JP5781972B2 - 無段変速機及びその制御方法 - Google Patents

Description

本発明は、無段変速機に関し、特に、プライマリプーリ及びセカンダリプーリのプーリ室が、それぞれシリンダ室とクランプ室とからなる二重ピストン室構造になっている無段変速機に関する。

無段変速機は、プライマリプーリと、セカンダリプーリと、これらの間に巻き掛けられるベルトとを備え、二つのプーリの溝幅を変更することによって変速比を無段階に変更することができる変速機である。プライマリプーリ及びセカンダリプーリはそれぞれプーリ室を有し、プーリ溝幅の変更は、プーリ室に供給される油圧を変更することによって行われる。

特許文献１は、このような無段変速機において、プーリ室をシリンダ室とクランプ室とからなる二重ピストン室構造にしたものを開示している。二重ピストン室構造を有する無段変速機においては、変速を行わせるため（プーリ溝幅を変更するため）の推力を主にシリンダ室に供給される油圧によって発生し、プーリでベルトをクランプするための推力を主にクランプ室に供給される油圧によって発生する。

プーリ室を二重ピストン室構造にすると、プーリ室の受圧面積が増大するので、より低い油圧でもって変速及びベルトの挟持ができるので、エンジンによって駆動されるオイルポンプの負荷を減らし、無段変速機が搭載される車両の燃費を向上させることが可能である。

さらに、特許文献１では、プライマリプーリのクランプ室とセカンダリプーリのクランプ室とを油路によって連通し、これらクランプ室に供給される油圧を、プライマリプーリに要求される推力とセカンダリプーリに要求される推力のうち、大きい方に基づき設定するようにしている。この構成によれば、必要とされる油圧の最大値を最小にすることができ、オイルポンプの負荷をさらに下げることができる。

特開２００４−３２４７５１号公報

しかしながら、特許文献１の構成では、必要とされる油圧を下げることができるものの、急減速で無段変速機を速やかにロー側（大側）に変速させる必要がある場合に、プライマリプーリの推力とセカンダリプーリの推力との差（差推力）を十分に確保することができず、ロー側への変速が遅れる可能性があった。

これは、ロー側に速やかに変速させるためには、プライマリプーリの推力を下げ、セカンダリプーリの推力を上げ、差推力を大きくする必要があるが、クランプ室に供給される油圧がこれらのうちより大きなセカンダリプーリの推力に基づいて設定されるため、プライマリプーリのクランプ室に供給される油圧が下がらず、プライマリプーリのシリンダ室に供給される油圧を下げたとしても、プライマリプーリの推力を十分に下げることができないからである。

本発明は、このような技術的課題に鑑みてなされたもので、プライマリプーリ及びセカンダリプーリのプーリ室がシリンダ室とクランプ室とからなる二重ピストン室構造で、かつ、二つのクランプ室を油路で連通した無段変速機において、急減速時に速やかにロー側に変速できるようにし、再発進性能を保証することを目的とする。

本発明のある態様によれば、無段変速機であって、推力を発生させるための油圧が供給されるプーリ室がプライマリシリンダ室とプライマリクランプ室とからなる二重ピストン室構造のプライマリプーリと、推力を発生させるための油圧が供給されるプーリ室がセカンダリシリンダ室とセカンダリクランプ室とからなる二重ピストン室構造のセカンダリプーリと、前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとの間に巻き掛けられる伝達部材と、前記プライマリクランプ室と前記セカンダリクランプ室とを連通する第１油路と、前記第１油路と油圧源とを接続する第２油路と、前記第２油路に設けられ、前記油圧源からの油圧を元圧として前記プライマリクランプ室及び前記セカンダリクランプ室に供給されるクランプ圧を調圧する調圧バルブと、前記第１油路に設けられ、前記プライマリクランプ室と前記調圧バルブ及び前記セカンダリクランプ室との間を連通する連通位置と、前記プライマリクランプ室をドレンするとともに前記プライマリクランプ室と前記調圧バルブ及び前記セカンダリクランプ室との間を遮断するドレン位置とを切り替えることのできる切り替えバルブと、を備えたことを特徴とする無段変速機が提供される。

