７の軸方向の長さは、作動油閉じ込み装置１０の軸方向の長さよりも長く形成される。作動油閉じ込み装置１０は、軸方向穴５７に挿入される際に、端部ＯＬ１１ｂが底部５７ｂよりも浅い位置、つまり入口５７ａ側に配置される。

このようにして、端部ＯＬ１１ｂと底部５７ｂとの間に形成された空間がシャフト内軸方油路ＯＬ０１となる。シャフト内径方油路ＯＬ０２は、一方の端部ＯＬ０２ａがシャフト内軸方油路ＯＬ０１と連通し、他方の端部ＯＬ０２ｂがプライマリシャフト５１の外周面に開口する。

前記外周面とはプライマリ可動シーブ５３と対向するプライマリシャフト５１の側周部である。プライマリシャフト５１の前記外周面と対向するプライマリ可動シーブ５３の面をプライマリ可動シーブ５３の内周面とする。

可動シーブ油路ＯＬ０３は、プライマリ可動シーブ５３に形成される。可動シーブ油路ＯＬ０３は、一方の端部ＯＬ０３ａがシャフト内径方油路ＯＬ０２の端部ＯＬ０２ｂと連通し、他方の端部ＯＬ０３ｂがプライマリプーリ油圧室５４に開口する。ここで、端部ＯＬ０３ａは、プライマリ可動シーブ５３がプライマリシャフト５１上をスライド移動しても、常に空間部５８を介して端部ＯＬ０２ｂと連通するように構成される。

このようにして、作動油閉じ込み装置１０の作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１を介してシャフト内軸方油路ＯＬ０１に供給された作動油は、シャフト内径方油路ＯＬ０２、空間部５８、可動シーブ油路ＯＬ０３を順に介してプライマリプーリ油圧室５４に供給される。

また、プライマリプーリ油圧室５４から排出される作動油は、可動シーブ油路ＯＬ０３、空間部５８、シャフト内径方油路ＯＬ０２、シャフト内軸方油路ＯＬ０１、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１を順に介してプライマリプーリ５０の外部に排出される。次に、作動油閉じ込み装置１０の構成を詳細に説明する。

図４は、作動油閉じ込み装置を拡大して示す断面図である。作動油閉じ込み装置１０は、シリンダ１１と、ピストン１２と、油路構成部材１３と、スナップリング１４ａ及びスナップリング１４ｂと、ピストン動作用油圧室１５と、弁体１６と、押付手段としてのスプリング１７とを含んで構成される。なお、前記押付手段は、スプリング１７に限定されない。押付手段は、例えば弾性部材であり、板バネや、ゴム等でもよい。

ここで、作動油閉じ込み装置１０は、プライマリシャフト５１の軸方向穴５７に挿入されて配置されるため、プライマリシャフト５１と共に回転軸ＲＬを中心に回転する。しかし、以下では説明の便宜上、プライマリシャフト５１が回転していないものとして説明する。

よって、実際はプライマリシャフト５１と共に回転軸ＲＬを軸に回転する部材であっても、プライマリシャフト５１に対して相対移動しない部材を単に静止部材という。一方、プライマリシャフト５１に対して相対移動する部材を可動部材という。

シリンダ１１は、静止部材である。シリンダ１１は、貫通孔１１ａを有するように筒状に形成される。また、シリンダ１１は、大外径部１１ｂと、小外径部１１ｃと、段差面１１ｄとが形成される。シリンダ１１は、段差面１１ｄよりも底部５７ｂ側が大外径部１１ｂであり、段差面１１ｄよりも入口５７ａ側が小外径部１１ｃである。大外径部１１ｂは、小外径部１１ｃよりも回転軸ＲＬから外周面までの距離が大きい。なお、回転軸ＲＬから外周面までの距離を外径といい、回転軸ＲＬから内周面までの距離を内径という。

シリンダ１１は、大外径部１１ｂの外径が軸方向穴５７の入口５７ａの内径と略同一に形成される。シリンダ１１は、軸方向穴５７に入口５７ａから挿入される。この際、軸方向穴５７の内壁面と、シリンダ１１の外周面との間の隙間を低減するために、軸方向穴５７の壁面と、シリンダ１１の外周面との間にはシール部材ＳＬ０１が介在される。

ここで、軸方向穴５７の内壁面には、例えば段差部５７ｃが形成される。具体的には、段差部５７ｃの位置より底部５７ｂ側の軸方向穴５７の内径よりも、段差部５７ｃの位置より入口５７ａ側の軸方向穴５７の内径の方が大きく形成される。また、シリンダ１１の大外径部１１ｂの外径は、段差部５７ｃより底部５７ｂ側の軸方向穴５７の内径よりも大きい。これにより、シリンダ１１は、底部５７ｂ側へ向かう軸方向の移動が段差部５７ｃにより規制される。

また、シリンダ１１は、段差面１１ｄがスナップリング１４ａと接触する。スナップリング１４ａは、軸方向穴５７の内壁面に形成された溝に嵌め込まれる。これにより、シリンダ１１は、入口５７ａ側へ向かう軸方向の移動がスナップリング１４ａにより規制される。

このようにして、シリンダ１１は、段差部５７ｃとスナップリング１４ａとによって挟まれて軸方向の移動が規制される。しかしながら、例えば、段差部５７ｃは必ずしも形成されなくてもよい。シリンダ１１に働く軸方向の力は、通常、シリンダ１１が底部５７ｂに近づく方向の力よりも、シリンダ１１が入口５７ａに近づく方向の力の方が大きい。よって、シリンダ１１は、少なくとも入口５７ａ側へ近づく方向の移動が規制されればよい。

また、シリンダ１１の入口５７ａ側へ近づく方向の移動を規制する手段は、スナップリング１４ａに限定されない。例えば、軸方向穴５７の内壁面にメスネジを形成し、シリンダ１１の外周面にオスネジを形成して、シリンダ１１は軸方向穴５７の内部にねじ込まれて固定されてもよい。この場合であっても、シリンダ１１は、軸方向の移動が規制される。

図５は、ピストンを立体的に示す模式図である。図５では、説明の便宜を図り、ピストン１２の一部を切り欠いて示す。図５に示す切り欠きは、実際はピストン１２に形成されない。

図４及び図５に示すピストン１２は、軸方向に移動する可動部材である。ピストン１２は、貫通孔１２ａを有するように筒状に形成される。また、ピストン１２は、外周面１２ｂと、シリンダ対向部１２ｃと、油路構成部材対向部１２ｄと、支持部１２ｅと、孔１２ｆと、柱状体１２ｇと、第１受圧面１２ｈと、第２受圧面１２ｉとを含んで形成される。

