JP6638320B2 - 動力伝達装置の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、プーリ間に伝達要素が巻き掛けられた形式の無段変速機を備えた動力伝達装置の制御装置に関するものである。

入力軸に設けられたプライマリプーリと出力軸に設けられたセカンダリプーリと前記各プーリに巻き掛けられた伝達要素(例えばベルト、チェーン)とを有して駆動力源の動力を駆動輪側へ伝達する無段変速機と、前記各プーリへ各プーリ油圧を供給する油圧制御回路とを備えた動力伝達装置が良く知られている。例えば、特許文献１に記載された車両用無段変速機がそれである。このような無段変速機では、各プーリは固定シーブと可動シーブとを有しており、可動シーブの軸心方向の移動によってプーリの溝幅が変更されて、変速比が変更される。このような無段変速機では、プライマリプーリの溝幅が最大とされることで、変速比が最も大きな最大変速比(すなわち最も低車速側(ロー側)の最ロー側変速比)とされる。無段変速機の変速比を最大変速比とする際には、セカンダリプーリへは伝達要素の滑りを防止する為のセカンダリプーリ油圧を付与するが、プライマリプーリへはプライマリプーリ油圧を付与する必要がない。つまり、プライマリプーリの油圧シリンダは固定部材によって入力軸の軸心方向の移動不能に固定されており、プライマリプーリの可動シーブは、プライマリプーリ油圧が付与されないことで、入力軸の軸心方向において固定部材側の方向への移動が固定部材によって阻止された状態とされ、無段変速機の変速比が最大変速比とされる。

特開２００７−１７７８３３号公報

ところで、無段変速機の変速比が最大変速比のときには、プライマリプーリの可動シーブの移動を阻止する固定部材へ、プライマリプーリの可動シーブや油圧シリンダを介して伝達要素の反力が入力される。又、伝達要素の反力は、伝達要素がプライマリプーリに掛かっている側の方が掛かっていない側の方よりも大きくなる。その為、伝達要素の反力の入力に伴う固定部材の応力は、一定値とならず、平均値を挟んで変動する。固定部材の応力が変動する場合は、その応力が一定の場合と比較して、固定部材の負荷が増大すると考えられる。このようなことから、無段変速機の変速比が最大変速比のときは、固定部材の耐久性にとって好ましい状況ではない可能性がある。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、無段変速機の変速比を最大変速比として走行する際に、プライマリプーリの可動シーブの移動を阻止する固定部材の耐久性を向上することができる動力伝達装置の制御装置を提供することにある。

第１の発明の要旨とするところは、(a) 入力軸に設けられたプライマリプーリと出力軸に設けられたセカンダリプーリと前記各プーリに巻き掛けられた伝達要素とを有して駆動力源の動力を駆動輪側へ伝達する無段変速機と、前記各プーリへ各プーリ油圧を供給する油圧制御回路とを備え、前記プライマリプーリの油圧シリンダは固定部材によって前記入力軸の軸心方向の移動不能に固定されており、前記伝達要素の滑りを防止する為のセカンダリプーリ油圧が付与され、且つプライマリプーリ油圧が付与されないことで前記プライマリプーリの可動シーブの前記固定部材側への移動が前記固定部材によって阻止された状態では、前記無段変速機の変速比が最大変速比とされる動力伝達装置の、制御装置であって、(b) 前記無段変速機の変速比を前記最大変速比として走行するときには、前記最大変速比を維持できる範囲で、前記セカンダリプーリ油圧の前記プライマリプーリ油圧に対する比の値が所定値以下となるように、前記プライマリプーリ油圧を付与する変速制御部を含むものであり、(c) 前記所定値は、前記固定部材へ入力される前記伝達要素の反力に伴う前記固定部材の応力の変動を抑制する為の予め定められた前記比の値の上限値である。