本発明の別の態様によれば、推力を発生させるための油圧が供給されるプーリ室がプライマリシリンダ室とプライマリクランプ室とからなる二重ピストン室構造のプライマリプーリと、推力を発生させるための油圧が供給されるプーリ室がセカンダリシリンダ室とセカンダリクランプ室とからなる二重ピストン室構造のセカンダリプーリと、前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとの間に巻き掛けられる伝達部材と、前記プライマリクランプ室と前記セカンダリクランプ室とを連通する第１油路と、前記第１油路と油圧源とを接続する第２油路と、前記第２油路に設けられ、前記油圧源からの油圧を元圧として前記プライマリクランプ室及び前記セカンダリクランプ室に供給されるクランプ圧を調圧する調圧バルブと、前記第１油路に設けられ、前記プライマリクランプ室と前記調圧バルブ及び前記セカンダリクランプ室との間を連通する連通位置と、前記プライマリクランプ室をドレンするとともに前記プライマリクランプ室と前記調圧バルブ及び前記セカンダリクランプ室との間を遮断するドレン位置とを切り替えることのできる切り替えバルブと、を備えた無段変速機の制御方法であって、車両の急減速を判断し、車両が急減速すると判断された場合に、前記切り替えバルブを前記ドレン位置に切り替える、ことを特徴とする無段変速機の制御方法が提供される。

これらの態様によれば、切り替えバルブをドレン位置に切り替えることによって十分な差推力を確保することができ、無段変速機をロー側に速やかに変速させ、再発進性能を保証することができる。

無段変速機の概略構成図である。 無段変速機の断面図である。 油圧制御回路の回路図である（第１実施形態）。 急減速時の制御内容を示したフローチャートである。 急減速時の様子を示したタイムチャートである。 油圧制御回路の回路図である（第２実施形態）。 急減速時の制御内容を示したフローチャートである。 急減速時の様子を示したタイムチャートである。

以下、添付図面を参照しながら本発明の実施形態について説明する。

＜第１実施形態＞
図１は、無段変速機（以下、「ＣＶＴ」という。）３の概略構成図である。

ＣＶＴ３は、ロックアップクラッチ１ａ付きトルクコンバータ１と、前後進切換機構２と、油圧制御回路４と、オイルポンプ４ａと、ＣＶＴコントロールユニット５と、プライマリ回転速度センサ６と、セカンダリ回転速度センサ７と、アクセル開度センサ８と、ブレーキスイッチ９とを備える。

トルクコンバータ１は、動力源としてのエンジンの出力軸に連結され、入力側と出力側の回転速度差によってトルクの増幅作用を発生させる。ロックアップクラッチ１ａにロックアップ圧を供給し、ロックアップクラッチ１ａを締結すると、トルクコンバータ１の滑りによる伝達ロスをなくすことができる。

前後進切換機構２は、トルクコンバータ出力軸１３と連結したリングギア２ａ、ピニオンキャリア２ｂ、変速機入力軸１４と連結したサンギア２ｃとからなる遊星歯車機構である。ピニオンキャリア２ｂには、変速機ケースにピニオンキャリア２ｂを固定する後進ブレーキ２ｅと、変速機入力軸１４とピニオンキャリア２ｂを一体に連結する前進クラッチ２ｄとが設けられている。

変速機入力軸１４の端部にはＣＶＴ３のプライマリプーリ１０が設けられている。ＣＶＴ３は、上記プライマリプーリ１０と、セカンダリプーリ４０と、プライマリプーリ１０の回転力をセカンダリプーリ４０に伝達する伝達部材としてのベルト１５とを備える。プライマリプーリ１０は、変速機入力軸１４と一体に回転する固定プーリ１４ａと、固定プーリ１４ａに対向配置されてＶ字状プーリ溝を形成すると共にプライマリシリンダ室２０及びプライマリクランプ室３０に作用する油圧によって変速機入力軸１４の軸方向に移動可能である可動プーリ１２とを備える。

セカンダリプーリ４０は、従動軸１６上に設けられている。セカンダリプーリ４０は、従動軸１６と一体に回転する固定プーリ１６ａと、固定プーリ１６ａに対向配置されてＶ字状プーリ溝を形成すると共にセカンダリシリンダ室６０及びセカンダリクランプ室５０に作用する油圧によって従動軸１６の軸方向に移動可能である可動プーリ４２とを備える。

ＣＶＴ３は、プライマリプーリ１０の可動プーリ１２及びセカンダリプーリ４０の可動プーリ４２を軸方向に移動させてＶ字状プーリ溝の幅を変化させ、プライマリプーリ１０及びセカンダリプーリ４０とベルト１５との接触半径を変えることによって、プライマリプーリ１０とセカンダリプーリ４０との間の回転速度比、つまり変速比を変更する。