図４に示すように、ピストン１２は、支持部１２ｅよりも底部５７ｂ側であってシリンダ１１側の部分がシリンダ対向部１２ｃであり、支持部１２ｅよりも入口５７ａ側であって油路構成部材１３側の部分が油路構成部材対向部１２ｄである。外周面１２ｂの外径は、段差部５７ｃよりも入口５７ａ側の軸方向穴５７の内径よりも小さい。

シリンダ対向部１２ｃの内径、つまり回転軸ＲＬからシリンダ対向部１２ｃの内周面１２ｋまでの距離は、小外径部１１ｃの外径よりもわずかに大きい。ピストン１２は、シリンダ対向部１２ｃの内周面１２ｋに小外径部１１ｃの外周面が対向するように配置される。シリンダ対向部１２ｃの内周面１２ｋと小外径部１１ｃの外周面との隙間には、シール部材ＳＬ０２が介在される。

油路構成部材対向部１２ｄの内径、つまり回転軸ＲＬから油路構成部材対向部１２ｄの内周面１２ｍまでの距離は、後述する小外径部１３ｂの外径よりもわずかに大きい。また、油路構成部材対向部１２ｄの内径は、シリンダ対向部１２ｃの内径よりも大きい。

油路構成部材対向部１２ｄ部分の貫通孔１２ａには、小外径部１３ｂが嵌め込まれる。これにより、油路構成部材対向部１２ｄの内周面１２ｍは、小外径部１３ｂの外周面と対向する。油路構成部材対向部１２ｄの内周面１２ｍと小外径部１３ｂの外周面との隙間には、シール部材ＳＬ０３が介在される。

支持部１２ｅは、柱状体１２ｇを支持する。柱状体１２ｇは、回転軸ＲＬに沿うように貫通孔１２ａ及び貫通孔１１ａの内部に支持される。支持部１２ｅは、孔１２ｆが形成される。これにより、支持部１２ｅよりもシリンダ１１側の貫通孔１２ａの空間と、支持部１２ｅよりも油路構成部材１３側の貫通孔１２ａの空間とが、孔１２ｆを介して連通する。つまり、貫通孔１２ａは、支持部１２ｅよりもシリンダ１１側の筒状部の内側の空間と、支持部１２ｅよりも油路構成部材１３側の筒状部の内側の空間と、孔１２ｆとを含んで構成される空間である。

このように、ピストン１２は、シリンダ対向部１２ｃの内周面１２ｋが小外径部１１ｃの外周面と対向し、油路構成部材対向部１２ｄの内周面１２ｍが小外径部１３ｂの外周面と対向する。これにより、ピストン１２は、小外径部１１ｃの外周面及び小外径部１３ｂの外周面にガイドされて、回転軸ＲＬに沿って移動する。

第１受圧面１２ｈは、ピストン１２のシリンダ１１側の端面である。第１受圧面１２ｈは、例えば、回転軸ＲＬに直交する面である。第１受圧面１２ｈは、ピストン動作用作動油の圧力を受ける。これにより、第１受圧面１２ｈが受けたピストン動作用作動油の圧力によって、ピストン１２は、弁体１６から離れる方向に移動する力を受ける。

なお、ピストン１２を移動させるためにピストン動作用油圧室１５に供給される作動油と、プライマリ可動シーブ５３をプライマリ固定シーブ５２側へ押すためにプライマリプーリ油圧室５４に供給される作動油とを区別するために、ピストン１２を弁体１６側へ押すためにピストン動作用油圧室１５に供給される作動油をピストン動作用作動油という。ピストン動作用作動油は、作動油閉じ込み装置１０の開閉を制御するための作動油である。

また、プライマリ可動シーブ５３をプライマリ固定シーブ５２側へ押すためにプライマリプーリ油圧室５４に供給される作動油を、メイン作動油という。

第１受圧面１２ｈは、ピストン１２が最もシリンダ１１側に移動した際でも、段差面１１ｄと接触しない。ピストン１２は、第１受圧面１２ｈと段差面１１ｄとの間に常に空間が形成されるように構成される。

具体的には、ピストン１２は、ピストン１２がシリンダ１１側へ移動した際に、第１受圧面１２ｈが段差面１１ｄに接触するよりも以前に、シリンダ１１の入口５７ａ側の端部１１ｅが支持部１２ｅのシリンダ１１側の面と接触するように構成される。

つまり、ピストン１２は、支持部１２ｅのシリンダ１１側の面と第１受圧面１２ｈとの距離が、段差面１１ｄから端部１１ｅまでの距離よりも短く形成される。これにより、ピストン１２は、底部５７ｂ側へ向かう移動が、支持部１２ｅ及び端部１１ｅによって規制される。

第２受圧面１２ｉは、ピストン１２の入口５７ａ側の端面である。第２受圧面１２ｉは、例えば、回転軸ＲＬに直交する面である。第２受圧面１２ｉは、ピストン動作用作動油の圧力を受ける。これにより、第２受圧面１２ｉが受けたピストン動作用作動油の圧力によって、ピストン１２は、弁体１６に近づく方向に移動する力を受ける。

内周面１２ｋは、シリンダ対向部１２ｃ部分の内周面である。内周面１２ｍは、油路構成部材対向部１２ｄ部分の内周面である。

第３受圧面１２ｎは、ピストン１２の支持部１２ｅの端面のうち、油路構成部材対向部１２ｄ側の端面である。第３受圧面１２ｎは、メイン作動油の圧力を受ける。これにより、第３受圧面１２ｎが受けたメイン作動油の圧力によって、ピストン１２は、弁体１６に近づく方向に移動する力を受ける。

第４受圧面１２ｏは、ピストン１２の支持部１２ｅの端面のうち、シリンダ対向部１２ｃ側の端面である。第４受圧面１２ｏは、メイン作動油の圧力を受ける。これにより、第４受圧面１２ｏが受けたメイン作動油の圧力によって、ピストン１２は、弁体１６から離れる方向に移動する力を受ける。

油路構成部材１３は、静止部材である。油路構成部材１３は、貫通孔１３ａを有するように筒状に形成される。また、油路構成部材１３は、小外径部１３ｂと、大外径部１３ｃと、段差部１３ｄと、最大外径部１３ｅとが形成される。