前記第１の発明によれば、無段変速機の変速比を最大変速比として走行するときには、その最大変速比が維持され得る範囲で、セカンダリプーリ油圧のプライマリプーリ油圧に対する比の値が所定値以下となるように、プライマリプーリ油圧が付与されるものであり、その所定値は、固定部材へ入力される伝達要素の反力に伴う固定部材の応力の変動を抑制する為の予め定められた前記比の値の上限値であるので、プライマリプーリの可動シーブを固定部材側とは反対側へ移動させる為の推力がその可動シーブに作用させられる。その為、固定部材へ入力される伝達要素の反力が抑制され、固定部材の応力が低下する。又、プライマリプーリ油圧によるダンピング効果よって、固定部材へ入力される伝達要素の反力の変動が緩和され、固定部材の応力の変動も緩和される。よって、無段変速機の変速比を最大変速比として走行する際に、プライマリプーリの可動シーブの移動を阻止する固定部材の耐久性を向上することができる。

本発明が適用される車両の概略構成を説明する図であると共に、車両における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。 無段変速機のうちでプライマリプーリを拡大して示す断面図である。 ベルト反力の入力に伴うナットの歪みの一例を示す図である。 ナットの平均歪みの一例を示す図である。 ナットの歪み振幅の一例を示す図である。 電子制御装置の制御作動の要部すなわち無段変速機の変速比を最大変速比として走行する際に、プライマリプーリの可動シーブの移動を阻止するナットの耐久性を向上する為の制御作動を説明するフローチャートである。 無段変速機のうちでプライマリプーリを拡大して示す断面図であって、図２とは別の実施態様を示す図である。

以下、本発明の実施例を図面を参照して詳細に説明する。

図１は、本発明が適用される車両１０の概略構成を説明する図であると共に、車両１０における各種制御の為の制御機能及び制御系統の要部を説明する図である。図１において、車両１０は、走行用の駆動力源としてのエンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間の動力伝達経路に設けられた動力伝達装置１６とを備えている。動力伝達装置１６は、非回転部材としてのケース１７内において、エンジン１２に連結された流体式伝動装置としての公知のトルクコンバータ１８、トルクコンバータ１８に連結されたタービン軸２０、タービン軸２０に連結された前後進切替装置２２、前後進切替装置２２に連結された入力軸２４、入力軸２４に連結された無段変速機２６、無段変速機２６に連結された出力軸２８、減速歯車装置３０、差動歯車装置３２等を備えている。このように構成された動力伝達装置１６において、エンジン１２の動力(特に区別しない場合にはトルクや力も同義)は、トルクコンバータ１８、前後進切替装置２２、無段変速機２６、減速歯車装置３０、差動歯車装置３２等を順次介して、左右の駆動輪１４へ伝達される。

トルクコンバータ１８は、エンジン１２に連結されたポンプ翼車１８ｐ、及びタービン軸２０に連結されたタービン翼車１８ｔを備えている。ポンプ翼車１８ｐには、無段変速機２６を変速制御したり、無段変速機２６におけるベルト挟圧力を発生させたり、後述する前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１の各々の作動を切り替えたり、動力伝達装置１６の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ３４が連結されている。

前後進切替装置２２は、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２２ｐ、前進用クラッチＣ１、及び後進用ブレーキＢ１を備えている。遊星歯車装置２２ｐのサンギヤ２２ｓはタービン軸２０に連結され、遊星歯車装置２２ｐのキャリア２２ｃは入力軸２４に連結され、遊星歯車装置２２ｐのリングギヤ２２ｒは後進用ブレーキＢ１を介してケース１７に選択的に連結されている。又、キャリア２２ｃとサンギヤ２２ｓとは前進用クラッチＣ１を介して選択的に連結される。前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１は、公知の油圧式摩擦係合装置である。このように構成された前後進切替装置２２では、前進用クラッチＣ１が係合されると共に後進用ブレーキＢ１が解放されると、前進用の動力伝達経路が形成される。又、後進用ブレーキＢ１が係合されると共に前進用クラッチＣ１が解放されると、後進用の動力伝達経路が形成される。又、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１が共に解放されると、前後進切替装置２２は動力伝達を遮断するニュートラル状態(動力伝達遮断状態)とされる。このように、前進用クラッチＣ１及び後進用ブレーキＢ１は、エンジン１２と無段変速機２６との間の動力伝達経路を断接する油圧式係合装置である。