図２を参照しながらプライマリプーリ１０及びセカンダリプーリ４０のピストン室構造について説明する。

プライマリシリンダ室２０は、可動プーリ１２と可動プーリ１２の延長部１２ａと固定壁２１とによって区画された室である。延長部１２ａの内周部と固定壁２１の外周部とは、シール２１ａを介してシールされているので、可動プーリ１２が軸方向に移動してもプライマリシリンダ室２０は液密状態を維持する。

プライマリクランプ室３０は、固定壁２１、２２とピストン２４とで区画された室であり、ピストン２４の外径部は可動プーリ１２の延長部１２ａと当接する。また、ピストン２４はシール２４ａ、２４ｂによってプライマリクランプ室３０の液密状態を維持する。

同様に、セカンダリシリンダ室６０は、可動プーリ４２と可動プーリ４２の延長部４２ａと固定壁４１とによって区画された室である。延長部４２ａの内周部と固定壁４１の外周部とは、シール４１ａを介してシールされているので、可動プーリ４２が軸方向に移動してもセカンダリシリンダ室６０は液密状態を維持する。

セカンダリクランプ室５０は、固定壁４１、４３とピストン４４とで区画された室であり、ピストン４４の外径部は可動プーリ４２の延長部４２ａと当接する。また、ピストン４４はシール４４ａ、４４ｂによってセカンダリクランプ室５０の液密状態を維持する。

プライマリクランプ室３０とセカンダリクランプ室５０とは、受圧面積が等しく、また、後述する油路７０（図３参照）によって連通している。また、プライマリシリンダ室２０とセカンダリシリンダ室６０の受圧面積も等しい。

従動軸１６には図示しない駆動ギアが固定されており、この駆動ギアは、図示しない、アイドラ軸に設けられたピニオン、ファイナルギア、差動装置、及び、ドライブシャフトを介して図示しない駆動輪を駆動する。

ＣＶＴコントロールユニット５には、アクセル開度センサ８からのアクセル開度、ブレーキスイッチ９からのブレーキＯＮ／ＯＦＦ状態、プライマリ回転速度センサ６からのプライマリ回転速度、セカンダリ回転速度センサ７からのセカンダリ回転速度等が入力される。この入力信号を元に制御信号を演算し、油圧制御回路４へ制御信号を出力する。

油圧制御回路４へは、ＣＶＴコントロールユニット５からの制御信号が入力される。油圧制御回路４は、この制御信号に基づいて油圧制御回路４内のソレノイドを駆動し、プライマリシリンダ室２０、セカンダリシリンダ室６０、プライマリクランプ室３０及びセカンダリクランプ室５０に必要な油圧を供給し、ＣＶＴ３を変速させる。

図３は油圧制御回路４の回路図である。

オイルポンプ４ａの吐出圧は油路８１を介してプレッシャレギュレータバルブ８４に供給され、プレッシャレギュレータバルブ８４は、これを元圧としてライン圧を調圧する。油路８１には油路８２及び油路８３が連通されている。油路８２はプライマリプーリコントロールバルブ８６及びセカンダリプーリコントロールバルブ８８に接続されている。油路８３は信号圧の元圧を供給するパイロットバルブ８９に接続されている。

プレッシャレギュレータバルブ８４のリリーフ圧は、油路８１ａを介してプレッシャモディファイアバルブ９１へ供給される。プレッシャモディファイアバルブ９１は、パイロット圧を元圧とするライン圧ソレノイド１００からの信号圧に基づきリリーフ圧を調圧し、調圧後の油圧を油路８１ｂを介してプレッシャレギュレータバルブ８４に背圧として作用させる。

パイロットバルブ８９により調圧された油圧は、油路８３ａを介してプライマリプーリ側変速比例制御バルブ８５及びセカンダリプーリ側変速比例制御バルブ８７に供給される。

ここで、プライマリプーリ側変速比例制御バルブ８５及びセカンダリプーリ側変速比例制御バルブ８７の作動について説明する。基本的な作動はいずれも同じであるので、ここではプライマリプーリ側変速比例制御バルブ８５についてのみ説明する。