油路構成部材１３は、段差部１３ｄよりも底部５７ｂ側が小外径部１３ｂであり、段差部１３ｄよりも入口５７ａ側が大外径部１３ｃである。小外径部１３ｂの外径は、ピストン１２の油路構成部材対向部１２ｄの内径よりもわずかに小さい。油路構成部材１３は、小外径部１３ｂの外周面が、油路構成部材対向部１２ｄの内周面１２ｍと対向するように配置される。

大外径部１３ｃの外径は、油路構成部材対向部１２ｄの内径よりも大きく、軸方向穴５７の内径よりも小さい。これにより、大外径部１３ｃは、ピストン１２の油路構成部材対向部１２ｄ部分の貫通孔１２ａには挿入されずに、段差部１３ｄが第２受圧面１２ｉと干渉する。これにより、ピストン１２は、軸方向の移動のうち入口５７ａ側に向かう移動が段差部１３ｄによって規制される。

また、好ましくは、ピストン１２が入口５７ａ側へ移動し、第２受圧面１２ｉと段差部１３ｄとが干渉すると同時に、油路構成部材１３の底部５７ｂ側の端部１３ｆとピストン１２の支持部１２ｅとが干渉すると好ましい。これにより、ピストン１２が入口５７ａ側へ移動し、油路構成部材１３と接触する際に、第２受圧面１２ｉのみが油路構成部材１３に接触する場合よりもピストン１２と油路構成部材１３との接触面積が増加する。

接触部分に同じ大きさの力が与えられる場合、前記接触部分の接触面積が大きいほど、前記接触部分の摩耗は抑制される。よって、第２受圧面１２ｉのみが油路構成部材１３に接触する場合よりも、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン１２及び油路構成部材１３の摩耗を抑制できる。

油路構成部材１３は、最大外径部１３ｅの外径が、軸方向穴５７の内径と略同一に形成される。また、油路構成部材１３は、最大外径部１３ｅの外周面と軸方向穴５７の内周面との隙間にシール部材ＳＬ０４が介在される。これにより、油路構成部材１３は、軸方向穴５７に最大外径部１３ｅが隙間無く挿入される。

また、油路構成部材１３は、入口５７ａ側の端部がスナップリング１４ｂと接触する。スナップリング１４ｂは、軸方向穴５７の内壁面に形成された溝に嵌め込まれる。これにより、油路構成部材１３は、入口５７ａ側へ向かう軸方向の移動がスナップリング１４ｂにより規制される。

ピストン動作用油圧室１５は、例えば、第１受圧面１２ｈと、小外径部１１ｃの外周面と、段差面１１ｄと、軸方向穴５７の内周面の一部とで囲まれる空間である。本実施形態では、油路構成部材１３の大外径部１３ｃの外周面と軸方向穴５７の内周面とで囲まれる空間及びピストン１２の外周面１２ｂと軸方向穴５７の内周面とで囲まれる空間を、ピストン動作用油圧室１５に作動油を供給するためのピストン動作用第３油路ＯＬ１４として取り扱う。

但し、油路構成部材１３の大外径部１３ｃの外周面と軸方向穴５７の内周面とで囲まれる空間及びピストン１２の外周面１２ｂと軸方向穴５７の内周面とで囲まれる空間をピストン動作用油圧室１５として取り扱ってもよい。ピストン動作用油圧室１５は、第１受圧面１２ｈに弁体１６から離れる方向にピストン１２を押す力を与えられる構成であればよい。

ここで、作動油閉じ込み装置１０は、ピストン１２が最も底部５７ｂ側に位置する場合であっても、必ずピストン１２の第１受圧面１２ｈが段差面１１ｄに接触しないように構成される。つまり、作動油閉じ込み装置１０は、段差面１１ｄと第１受圧面１２ｈとの間には常に隙間が存在する。

なお、本実施形態では、作動油閉じ込み装置１０は、段差面１１ｄと第１受圧面１２ｈとの間に補助スプリング１７ａが配置される。補助スプリング１７ａは、弁体１６から離れる方向にピストン１２を押す。

補助スプリング１７ａは、ピストン１２を弁体１６から離れる方向へ押す手段であるピストン動作用油圧室１５の補助として機能する。なお、補助閉弁力発生手段は、補助スプリング１７ａに限定されない。補助閉弁力発生手段は、例えば弾性部材であり、板バネや、ゴム等でもよい。

よって、弁体１６から離れる方向へピストン１２を移動させるために十分な力をピストン動作用油圧室１５が発生できる場合、作動油閉じ込み装置１０は補助スプリング１７ａを備えなくてもよい。この場合、作動油閉じ込み装置１０は、部品点数が低減される。

シリンダ１１は、ピストン１２の先端部分１２ｊが配置される位置よりも底部５７ｂ側に、弁孔１１ｆと台座面１１ｇとが形成される。弁孔１１ｆは、設けられる位置の上流側と下流側とを連通する孔である。メイン作動油は、弁孔１１ｆを介して流れる。弁孔１１ｆの直径は、球体である弁体１６の直径よりも小さい。台座面１１ｇは、弁孔１１ｆに近づくほど回転軸ＲＬとの距離が小さくなる斜面である。

弁体１６は、弁孔１１ｆに入口５７ａ側へ向かって押し付けられることにより、弁孔１１ｆを塞ぐ。これにより、弁体１６が弁孔１１ｆに押し付けられている間、弁孔１１ｆよりも底部５７ｂ側の作動油は、弁孔１１ｆよりも入口５７ａ側へは流動できない。

スプリング１７は、一方の端部が弁体１６に固定され、他方の端部が静止部材に固定される。ここでは、スプリング１７は、シリンダ１１に固定された構造部材に他方の端部が固定される。スプリング１７は、弁体１６を弁孔１１ｆに入口５７ａ側へ向かって最小限の力で押し付ける。

ここで、スプリング１７が弁体１６を弁孔１１ｆに押し付ける「最小限の力」を説明する。弁体１６は、弁孔１１ｆよりも底部５７ｂ側の作動油によって、自然と弁孔１１ｆに押し付けられる。しかしながら、例えば、弁孔１１ｆよりも入口５７ａ側の作動油の圧力と、弁孔１１ｆよりも底部５７ｂ側の作動油の圧力とが一致する場合、弁体１６は弁孔１１ｆに押し付けられない。