無段変速機２６は、入力軸２４に設けられた有効径が可変のプライマリプーリ３６と、出力軸２８に設けられた有効径が可変のセカンダリプーリ３８と、それら各プーリ３６，３８の間に巻き掛けられた伝達要素としての伝動ベルト４０とを備え、それら各プーリ３６，３８と伝動ベルト４０との間の摩擦力を介してエンジン１２の動力を駆動輪１４側へ伝達する、ベルト式無段変速機である。

プライマリプーリ３６は、入力軸２４に連結された固定シーブ３６ａと、固定シーブ３６ａの軸部に対して軸心Ｃ１回りの相対回転不能且つ軸心Ｃ１方向の移動可能に設けられた可動シーブ３６ｂと、それら各シーブ３６ａ，３６ｂの間のＶ溝幅を変更する為のプライマリプーリ３６におけるプライマリ推力Ｗin(＝プライマリ圧Ｐin×受圧面積)を付与する油圧アクチュエータ３６ｃとを備えている。又、セカンダリプーリ３８は、出力軸２８と一体的に設けられた固定シーブ３８ａと、固定シーブ３８ａの軸部に対して軸心Ｃ２回りの相対回転不能且つ軸心Ｃ２方向の移動可能に設けられた可動シーブ３８ｂと、それら各シーブ３８ａ，３８ｂの間のＶ溝幅を変更する為のセカンダリプーリ３８におけるセカンダリ推力Ｗout(＝セカンダリ圧Ｐout×受圧面積)を付与する油圧アクチュエータ３８ｃとを備えている。プライマリ圧Ｐinは、動力伝達装置１６に備えられた油圧制御回路５０によって油圧アクチュエータ３６ｃへ供給されるプライマリプーリ油圧であり、セカンダリ圧Ｐoutは、油圧制御回路５０によって油圧アクチュエータ３８ｃへ供給されるセカンダリプーリ油圧である。各油圧Ｐin，Ｐoutは、各々、可動シーブ３６ｂ，３８ｂを固定シーブ３６ａ，３８ａ側へ押圧する推力Ｗin，Ｗoutを付与するプーリ油圧である。

無段変速機２６では、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutが油圧制御回路５０によって各々調圧制御されることにより、プライマリ推力Ｗin及びセカンダリ推力Ｗoutが各々制御される。これにより、各プーリ３６，３８のＶ溝幅が変化して伝動ベルト４０の掛かり径(有効径)が変更され、変速比(ギヤ比)γ(＝入力軸回転速度Ｎin／出力軸回転速度Ｎout)が変化させられると共に、伝動ベルト４０が滑りを生じないように各プーリ３６，３８と伝動ベルト４０との間の摩擦力(すなわち挟圧力；以下ベルト挟圧力という)が制御される。つまり、プライマリ圧Ｐin(プライマリ推力Ｗinも同意)及びセカンダリ圧Ｐout(セカンダリ推力Ｗoutも同意)が各々制御されることで、伝動ベルト４０の滑りが防止されつつ実変速比γが目標変速比γtgtとされる。

無段変速機２６では、例えばプライマリ圧Ｐinが高められると、プライマリプーリ３６のＶ溝幅が狭くされて変速比γが小さくされるすなわち無段変速機２６がアップシフトされる。又、プライマリ圧Ｐinが低められると、プライマリプーリ３６のＶ溝幅が広くされて変速比γが大きくされるすなわち無段変速機２６がダウンシフトされる。従って、プライマリプーリ３６のＶ溝幅が最小とされるところで、無段変速機２６の変速比γとして最小変速比γmin(最高車速側の変速比、最Hi)が形成される。又、プライマリプーリ３６のＶ溝幅が最大とされるところで、無段変速機２６の変速比γとして最大変速比γmax(最低車速側の変速比、最Low)が形成される。尚、プライマリ圧Ｐinとセカンダリ圧Ｐoutとにより伝動ベルト４０の滑り(ベルト滑り)が防止されつつ、プライマリ推力Ｗinとセカンダリ推力Ｗoutとの相互関係にて目標変速比γtgtが実現されるものであり、一方のプーリ油圧(推力も同意)のみで目標の変速が実現されるものではない。