プライマリプーリ側変速比例制御バルブ８５は、ＣＶＴコントロールユニット５からの電流指令値に比例してスプール駆動軸８５１ａを作動するソレノイド８５１、及び、油路を切り替えるスプール８５２を備える。また、スプール８５２の図中下側であって、スプール駆動軸８５１ａと対向する方向に付勢するスプリング８５３が設けられている。スプール８５２を収装するシリンダには、パイロットバルブ８９からの信号圧が入力される入力ポート８５４と、プライマリプーリコントロールバルブ８６へ油圧を供給する油路８３ｃと連通するポート８５５と、油路８３ｃのフィードバック圧が入力されるポート８５６と、ドレンポート８５７、８５８とが設けられている。

スプール８５２には、ソレノイド８５１による下方への付勢力と、ポート８５６から供給されるフィードバック圧による下方への付勢力と、スプリング８５３による上方への付勢力のバランスによってドレン量が決定され、プライマリプーリコントロールバルブ８６の背圧を決定する。

プライマリプーリ側変速比例制御バルブ８５及びセカンダリプーリ側変速比例制御バルブ８７により調圧された油圧は、油路８３ｃを介してプライマリプーリコントロールバルブ８６及びセカンダリプーリコントロールバルブ８８の背圧として供給される。プライマリプーリコントロールバルブ８６では、プレッシャレギュレータバルブ８４から供給されるライン圧を調圧し、プライマリシリンダ室２０へ変速用の油圧を供給する。同様に、セカンダリプーリコントロールバルブ８８では、プレッシャレギュレータバルブ８４から供給されるライン圧を調圧し、セカンダリシリンダ室６０へ変速用の油圧を供給する。

また、油路８２には、プライマリクランプ室３０とセカンダリクランプ室５０とを連通する油路７０が接続されている。そして、油路８２と油路７０との間には、電子制御により作動するクランプ力設定用調圧バルブ９０が設けられている。クランプ力設定用調圧バルブ９０は、ＣＶＴコントロールユニット５からの指令信号に基づいてライン圧を減圧してクランプ圧に調圧し、これを油路７０を介してプライマリクランプ室３０及びセカンダリクランプ室５０に供給する。

また、プライマリクランプ室３０の入口には、プライマリクランプ室３０とクランプ力設定用調圧バルブ９０及びセカンダリクランプ室５０との間の連通状態を切り替える切り替えバルブ１１０が設けられている。切り替えバルブ１１０は、ＣＶＴコントロールユニット５からの信号によって切り替わるソレノイドバルブである。切り替えバルブ１１０は、プライマリクランプ室３０とクランプ力設定用調圧バルブ９０及びセカンダリクランプ室５０とを連通する図示の連通位置と、プライマリクランプ室３０をドレンするとともにプライマリクランプ室３０とクランプ力設定用調圧バルブ９０及びセカンダリクランプ室５０との間を遮断するドレン位置とを切り替えることができる。

ＣＶＴ３は以上のように構成され、プライマリプーリ１０及びセカンダリプーリ４０の溝幅を変更するのに必要なプライマリプーリ１０及びセカンダリプーリ４０の推力（両者の差である差推力）は、主にプライマリシリンダ室２０及びセカンダリシリンダ室６０に供給される油圧によって発生させられる。また、プライマリプーリ１０及びセカンダリプーリ４０でベルト１５をクランプするのに必要なプライマリプーリ１０及びセカンダリプーリ４０の推力は、主にプライマリクランプ室３０及びセカンダリクランプ室５０に供給される油圧によって発生させられる。

プライマリプーリ１０及びセカンダリプーリ４０の受圧面積が従来のシングルピストン室構造に比べて大きくなるので、変速に必要とされる最大油圧を下げ、オイルポンプ４ａの負荷を下げることができる。

さらに、プライマリクランプ室３０及びセカンダリクランプ室５０に供給される油圧は、必要とされるプライマリプーリ１０の推力及びセカンダリプーリの推力のうち大きい方に基づき設定される。具体的には、プライマリプーリ１０の推力及びセカンダリプーリの推力のうち大きい方を選択し、選択された推力を、選択された側のプーリのクランプ室受圧面積とシリンダ室受圧面積との和で除した値に設定する。