これにより、弁体１６は、例えば、自重により弁孔１１ｆから離れるおそれがある。また、弁体１６は、振動や、メイン作動油の揺らぎ等のわずかな外力によって、弁孔１１ｆから離れるおそれがある。スプリング１７は、弁体１６を弁孔１１ｆに最小限の力で押し付けて、弁体１６を弁孔１１ｆの近傍に留める。

よって、前記最小限の力とは、弁孔１１ｆよりも入口５７ａ側の作動油の圧力と、弁孔１１ｆよりも底部５７ｂ側の作動油の圧力とが一致する場合でも、弁体１６を弁孔１１ｆ近傍に留めることができる力である。次に、作動油閉じ込み装置１０が備える油路を説明する。

作動油閉じ込み装置１０は、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１と、ピストン動作用第１油路ＯＬ１２と、ピストン動作用第２油路ＯＬ１３と、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４とを備える。

作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１は、貫通孔１３ａと、貫通孔１２ａと、貫通孔１１ａを含んで構成される。作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１内は、図２に示すプライマリプーリ油圧室５４に供給されるメイン作動油が流れる。

一方、ピストン動作用第１油路ＯＬ１２内、ピストン動作用第２油路ＯＬ１３内、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４内は、ピストン１２を弁体１６側へ押すためのピストン動作用作動油が流れる。ピストン動作用第１油路ＯＬ１２は、回転軸ＲＬに沿って油路構成部材１３に形成される。

ピストン動作用第２油路ＯＬ１３は、径方向に沿って油路構成部材１３に形成される。ピストン動作用第２油路ＯＬ１３は、一方の開口端がピストン動作用第１油路ＯＬ１２に連通し、他方の開口端がピストン動作用第３油路ＯＬ１４に連通する。

ピストン動作用第３油路ＯＬ１４は、油路構成部材１３の大外径部１３ｃの外周面と軸方向穴５７の内周面との間に形成される空間と、ピストン１２の外周面１２ｂと軸方向穴５７の内周面との間に形成される空間とを含んで構成される空間である。ピストン動作用第３油路ＯＬ１４は、ピストン動作用油圧室１５と連通する。上述したように、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４を、ピストン動作用油圧室１５の一部として取り扱ってもよい。

ピストン動作用作動油は、ピストン動作用第１油路ＯＬ１２と、ピストン動作用第２油路ＯＬ１３と、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４とを介してピストン動作用油圧室１５に供給される。

次に、ピストン動作用作動油の供給元を説明する。ピストン動作用作動油の供給元は、例えば、信号用作動油である。信号用作動油とは、ベルト式無段変速機１１０が備えるスプール弁や、電磁弁に入力される「信号油圧」を発生させる作動油である。

前記スプール弁は、例えば、入力される複数の前記信号油圧の大きさのバランスに基づいて、油路を切り替える。また、前記電磁弁はオンオフ制御されることで、前記信号用作動油を塞き止めたり流したりする。これにより、前記電磁弁はパルス信号を発生させる。

信号用作動油は、図３に示すシャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２を流れる。シャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２は、一方の端部が調圧弁ＯＲ０１と流量調節弁ＯＦとの間のシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１と連通する。また、シャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２は、他方の端部が、作動油閉じ込み装置１０のピストン動作用第１油路ＯＬ１２に連通する。信号用作動油は、前記一方の端部から前記他方の端部に向かって流れる。

シャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２上には、上流側から順に、減圧弁ＯＲ０２、オンオフ切り替え弁ＯＶが設けられる。減圧弁ＯＲ０２は、調圧弁ＯＲ０１によって圧力が調整されたメイン作動油が供給される。減圧弁ＯＲ０２は、前記メイン作動油の圧力を信号油圧まで下げる。これにより、前記メイン作動油は、信号用作動油となる。なお、信号油圧とは、例えば、０．５ＭＰａ程度である。

減圧弁ＯＲ０２から送り出された作動油は、シャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２を介してオンオフ切り替え弁ＯＶに供給される。オンオフ切り替え弁ＯＶは、作動油閉じ込み装置１０を制御する作動油閉じ込み制御装置１０Ｅと例えば電気的に接続されて、作動油閉じ込み制御装置１０Ｅにより開弁及び閉弁が制御される。なお、作動油閉じ込み制御装置１０Ｅは、例えば、図１に示す車両１００を制御する車両制御装置にプログラムとして組み込まれて、オンオフ切り替え弁ＯＶを制御する。

オンオフ切り替え弁ＯＶが開弁すると、信号用作動油がオンオフ切り替え弁ＯＶより下流側のシャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２、図４に示すピストン動作用第１油路ＯＬ１２、ピストン動作用第２油路ＯＬ１３、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４を介して、ピストン動作用油圧室１５に供給される。

図６は、ピストンが底部側へ移動した後の作動油閉じ込み装置を示す断面図である。ここで、作動油閉じ込み装置１０は、常時開のいわゆるノーマルオープン型の逆止弁装置である。ノーマルオープン型とは、ピストン動作用油圧室１５内のピストン動作用作動油の圧力が０の状態を常時とした場合、常時開弁するものをいう。一方、ノーマルクローズ型とは、常時閉弁するものをいう。

ピストン動作用油圧室１５にピストン動作用作動油が供給され、ピストン動作用油圧室１５内のピストン動作用作動油の圧力が所定の圧力に達すると、ピストン１２は、図６に示すように、第２受圧面１２ｉが段差部１３ｄと干渉し、支持部１２ｅが端部１３ｆと干渉するまで入口５７ａ側へ移動する。

すると、ピストン１２の弁体１６側の端部である先端部分１２ｊが図４に示すように弁体１６を底部５７ｂ側へ押していた状態から、図６に示すように弁体１６が弁孔１１ｆを塞ぐ状態になる。これにより、図４に示す弁孔１１ｆと弁体１６との間の隙間が図６に示すようになくなる。

よって、弁孔１１ｆよりもプライマリプーリ油圧室５４側のメイン作動油は、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１側へ弁孔１１ｆを介して流動できなくなる。このようにして、作動油閉じ込み装置１０は、プライマリプーリ油圧室５４を閉じ込める。

また、プライマリプーリ油圧室５４が閉じ込み状態から、オンオフ切り替え弁ＯＶが閉弁すると、ピストン動作用油圧室１５への信号用作動油の供給が止まる。これにより、ピストン１２が底部５７ｂ側へ移動し、プライマリプーリ油圧室５４が開放状態となる。次に、ピストン１２を軸方向に移動させるために必要な構成を説明する。