車両１０は、動力伝達装置１６の制御装置を含む電子制御装置６０を備えている。電子制御装置６０は、例えばＣＰＵ、ＲＡＭ、ＲＯＭ、入出力インターフェース等を備えた所謂マイクロコンピュータを含んで構成されており、ＣＰＵはＲＡＭの一時記憶機能を利用しつつ予めＲＯＭに記憶されたプログラムに従って信号処理を行うことにより車両１０の各種制御を実行する。例えば、電子制御装置６０は、エンジン１２の出力制御、無段変速機２６のベルト挟圧力制御を含む変速制御等を実行するようになっており、必要に応じてエンジン制御用、油圧制御用等に分けて構成される。

電子制御装置６０には、車両１０が備える各種センサ(例えば各種回転速度センサ７０，７２，７４，７６、アクセル開度センサ７８など)による検出信号に基づく各種実際値(例えばエンジン回転速度Ｎe、タービン回転速度Ｎt、入力軸回転速度Ｎin、車速Ｖに対応する出力軸回転速度Ｎout、アクセル開度θaccなど)が、それぞれ供給される。又、電子制御装置６０からは、車両１０に設けられた各装置(例えばエンジン１２、油圧制御回路５０など)に各種出力信号(例えばエンジン１２の出力制御の為のエンジン出力制御指令信号Ｓe、無段変速機２６の変速等に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓcvt、前進用クラッチＣ１や後進用ブレーキＢ１の係合作動に関する油圧制御の為の油圧制御指令信号Ｓcltなど)が供給される。

図２は、無段変速機２６のうちでプライマリプーリ３６を拡大して示す断面図である。図２において、プライマリプーリ３６は、軸受け８０，８２を介してケース１７(図２では不図示)に軸心Ｃ１回りの回転可能に支持されている。プライマリプーリ３６の油圧アクチュエータ３６ｃは、ダブルピストン構造を採用しており、油圧シリンダ８４を備えて、その油圧シリンダ８４内に直列した２つの油室８６，８８を有している。この油室８６，８８に供給されるプライマリ圧Ｐinによって発生するプライマリ推力Ｗinによって、可動シーブ３６ｂが固定シーブ３６ａ側へ押圧される(二点鎖線参照)。プライマリプーリ３６の油圧シリンダ８４は、固定部材としてのナット９０によって入力軸２４の軸心Ｃ方向の移動不能に固定されている。その為、図２の実線に示すように、可動シーブ３６ｂは軸心Ｃ１方向においてナット９０側の方向への移動がそのナット９０によって阻止された状態とされ、この状態で、プライマリプーリ３６のＶ溝幅が最大とされる。この状態とする為には、油圧アクチュエータ３６ｃへはプライマリ圧Ｐinを付与する必要がなく、ベルト滑りを防止する為のセカンダリ圧Ｐoutがセカンダリプーリ３８の油圧アクチュエータ３８ｃへ供給されれば良い。従って、無段変速機２６は、ベルト滑りを防止する為のセカンダリ圧Ｐoutが付与され、且つプライマリ圧Ｐinが付与されないことでプライマリプーリ３６の可動シーブ３６ｂのナット９０側への移動がそのナット９０によって阻止された状態では、無段変速機２６の変速比γが最大変速比γmaxとされる。

図１に戻り、電子制御装置６０はエンジン出力制御手段すなわちエンジン出力制御部６２、変速制御手段すなわち変速制御部６４を備えている。

エンジン出力制御部６２は、アクセル開度θaccに応じた駆動力(駆動トルク)を得る為の目標エンジントルクＴetgtを設定し、その目標エンジントルクＴetgtが得られるように、スロットル信号や噴射信号や点火時期信号などのエンジン出力制御指令信号Ｓeをそれぞれスロットルアクチュエータや燃料噴射装置や点火装置へ出力する。