これにより、必要とされる油圧の最大値を最小にすることができ、オイルポンプ４ａの負荷をさらに下げることができる。

さらに、本実施形態では、車両が急減速する場合には、以下に説明する制御を行うことにより、ＣＶＴ３を速やかにロー側に変速させ、再発進性能を保証する。

図４は、急減速時の制御の内容を示したフローチャートである。これを参照しながら急減速時の制御について説明する。

Ｓ１１では、ＣＶＴコントロールユニット５は、ブレーキスイッチ９の信号に基づき、ブレーキペダルが踏み込まれたか判断する。ブレーキペダルが踏み込まれている場合は処理がＳ１２に進み、そうでない場合は処理がＳ１４に進む。

Ｓ１２では、ＣＶＴコントロールユニット５は、ＣＶＴ３の目標変速比の変化速度がダウンシフト方向で、かつ、その絶対値が判定閾値以上か、すなわち、急減速でロー側への速やかな変速が必要な状況か判断する。判定閾値は、例えば、切り替えバルブ１１０が連通位置のまま、すなわち、プライマリクランプ室３０とセカンダリクランプ室５０とが連通したままだと、プライマリクランプ室３０に供給される油圧によってプライマリプーリ１０の推力が過多になってロー側への変速が遅れ、目標変速比に対して変速比の追従遅れが発生し始める値に設定される。目標変速比変化速度がダウンシフト方向で、かつ、その絶対値が判定閾値以上の場合は処理がＳ１３に進み、そうでない場合は処理がＳ１４に進む。

Ｓ１３では、ＣＶＴコントロールユニット５は、切り替えバルブ１１０をプライマリクランプ室３０がドレンされるドレン位置に切り替える。これにより、プライマリクランプ室３０に供給される油圧がゼロになる一方で、セカンダリクランプ室５０には油圧が供給され続けるので、プライマリプーリ１０とセカンダリプーリ４０との間で十分な差推力を発生させ、ＣＶＴ３を速やかにロー側に変速させることができる。

なお、このとき、差推力が過大になって変速比が目標変速比をオーバーシュートしないように、プライマリシリンダ室２０に供給される油圧が調整される。すなわち、プライマリシリンダ室２０の油圧が上げられる。切り替えバルブ１１０を連通位置にしたままロー側に変速させる場合に比べ、プライマリシリンダ室２０に供給される油圧は高くなるが、その値はセカンダリシリンダ室６０に供給される油圧より低いので、プライマリシリンダ室２０に供給される油圧の上昇によってオイルポンプ４ａの負荷を上げる必要はなく、燃費に影響を与えることはない。

Ｓ１４では、ＣＶＴコントロールユニット５は、切り替えバルブ１１０をプライマリクランプ室３０とクランプ力設定用調圧バルブ９０及びセカンダリクランプ室５０とが連通される連通位置に維持し、プライマリシリンダ室２０及びセカンダリシリンダ室６０に供給される油圧によって発生する差推力によって、ＣＶＴ３をロー側に変速させる。

図５は、ブレーキペダルが踏み込まれて、車両が急減速する場合の様子を示している。なお、図中比較例は、切り替えバルブ１１０がなく、プライマリクランプ室３０とクランプ力設定用調圧バルブ９０及びセカンダリクランプ室５０とが常時連通されている場合である。

時刻ｔ１１でブレーキペダルが踏み込まれると、目標変速比がダウンシフト側に変更される。このとき、ブレーキペダルの踏み込みが強く、急減速となる場合は、図５に示すように目標変速比の変化速度がダウンシフト側に大きく変化する。

時刻ｔ１２で目標変速比の変化速度が判定閾値を超えると、切り替えバルブ１１０がドレン位置に切り替えられ、プライマリクランプ室３０がドレンされ、プライマリクランプ室３０に供給される油圧がゼロにされる。ロー側への変速のためにセカンダリシリンダ室６０に供給する油圧が高められたことを受けて、プライマリクランプ室３０に供給される油圧が高められることはない。

この結果、十分な差推力を確保することができ、比較例に比べ、ＣＶＴ３をロー側に速やかに変速させ、再発進性能を保証することができる（請求項１、２、５に対応する効果）。

また、時刻ｔ１２以降は、プライマリシリンダ室２０に供給される油圧が高められ、差推力が過大になるのが防止されるので、ロー側への速やかな変速を実現しつつ、変速比を目標変速比からオーバーシュートするのを防止することができる（請求項４に対応する効果）。