ピストン１２は、図４及び図６に示すように、ピストン１２に働く力であってピストン１２を入口５７ａ側へ押す方向の閉弁力Ｆ０１と、ピストン１２に働く力であってピストン１２を底部５７ｂ側へ押す方向の開弁力Ｆ０２との大きさの関係によって、その移動方向が決定する。

具体的には、開弁力Ｆ０２が閉弁力Ｆ０１よりも大きい場合、ピストン１２は底部５７ｂ側へ移動する。また、開弁力Ｆ０２が閉弁力Ｆ０１よりも小さい場合、ピストン１２は入口５７ａ側へ移動する。また、開弁力Ｆ０２が閉弁力Ｆ０１と等しい場合、ピストン１２は、現在の位置から移動しない。

まず、ピストン１２に働く閉弁力Ｆ０１の大きさを説明する。ピストン１２の第１受圧面１２ｈの面積を第１受圧面積Ｓ０１ａとする。第１受圧面１２ｈには、ピストン動作用油圧室１５内のピストン動作用作動油の圧力が入口５７ａ側に向かって働く。

ピストン１２の第２受圧面１２ｉの面積を第２受圧面積Ｓ０１ｂとする。第２受圧面１２ｉには、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４内のピストン動作用作動油の圧力が底部５７ｂ側に向かって働く。

ピストン動作用作動油の圧力を圧力Ｐｓとする。補助スプリング１７ａが、ピストン１２を入口５７ａ側へ押す力を補助バネ力Ｆｓｐ０１とする。

Ｆ０１＝Ｐｓ・Ｓ０１ａ＋Ｆｓｐ０１−Ｐｓ・Ｓ０１ｂ ・・・（１）

閉弁力Ｆ０１は、上記式（１）により算出される。式（１）を整理すると、下記式（２）となる。

Ｆ０１＝Ｐｓ（Ｓ０１ａ−Ｓ０１ｂ）＋Ｆｓｐ０１ ・・・（２）

このように、閉弁力Ｆ０１は、第１受圧面積Ｓ０１ａから第２受圧面積Ｓ０１ｂを減算した面積差に、ピストン動作用作動油の圧力Ｐｓを乗算し、その値に補助バネ力Ｆｓｐ０１を加算した値となる。

図７は、第１受圧面及び第２受圧面を回転軸方向に投影した投影図である。図７に示すように、第１受圧面１２ｈ及び第２受圧面１２ｉを回転軸方向に投影した際に、第１受圧面１２ｈと第２受圧面１２ｉとが重ならない部分が、式（２）での（Ｓ０１ａ−Ｓ０１ｂ）、つまり前記面積差となる。

ここで、閉弁力Ｆ０１が負の値となる場合、ピストン１２は、底部５７ｂ側へ移動するおそれがある。ピストン１２は、第１受圧面積Ｓ０１ａが第２受圧面積Ｓ０１ｂよりも大きくなるように、第１受圧面１２ｈ及び第２受圧面１２ｉが形成される。

具体的には、ピストン１２は、図４に示すように、シリンダ対向部１２ｃの肉厚が、油路構成部材対向部１２ｄの肉厚よりも大きく形成される。なお、肉厚とは、径方向の部材の寸法をいう。これにより、ピストン１２は、閉弁力Ｆ０１が常に正の値となる。

ここで、閉弁力Ｆ０１の大きさが、開弁力Ｆ０２に対して小さすぎる場合、ベルト式無段変速機１１０は、前記面積差（Ｓ０１ａ−Ｓ０１ｂ）がより大きくなるように設計されるとよい。これにより、圧力Ｐｓの大きさが一定であっても、ベルト式無段変速機１１０は、閉弁力Ｆ０１をより大きく確保できる。

次に、ピストン１２に働く開弁力Ｆ０２の大きさを説明する。図４及び図５に示すように、ピストン１２の支持部１２ｅの端面のうち、油路構成部材対向部１２ｄ側の端面である第３受圧面１２ｎの面積を第３受圧面積Ｓ０２ａとする。第３受圧面１２ｎには、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１内のメイン作動油の圧力が底部５７ｂ側に向かって働く。

ピストン１２の支持部１２ｅの端面のうち、シリンダ対向部１２ｃ側の端面である第４受圧面１２ｏの面積を第４受圧面積Ｓ０２ｂとする。第４受圧面１２ｏには、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１内のメイン作動油の圧力が入口５７ａ側に向かって働く。

メイン作動油の圧力を圧力Ｐｉｎとする。スプリング１７が、弁体１６を入口５７ａ側へ押す力をバネ力Ｆｓｐ０２とする。なお、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１内のメイン作動油の圧力と、シャフト内軸方油路ＯＬ０１内のメイン作動油の圧力とは略同一である。例えば、弁体１６を挟んでメイン作動油の圧力に差が生じると、作動油閉じ込み装置１０が開弁した時に、この圧力の差によってベルト式無段変速機１１０はショックが生じるおそれがある。

調圧弁ＯＲ０１は、前記ショックを抑制するため、弁体１６よりも入口５７ａ側のメイン作動油の圧力をプライマリプーリ油圧室５４内のメイン作動油の圧力と略同一になるように調節する。よって、弁体１６は、ピストン１２及びスプリング１７から受ける力以外、基本的には外部から力が作用することはない。

Ｆ０２＝Ｐｉｎ・Ｓ０２ａ−Ｆｓｐ０２−Ｐｉｎ・Ｓ０２ｂ ・・・（３）

開弁力Ｆ０２は、上記式（３）により算出される。式（３）を整理すると、下記式（４）となる。

Ｆ０２＝Ｐｉｎ（Ｓ０２ａ−Ｓ０２ｂ）−Ｆｓｐ０２ ・・・（４）

このように、開弁力Ｆ０２は、第３受圧面積Ｓ０２ａから第４受圧面積Ｓ０２ｂを減算した面積差に、メイン作動油の圧力Ｐｉｎを乗算し、その値からバネ力Ｆｓｐ０２を減算した値となる。

図８は、第３受圧面及び第４受圧面を回転軸方向に投影した投影図である。図８に示すように、第３受圧面１２ｎ及び第４受圧面１２ｏを回転軸方向に投影した際に、第３受圧面１２ｎと第４受圧面１２ｏとが重ならない部分が、式（４）での前記面積差（Ｓ０２ａ−Ｓ０２ｂ）となる。