変速制御部６４は、無段変速機２６のベルト滑りが発生しないようにしつつ無段変速機２６の目標変速比γtgtを達成するように、アクセル開度Ａcc及び車速Ｖなどに基づいて、プライマリ圧Ｐinの目標値(以下、目標プライマリ圧Ｐintgtという)と、セカンダリ圧Ｐoutの目標値(以下、目標セカンダリ圧Ｐouttgt)とを決定し、目標プライマリ圧Ｐintgtと目標セカンダリ圧Ｐouttgtとに各々対応する油圧制御指令信号Ｓcvtを油圧制御回路５０へ出力する。

具体的には、変速制御部６４は、予め実験的に或いは設計的に求められて記憶された(すなわち予め定められた)関係(例えば変速マップ)に車速Ｖ及びアクセル開度Ａccを適用することで目標入力軸回転速度Ｎintgtを設定する。変速制御部６４は、その目標入力軸回転速度Ｎintgtに基づいて目標変速比γtgt(＝Ｎintgt／Ｎout)を算出する。又、変速制御部６４は、予め定められた関係(例えばベルト挟圧マップ)に変速比γ及び無段変速機１８の入力トルクＴinを適用することで目標セカンダリ圧Ｐouttgtを設定する。変速制御部６４は、目標セカンダリ圧Ｐouttgtに基づいて目標セカンダリ推力Ｗouttgt(＝Ｐouttgt×受圧面積)を算出する。変速制御部６４は、目標変速比γtgtと目標変速比γtgtを実現する為の推力比τ(＝Ｗout／Ｗin)との予め定められた関係(推力比マップ)に目標変速比γtgtを適用することで推力比τを算出する。変速制御部６４は、その算出した推力比τと目標セカンダリ推力Ｗouttgtとに基づいて目標プライマリ推力Ｗintgt(＝Ｗouttgt／τ)を算出する。変速制御部６４は、目標プライマリ推力Ｗintgtに基づいて目標プライマリ圧Ｐintgt(＝Ｗintgt／受圧面積)を算出する。変速制御部６４は、例えばフィードフォワード制御により、目標プライマリ圧Ｐintgtが得られるプライマリ指示油圧Ｐins及び目標セカンダリ圧Ｐouttgtが得られるセカンダリ指示油圧Ｐoutsを決定し、プライマリ指示油圧Ｐins及びセカンダリ指示油圧Ｐoutsを油圧制御指令信号Ｓcvtとして油圧制御回路５０へ出力する。油圧制御回路５０は、その油圧制御指令信号Ｓcvtに従って、プライマリ圧Ｐin及びセカンダリ圧Ｐoutを調圧する。このプライマリ指示油圧Ｐinsは、変速比γが目標変速比γtgtと一致するようにフィードバック制御により補正されても良い。又、このセカンダリ指示油圧Ｐoutsは、セカンダリ圧センサによるセカンダリ圧Ｐoutの検出値が目標セカンダリ圧Ｐouttgtと一致するようにフィードバック制御により補正されても良い。

ここで、図２を参照して、プライマリプーリ３６におけるナット９０の耐久性について説明する。無段変速機２６の変速比γが最大変速比γmaxのときには、可動シーブ３６ｂがナット９０側の方向への移動がそのナット９０によって阻止された状態である為、可動シーブ３６ｂや油圧シリンダ８４を介して伝動ベルト４０の反力(以下、ベルト反力という；図中の矢印Ａ参照)がナット９０へ入力される。これに伴って、ナット９０には、歪み(応力)が発生する。ナット９０には、元々、ナット締結に伴う初期軸力(図中の矢印Ｂ参照)が入力されている。ベルト反力は、無段変速機１８の入力トルクＴinに応じたベルト挟圧力が大きい程大きくされる。無段変速機２６のベルト挟圧力が大きくなれば、上記初期軸力を超えるベルト反力がナット９０へ入力される。又、ベルト反力は、伝動ベルト４０の掛かり側の方が掛かってない側の方よりも大きい。その為、図３に示すように、ベルト反力の入力に伴うナット９０の歪みは、一定値とならず、平均歪みを挟んで変動する為、この変動がナット９０の歪み振幅となって現れる。このナット９０の歪み振幅が大きい程、ナット９０の負荷が増大すると考えられる。このようなことから、無段変速機２６の変速比γが最大変速比γmaxのときは、ナット９０の耐久性上、好ましい走行状態ではない。