＜第２実施形態＞
続いて、本発明の第２実施形態について説明する。

第２実施形態では、図６に示すように、切り替えバルブ１１０が、ソレノイドバルブではなく、ロックアップ圧によってスプールを移動させ、上記連通位置とドレン位置とを切り替えることのできるバルブである点が第１実施形態と相違する。

切り替えバルブ１１０のスプール端面には、ロックアップクラッチ１ａに供給されるロックアップ圧が作用するようになっており、ロックアップ圧がある場合（ロックアップクラッチ１ａが締結している場合）は、ロックアップ圧によってスプリングを圧縮して切り替えバルブ１１０は図示の連通位置にあり、ロックアップ圧がない場合（ロックアップクラッチ１ａが解放している場合）はスプリングの付勢力によって切り替えバルブ１１０はドレン位置にある。

その他の構成（図１、図２、及び、図３の切り替えバルブ１１０以外）は第１実施形態と同じであるので説明を省略する。

図７は、第２実施形態における急減速時の制御の内容を示したフローチャートである。

Ｓ２１、Ｓ２２では、図５のＳ１１、Ｓ１２と同じく、ＣＶＴコントロールユニット５が、ブレーキペダルが踏み込まれているか、目標変速比変化速度がダウンシフト方向で、かつ、その絶対値が判定閾値以上の場合かを判断する。

ブレーキペダルが踏み込まれており、目標変速比変化速度がダウンシフト方向で、かつ、その絶対値が判定閾値以上の場合は、処理がＳ２３に進み、そうでない場合は処理が終了する。

Ｓ２３では、ＣＶＴコントロールユニット５は、ロックアップ圧をゼロにし、ロックアップクラッチ１ａを解放させる。

この結果、切り替えバルブ１１０をプライマリクランプ室３０がドレンされるドレン位置に切り替えられる。これにより、プライマリクランプ室３０に供給される油圧がゼロになる一方で、セカンダリクランプ室５０には油圧が供給され続けるので、プライマリプーリ１０とセカンダリプーリ４０との間で十分な差推力を発生させ、ＣＶＴ３を速やかにロー側に変速させることができる。

このとき、差推力が過大になって変速比が目標変速比をオーバーシュートしないように、プライマリシリンダ室２０に供給される油圧が調整されるのは第１実施形態と同じである。

図８は、ブレーキペダルが踏み込まれて、車両が急減速する場合の様子を示している。なお、図中比較例は、切り替えバルブ１１０がなく、プライマリクランプ室３０とクランプ力設定用調圧バルブ９０及びセカンダリクランプ室５０とが常時連通されている場合である。

時刻ｔ２１でブレーキペダルが踏み込まれると、目標変速比がダウンシフト側に変更される。このとき、ブレーキペダルの踏み込みが強く、急減速となる場合は、図８に示すように目標変速比の変化速度がダウンシフト側に増大する。

時刻ｔ２２で目標変速比の変化速度が判定閾値を超えると、ロックアップ圧がゼロにされてロックアップクラッチ１ａが解放される。そして、ロックアップ圧がゼロになったことを受けて、切り替えバルブ１１０がドレン位置に切り替えられ、プライマリクランプ室３０がドレンされ、プライマリクランプ室３０に供給される油圧がゼロにされる。ロー側への変速のためにセカンダリシリンダ室６０に供給する油圧が高められたことを受けて、プライマリクランプ室３０に供給される油圧が高められることはない。

この結果、十分な差推力を確保することができ、比較例に比べ、ＣＶＴ３をロー側に速やかに変速させ、再発進性能を保証することができる（請求項１、３、５に対応する効果）。

また、時刻ｔ２２以降は、プライマリシリンダ室２０に供給される油圧が高められ、差推力が過大になるのが防止されるので、ロー側への速やかな変速を実現しつつ、変速比を目標変速比からオーバーシュートするのを防止することができる（請求項４に対応する効果）。

以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的に限定する趣旨ではない。

例えば、上記実施形態では、切り替えバルブ１１０を、ＣＶＴコントロールユニット５からの信号（第１実施形態）、ロックアップ圧（第２実施形態）によって切り替えているが、切り替えバルブ１１０を切り替えるための構成はこれに限定されない。例えば、第２実施形態の構成においてロックアップ圧に代えて他の油圧を供給しておき、急減速判定時に当該他の油圧をドレンすることで、切り替えバルブ１１０をドレン位置に切り替えるようにしてもよい。