ここで、開弁力Ｆ０２が負の値となる場合、ピストン１２は、入口５７ａ側へ移動するおそれがある。ピストン１２は、第３受圧面積Ｓ０２ａが第４受圧面積Ｓ０２ｂよりも大きくなるように、第３受圧面１２ｎ及び第４受圧面１２ｏが形成される。これにより、ピストン１２は、開弁力Ｆ０２が常に正の値となる。

このように、上記式（２）で求められる閉弁力Ｆ０１が、式（４）で求められる開弁力Ｆ０２よりも大きくなった際に、作動油閉じ込み装置１０は閉弁する。すなわち、作動油閉じ込み装置１０は、ピストン動作用作動油がピストン動作用油圧室１５に供給されない場合、常に開弁し、下記式（５）を満たす場合のみに閉弁する。

Ｐｓ（Ｓ０１ａ−Ｓ０１ｂ）＋Ｆｓｐ０１＞Ｐｉｎ（Ｓ０２ａ−Ｓ０２ｂ）−Ｆｓｐ０２ ・・・（５）

ここで、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン動作用作動油の圧力が働く面であって軸方向の力が働く面のうち、入口５７ａ側に向かう力が働く面の面積を、底部５７ｂ側に向かう力が働く面の面積よりも大きくなるようにピストン１２が形成される点に特徴がある。これにより、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン動作用作動油の圧力により、ピストン１２が入口５７ａ側へ移動する力がピストン１２に働く。

また、ベルト式無段変速機１１０は、メイン作動油の圧力が働く面であって軸方向の力が働く面のうち、底部５７ｂ側に向かう力が働く面の面積を、入口５７ａ側に向かう力が働く面の面積よりも大きくなるようにピストン１２が形成される点に特徴がある。これにより、ベルト式無段変速機１１０は、メイン作動油の圧力により、ピストン１２が底部５７ｂ側へ移動する力がピストン１２に働く。

ここで、従来の作動油閉じ込み装置は、ノーマルクローズ型の逆止弁装置である。よって、従来のベルト式無段変速機では、作動油閉じ込み装置の開弁を維持する間、ピストン動作用作動油の圧力を所定の圧力以上に維持する必要がある。そして、ピストン動作用作動油の圧力を所定の圧力以上に維持するためには、ベルト式無段変速機は、オイルポンプがピストン動作用作動油を加圧する必要がある。

通常、オイルポンプは、内燃機関１２０のクランクシャフト１２１から作動油を加圧するために必要な動力を得ている。よって、オイルポンプが消費する動力が増加すると、クランクシャフト１２１の有するエネルギーが消費される。このエネルギーの消費を補うために、内燃機関１２０は、燃料の噴射量が増加する。このように、従来のベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み装置を開弁する間、オイルポンプが消費する動力が増加して、内燃機関１２０の燃料の消費量が増加する。

ここで、作動油閉じ込み装置が閉弁中は、プライマリプーリ油圧室５４からメイン作動油は排出されず、ベルト式無段変速機は強制的に変速比が一定に維持される。よって、作動油閉じ込み装置が閉弁する際は、車両１００が略一定速度での走行である定常走行中である。

定常走行の時間が長くなるほど、作動油閉じ込み装置は、閉弁時間が長くなる。しかしながら、車両１００は、一般的に、定常走行する時間よりも、ベルト式無段変速機に変速が要求される走行時間の方が長い。よって、作動油閉じ込み装置の開弁時間と閉弁時間とでは、一般的に、開弁時間の方が長い。

上述のように、ノーマルクローズ型の作動油閉じ込み装置は、開弁時間が長くなるほど、開弁を維持するためにオイルポンプが消費する動力が増加して内燃機関１２０の燃料の消費量が増加する。よって、従来のベルト式無段変速機は、ノーマルクローズ型の作動油閉じ込み装置を備えることで、内燃機関１２０の燃料の消費量が増加するおそれがあった。

しかしながら、本実施形態の作動油閉じ込み装置１０は、ノーマルオープン型である。よって、ベルト式無段変速機１１０は、一般的に、閉弁されている期間よりも時間が長い開弁中に開弁を維持するためにオイルポンプがピストン動作用作動油を加圧する必要がない。

つまり、ベルト式無段変速機１１０は、作動油閉じ込み装置１０を動作させるために必要なオイルポンプの動力を低減できる。これにより、ベルト式無段変速機１１０は、内燃機関１２０の燃料の消費量を抑制できる。

また、例えば、オイルポンプに不具合が生じた場合でも、作動油閉じ込み装置１０は、ノーマルオープン型であるため、車両１００の安全性がより向上する。なお、従来の作動油閉じ込み装置を有するベルト式無段変速機１１０を備える車両も、十分な安全性を確保できている。作動油閉じ込み装置１０は、前記十分な安全性よりもさらに安全性が向上する。以下に、オイルポンプに不具合が生じた場合に、本実施形態のベルト式無段変速機１１０が従来のベルト式無段変速機よりも安全である理由を説明する。

ベルト式無段変速機１１０は、プライマリシャフト５１及びセカンダリシャフト６１が回転しながら、プライマリ可動シーブ５３及びセカンダリ可動シーブ６３がそれぞれ移動することによって変速する。よって、ベルト式無段変速機１１０は、その構造上、プライマリシャフト５１及びセカンダリシャフト６１が回転していないと変速できない。よって、車輪１８０が回転していない場合、ベルト式無段変速機１１０は変速できない。

このため、例えば、ベルト式無段変速機１１０は、変速比が最小値の状態で車両１００が停止すると、次に車両１００が走行しはじめるときに、変速比が最小値であるため、車両１００の発進が困難となる。また、車両１００が走行し、車輪１８０が回転しないと、ベルト式無段変速機１１０は変速比を最大値側へ変更できない。

このように、ベルト式無段変速機１１０は、変速比が最小値の状態で車両１００が停止すると、ベルト式無段変速機１１０の変速比が最小値に設定されているために車両１００の走行に不具合が生じるおそれがある。

よって、車両１００が停止する際は、ベルト式無段変速機１１０は、通常、車両１００が停止するよりも前に変速比を最大値に設定しておく必要がある。ここで、変速比が最大値に変更する際に、仮にオイルポンプに不具合が発生したとする。この場合、オイルポンプは、ピストン動作用作動油を十分に加圧できない。

ここで、従来の作動油閉じ込み装置は、ノーマルクローズ型であるため、ピストン動作用作動油が十分に加圧されていないと、プライマリプーリ油圧室５４を開放できない。よって、従来のベルト式無段変速機は、変速比が最大値に変更されない状態で、車両が停止するおそれがあった。