ナット９０の平均歪みを低減すれば、ナット９０の耐久性が向上すると考えられる。図４に示すように、ナット９０の平均歪みは、セカンダリ圧Ｐoutが大きい程大きくされ、プライマリ圧Ｐinが大きい程、緩やかではあるが大きくされる。その為、ナット９０の平均歪みを低減することは、無段変速機２６のベルト挟圧力を下げることに繋がり、ベルト滑りを防止し難くなる可能性がある。

一方で、ナット９０の歪み振幅を抑えることでも、ナット９０の耐久性が向上すると考えられる。図５に示すように、ナット９０の歪み振幅は、セカンダリ圧Ｐoutが大きい程大きくされるが、プライマリ圧Ｐinが大きくされると小さくされる。プライマリ圧Ｐinが大きくされると、ナット９０の平均歪みは大きくされるが、平均歪みの上昇は緩やかであり、平均歪みの上昇によるナット９０の負荷増大よりも、ナット９０の歪み振幅が急減することによるナット９０の負荷低減効果の方が大きい。

ところで、前述したように、無段変速機２６の変速比γを最大変速比γmaxとするときには、プライマリ圧Ｐinを供給する必要がない。見方を換えれば、プライマリ圧Ｐinを供給することで、無段変速機２６の変速比γを最大変速比γmaxに維持できなくなる可能性がある。目標変速比γtgtを実現する為の推力比τ(＝Ｗout／Ｗin)は予め定められており、推力比τが大きくされる程、変速比γが大きくされる(すなわち無段変速機２６はダウンシフトされる)。つまり、最大変速比γmaxを維持できる最小の推力比τの値がある。プライマリ圧Ｐinを供給すれば推力比τは小さくされるが、最小の推力比τ以上の値であれば最大変速比γmaxを維持できる。従って、最大変速比γmaxを維持できる範囲でプライマリ圧Ｐinを供給して、ナット９０の歪み振幅を低減する。図５から分かるように、セカンダリ圧Ｐoutが大きい程、プライマリ圧Ｐinを大きくしなければ、ナット９０の歪み振幅を低減することはできない。セカンダリ圧Ｐoutのプライマリ圧Ｐinに対する比(以下、プーリ油圧比Ｐr(＝Ｐout／Ｐin)という)の値を所定値以下として、ナット９０の歪み振幅を低減する。この所定値は、例えばナット９０の負荷の改善効果が十分に得られる為の予め定められたプーリ油圧比Ｐrの上限値である。

変速制御部６４は、無段変速機２６の変速比γを最大変速比γmaxとして走行するときには、最大変速比γmaxを維持できる範囲で、プーリ油圧比Ｐrの値が前記所定値以下となるように、プライマリ圧Ｐinを付与する。つまり、変速制御部６４は、最大変速比γmaxでの走行中には、プーリ油圧比Ｐrの値を、最大変速比γmaxを維持できる最小の推力比τの値となるプーリ油圧比Ｐrの値以上、且つ、前記所定値以下とするように、プライマリ圧Ｐinを付与する油圧制御指令信号Ｓcvtを油圧制御回路５０へ出力する。

図６は、電子制御装置６０の制御作動の要部すなわち無段変速機２６の変速比γを最大変速比γmaxとして走行する際に、プライマリプーリ３６の可動シーブ３６ｂの移動を阻止するナット９０の耐久性を向上する為の制御作動を説明するフローチャートであり、例えば車両１０の走行中に繰り返し実行される。