また、上記実施形態では、ＣＶＴ３は、プライマリプーリ１０の回転をベルト１５を介してセカンダリプーリ４０に伝達する構成であるが、チェーンを介して伝達する構成であってもよい。

１ トルクコンバータ
１ａ ロックアップクラッチ
１０ プライマリプーリ
１５ ベルト（伝達部材）
２０ プライマリシリンダ室
３０ プライマリクランプ室
４０ セカンダリプーリ
５０ セカンダリクランプ室
６０ セカンダリシリンダ室
９０ クランプ力設定用調圧バルブ（調圧バルブ）
１００ 切り替えバルブ

Claims (5)

1. 無段変速機であって、
   推力を発生させるための油圧が供給されるプーリ室がプライマリシリンダ室とプライマリクランプ室とからなる二重ピストン室構造のプライマリプーリと、
   推力を発生させるための油圧が供給されるプーリ室がセカンダリシリンダ室とセカンダリクランプ室とからなる二重ピストン室構造のセカンダリプーリと、
   前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとの間に巻き掛けられる伝達部材と、
   前記プライマリクランプ室と前記セカンダリクランプ室とを連通する第１油路と、
   前記第１油路と油圧源とを接続する第２油路と、
   前記第２油路に設けられ、前記油圧源からの油圧を元圧として前記プライマリクランプ室及び前記セカンダリクランプ室に供給されるクランプ圧を調圧する調圧バルブと、
   前記第１油路に設けられ、前記プライマリクランプ室と前記調圧バルブ及び前記セカンダリクランプ室との間を連通する連通位置と、前記プライマリクランプ室をドレンするとともに前記プライマリクランプ室と前記調圧バルブ及び前記セカンダリクランプ室との間を遮断するドレン位置とを切り替えることのできる切り替えバルブと、
   を備えたことを特徴とする無段変速機。
2. 請求項１に記載の無段変速機であって、
   車両の急減速を判断する急減速判断手段と、
   車両が急減速すると判断された場合に、前記切り替えバルブを前記ドレン位置に切り替える急減速制御手段と、
   を備えたことを特徴とする無段変速機。
3. 請求項１に記載の無段変速機であって、
   前記無段変速機は、ロックアップクラッチ付きトルクコンバータを有しており、
   前記切り替えバルブには、前記ロックアップクラッチに供給されるロックアップ圧が導かれ、前記切り替えバルブは、ロックアップ圧がある場合は前記連通位置に、ロックアップ圧がない場合は前記ドレン位置に切り替わるように構成され、
   車両の急減速を判断する急減速判断手段と、
   車両が急減速すると判断された場合に、ロックアップ圧をなくして前記ロックアップクラッチを解放させる急減速制御手段と、
   を備えたことを特徴とする無段変速機。
4. 請求項１から３のいずれか一つに記載の無段変速機であって、
   前記急減速制御手段は、前記急減速制御中、変速比が目標とする変速比をオーバーシュートしないように、前記プライマリクランプ室に供給される油圧を調整する、
   ことを特徴とする無段変速機。
5. 推力を発生させるための油圧が供給されるプーリ室がプライマリシリンダ室とプライマリクランプ室とからなる二重ピストン室構造のプライマリプーリと、推力を発生させるための油圧が供給されるプーリ室がセカンダリシリンダ室とセカンダリクランプ室とからなる二重ピストン室構造のセカンダリプーリと、前記プライマリプーリと前記セカンダリプーリとの間に巻き掛けられる伝達部材と、前記プライマリクランプ室と前記セカンダリクランプ室とを連通する第１油路と、前記第１油路と油圧源とを接続する第２油路と、前記第２油路に設けられ、前記油圧源からの油圧を元圧として前記プライマリクランプ室及び前記セカンダリクランプ室に供給されるクランプ圧を調圧する調圧バルブと、前記第１油路に設けられ、前記プライマリクランプ室と前記調圧バルブ及び前記セカンダリクランプ室との間を連通する連通位置と、前記プライマリクランプ室をドレンするとともに前記プライマリクランプ室と前記調圧バルブ及び前記セカンダリクランプ室との間を遮断するドレン位置とを切り替えることのできる切り替えバルブと、を備えた無段変速機の制御方法であって、
   車両の急減速を判断し、
   車両が急減速すると判断された場合に、前記切り替えバルブを前記ドレン位置に切り替える、
   ことを特徴とする無段変速機の制御方法。