しかしながら、本実施形態の作動油閉じ込み装置１０は、ノーマルオープン型であるため、ピストン動作用作動油が十分に加圧されていない場合でも、プライマリプーリ油圧室５４が開放される。よって、ベルト式無段変速機１１０は、オイルポンプに不具合が発生した場合であっても、車両１００が停止するよりも前に変速比が最大値に変更できないおそれを抑制できる。

また、本実施形態のベルト式無段変速機１１０は、従来のベルト式無段変速機よりも、変速が要求されてから、実際に変速が開始されるまでの時間が低減される。例えば、従来のベルト式無段変速機の場合、変速が要求された場合に、まずピストン動作用作動油を加圧する必要がある。

しかしながら、上述のように、作動油閉じ込み装置１０は、ノーマルオープン型の逆止弁である。よって、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン動作用作動油を加圧することなく、開弁中の作動油閉じ込み装置１０を介してプライマリプーリ油圧室５４にメイン作動油を供給できる。

また、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン動作用作動油を加圧することなく、プライマリプーリ油圧室５４内のメイン作動油を排出できる。このように、ベルト式無段変速機１１０は、変速が要求された際に、ピストン動作用作動油を加圧する作業を実行しない分、変速の要求がなされてから、実際に変速が開始されるまでの時間が低減される。

また、本実施形態のベルト式無段変速機１１０は、作動油閉じ込み装置１０が開弁される際に発生するショックが抑制される。前記ショックとは、弁体１６が塞ぐ弁孔１１ｆよりもプライマリプーリ油圧室５４側のシャフト内軸方油路ＯＬ０１内のメイン作動油の圧力と、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１内のメイン作動油の圧力との差により生じるショックである。

基本的には、開口部を挟んでメイン作動油の圧力の差が０になるように、ベルト式無段変速機は、調圧弁がメイン作動油の圧力を調節する。しかしながら、作動油閉じ込み装置が閉弁中、弁孔１１ｆよりもプライマリプーリ油圧室５４側のメイン作動油の圧力は、計算により算出された理論値である。よって、従来のベルト式無段変速機では、実際は、弁孔１１ｆを挟んでメイン作動油の圧力に差が生じるおそれがあった。

例えば、プライマリプーリ油圧室５４に供給されるメイン作動油の圧力が、弁孔１１ｆよりもプライマリプーリ油圧室５４側のメイン作動油の圧力よりも小さくなると、従来のベルト式無段変速機では、作動油閉じ込み装置が開弁する際に、前記ショックが発生するおそれがあった。特に、プライマリプーリ油圧室５４にメイン作動油を供給する際は、作動油閉じ込み装置が開弁する際に、一時的にメイン作動油がプライマリプーリ油圧室５４から排出される方向に逆流するおそれがあった。

しかしながら、ベルト式無段変速機１１０は、弁孔１１ｆを挟んでメイン作動油の圧力に差が生じる場合、その構造上、弁孔１１ｆを挟んでメイン作動油の圧力に差が十分に低減されてから作動油閉じ込み装置１０が開弁する。以下、その理由を説明する。

作動油閉じ込み装置１０は、開弁力Ｆ０２が閉弁力Ｆ０１より大きくなった際に開弁する。この時、開弁力Ｆ０２の大きさは、上記式（４）によって求められ、閉弁力Ｆ０１の大きさは、上記式（２）によって求められる。しかしながら、これらの式は、弁孔１１ｆを挟んだメイン作動油の圧力の差が０であることが前提である。

よって、式（４）によって求められる開弁力Ｆ０２が、式（２）によって求められる閉弁力Ｆ０１より大きくなったとしても、弁孔１１ｆよりも作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１側のメイン作動油の圧力が、弁孔１１ｆよりもプライマリプーリ油圧室５４側のメイン作動油の圧力に達するまで加圧されないと、作動油閉じ込み装置１０は開弁しない。

このようにして、ベルト式無段変速機１１０は、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１内のメイン作動油の圧力と、弁孔１１ｆよりもプライマリプーリ油圧室５４側のメイン作動油の圧力との差が低減される。これにより、ベルト式無段変速機１１０は、作動油閉じ込み装置１０が開弁される際に発生するショックが抑制できる。

また、プライマリプーリ油圧室５４にメイン作動油を供給する際、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１内のメイン作動油の圧力が十分に高くなった状態になってから作動油閉じ込み装置１０が開弁するため、ベルト式無段変速機１１０は、前記逆流を抑制できる。

なお、作動油閉じ込み装置１０は、プライマリシャフト５１に形成される軸方向穴５７に挿入されて配置される場合を説明したが、作動油閉じ込み装置１０は、プライマリシャフト５１の外部に配置されてもよい。作動油閉じ込み装置１０は、例えば、図２に示すプライマリシリンダ５６に隣接して配置されてもよい。

以上のように、本発明に係るベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み装置を備えるベルト式無段変速機に適しており、特に、作動油閉じ込み装置を動作させるために必要なエネルギーの増大を抑制することに適している。

ベルト式無段変速機を備えた車両の動力伝達部分における全体を示す構成図である。 プライマリプーリを示す断面図である。 プライマリプーリ油圧室に供給される作動油が流れる油路を示す模式図である。 作動油閉じ込み装置を拡大して示す断面図である。 ピストンを立体的に示す模式図である。 ピストンが底部側へ移動した後の作動油閉じ込み装置を示す断面図である。 第１受圧面及び第２受圧面を回転軸方向に投影した投影図である。 第３受圧面及び第４受圧面を回転軸方向に投影した投影図である。

符号の説明

１０ 作動油閉じ込み装置
１００ 車両
１０Ｅ 作動油閉じ込み制御装置
１１ シリンダ
１１０ ベルト式無段変速機
１１ａ 貫通孔
１１ｂ 大外径部
１１ｃ 小外径部
１１ｄ 段差面
１１ｅ 端部
１１ｆ 弁孔
１１ｇ 台座面
１２ ピストン
１２０ 内燃機関
１２１ クランクシャフト
１２ａ 貫通孔
１２ｂ 外周面
１２ｃ シリンダ対向部
１２ｄ 油路構成部材対向部
１２ｅ 支持部
１２ｆ 孔
１２ｇ 柱状体
１２ｈ 第１受圧面
１２ｉ 第２受圧面
１２ｊ 先端部分
１２ｋ 内周面
１２ｍ 内周面
１２ｎ 第３受圧面
１２ｏ 第４受圧面
１３ 油路構成部材
１３０ トルクコンバータ
１３１ インプットシャフト
１３ａ 貫通孔
１３ｂ 小外径部
１３ｃ 大外径部
１３ｄ 段差部
１３ｅ 最大外径部
１３ｆ 端部
１４０ 前後進切換機構
１４ａ スナップリング
１４ｂ スナップリング
１５ ピストン動作用油圧室
１５０ 減速装置
１６ 弁体
１６０ 差動装置
１７ スプリング
１７０ ドライブシャフト
１７ａ 補助スプリング
１８０ 車輪
５０ プライマリプーリ
５１ プライマリシャフト
５２ プライマリ固定シーブ
５３ プライマリ可動シーブ
５４ プライマリプーリ油圧室
５５ スプライン部
５６ プライマリシリンダ
５６ａ 第１開口
５６ｂ 第２開口
５７ 軸方向穴
５７ａ 入口
５７ｂ 底部
５７ｃ 段差部
５８ 空間部
６０ セカンダリプーリ
６１ セカンダリシャフト
６２ セカンダリ固定シーブ
６３ セカンダリ可動シーブ
８０ ベルト
８０ａ プライマリ溝
８０ｂ セカンダリ溝
８１ 軸受
８２ 軸受
８３ 軸受
８４ 軸受
Ｆ０１ 閉弁力
Ｆ０２ 開弁力
Ｆｓｐ０１ 補助バネ力
Ｆｓｐ０２ バネ力
ＯＦ 流量調節弁
ＯＬ０１ シャフト内軸方油路
ＯＬ０２ シャフト内径方油路
ＯＬ０３ 可動シーブ油路
ＯＬ１１ 作動油閉じ込み装置内メイン油路
ＯＬ１２ ピストン動作用第１油路
ＯＬ１３ ピストン動作用第２油路
ＯＬ１４ ピストン動作用第３油路
ＯＬ２１ シャフト外メイン作動油用油路
ＯＬ２２ シャフト外信号油圧用油路
ＯＬｄ０１ ドレン油路
ＯＬｄ０２ ドレン油路
ＯＰ オイルポンプ
ＯＲ０１ 調圧弁
ＯＲ０２ 減圧弁
ＯＴ オイルパン
ＯＶ オンオフ切り替え弁
Ｐｉｎ 圧力
Ｐｓ 圧力
ＲＬ 回転軸
Ｓ０１ａ 第１受圧面積
Ｓ０１ｂ 第２受圧面積
Ｓ０２ａ 第３受圧面積
Ｓ０２ｂ 第４受圧面積

Claims (4)

1. 動力発生手段から回転が伝えられて回転するシャフトと、
   前記シャフトに設けられる可動シーブに対してメイン作動油の圧力によって力を与える油圧室であって、前記シャフトに設けられるプーリ油圧室と、
   前記プーリ油圧室から前記プーリ油圧室の外部への前記メイン作動油の排出を禁止する作動油閉じ込み手段と、
   を備え、
   前記作動油閉じ込み手段は、
   前記メイン作動油が流れる油路上に形成される孔であって、前記孔を介して前記メイン作動油を流すことで前記プーリ油圧室から前記プーリ油圧室の外部へ前記メイン作動油を排出する弁孔と、
   前記弁孔を塞ぐ弁体と、
   前記シャフト内に軸方向に移動可能に設けられ、かつ、
   前記シャフト内を、前記作動油閉じ込み手段の開閉を制御するための作動油であるピストン動作用作動油が供給されるピストン動作用油圧室と、前記メイン作動油が流れる油路と、にシール部材により仕切るとともに、前記軸方向に前記弁体に近づく方向に移動して、前記弁体が前記弁孔から離れる方向に前記弁体を押すピストンと、
   前記弁体が前記弁孔に近づく方向に前記ピストン及び前記弁体を押す閉弁力発生手段と、
   を有し、
   前記ピストンの前記ピストン動作用作動油からの圧力を受ける受圧面の面積が、前記ピストン動作用作動油の圧力により前記ピストンが前記弁体から離れる方向に押される面積に形成されて、前記ピストン動作用作動油の圧力の上昇に伴って前記弁体から離れる方向に押される力を増加させる面積に形成されている、
   ことを特徴とするベルト式無段変速機。
2. 前記ピストンには、
   前記ピストン動作用作動油の圧力を受ける受圧面であって、前記ピストンが前記弁体から離れる方向の力を受ける第１受圧面と、
   前記ピストン動作用作動油の圧力を受ける受圧面であって、前記ピストンが前記弁体に近づく方向の力を受ける第２受圧面と、
   が形成され、
   前記第１受圧面の面積は、前記第２受圧面の面積よりも大きいことを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機。
3. 前記ピストンには、
   前記メイン作動油の圧力を受ける受圧面であって、前記ピストンが前記弁体に近づく方向の力を受ける第３受圧面と、
   前記メイン作動油の圧力を受ける受圧面であって、前記ピストンが前記弁体から離れる方向の力を受ける第４受圧面と、
   が形成され、
   前記第３受圧面の面積は、前記第４受圧面の面積よりも大きいことを特徴とする請求項２に記載のベルト式無段変速機。
4. 前記作動油閉じ込み手段は、
   前記弁体を前記弁孔に押し付ける前記閉弁力発生手段としての押付手段と、
   前記ピストンを前記弁体から離れる方向に押す前記閉弁力発生手段としての補助閉弁力発生手段と、
   を有し、
   前記第１受圧面の面積をＳ０１ａとし、前記第２受圧面の面積をＳ０１ｂとし、前記第３受圧面の面積をＳ０２ａとし、前記第４受圧面の面積をＳ０２ｂとし、前記ピストン動作用作動油の圧力をＰｓとし、前記メイン作動油の圧力をＰｉｎとし、前記補助閉弁力発生手段が前記ピストンを前記弁体から離れる方向に押す力をＦｓｐ０１とし、前記押付手段が前記弁体を前記弁孔に押し付ける力をＦｓｐ０２とすると、
   Ｐｓ（Ｓ０１ａ−Ｓ０１ｂ）＋Ｆｓｐ０１＞Ｐｉｎ（Ｓ０２ａ−Ｓ０２ｂ）−Ｆｓｐ０２
   を満たす際に前記ピストンが前記弁体から離れる方向に移動して、前記弁体が前記弁孔を塞ぐことを特徴とする請求項３に記載のベルト式無段変速機。

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