図６において、先ず、変速制御部６４の機能に対応するステップ(以下、ステップを省略する)Ｓ１０において、無段変速機２６の変速比γが最大変速比γmaxであるか否かが判断される。或いは、無段変速機２６の目標変速比γtgtが最大変速比γmaxであるか否かが判断されても良い。このＳ１０の判断が否定される場合は、本ルーチンが終了させられる。このＳ１０の判断が肯定される場合は変速制御部６４の機能に対応するＳ２０において、最大変速比γmaxを維持できる範囲でプーリ油圧比Ｐrの値が前記所定値以下となるようにプライマリ圧Ｐinが付与される。

上述のように、本実施例によれば、無段変速機２６の変速比γを最大変速比γmaxとして走行するときには、最大変速比γmaxが維持され得る範囲で、プーリ油圧比Ｐrの値が前記所定値以下となるように、プライマリ圧Ｐinが付与されるので、プライマリプーリ３６の可動シーブ３６ｂをナット９０側とは反対側へ移動させる為の推力が可動シーブ３６ｂに作用させられる。その為、ナット９０へ入力されるベルト反力が抑制され、ナット９０の応力が低下する。又、プライマリ圧Ｐinによるダンピング効果よって、ナット９０へ入力されるベルト反力の変動が緩和され、ナット９０の応力の変動も緩和される。よって、無段変速機２６の変速比γを最大変速比γmaxとして走行する際に、プライマリプーリ３６の可動シーブ３６ｂの移動を阻止するナット９０の耐久性を向上することができる。

また、本実施例によれば、ベルト反力が抑制されたり、又、プライマリ圧Ｐinによるダンピング効果よって、プライマリプーリ３６の油圧アクチュエータ３６ｃにおけるピストンの摩耗や座屈を低減することができる。ナット９０の応力が低下したり、又、ナット９０の応力の変動が緩和されることで、ナット９０の負荷が緩和され、ナット９０を含むねじ部分の耐久性が向上される。これにより、ねじ部分の構造を簡易化でき、その構造の自由度が増す。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

例えば、前述の実施例では、プライマリプーリ３６の油圧アクチュエータ３６ｃは、ダブルピストン構造を採用して、油圧シリンダ８４内に直列した２つの油室８６，８８を有していたが、この態様に限らない。図７は、プライマリプーリ３６を拡大して示す断面図であって、図２とは別の実施態様を示す図である。図７において、プライマリプーリ３６の油圧アクチュエータ３６ｃは、油圧シリンダ９２を備えて、その油圧シリンダ９２内に１つの油室９４を有している。この油室９４に供給されるプライマリ圧Ｐinによって発生するプライマリ推力Ｗinによって、可動シーブ３６ｂが固定シーブ３６ａ側へ押圧される。又、油圧シリンダ９２は、ナット９０に当接する状態で、そのナット９０によって入力軸２４の軸心Ｃ方向の移動不能に固定されている。又、可動シーブ３６ｂは、油圧シリンダ９２に当接する状態で、軸心Ｃ１方向においてナット９０側の方向への移動がそのナット９０によって阻止され、プライマリプーリ３６のＶ溝幅が最大とされる。図７に示すような構造のプライマリプーリ３６であっても、本発明を適用することができる。

また、前述の実施例では、無段変速機２６の変速比γを最大変速比γmaxとして走行するときにプライマリ圧Ｐinを付与したが、この態様に限らない。例えば、最大変速比γmaxでの走行中であって、ナット９０の耐久性上好ましくない走行状態となる無段変速機１８の入力トルクＴinが付与されるような、アクセルオンの駆動走行時には、プライマリ圧Ｐinを付与し、最大変速比γmaxでの走行中であっても、アクセルオフの惰性走行時(換言すれば、被駆動走行時)には、プライマリ圧Ｐinを付与しないという実施態様であっても良い。

また、前述の実施例において、最大変速比γmaxを維持する範囲は、プライマリプーリ３６の可動シーブ３６ｂがピストンに当接したままの状態(或いは可動シーブ３６ｂが油圧シリンダ９２に当接したままの状態)であるが、この態様に限らない。例えば、最大変速比γmaxを維持する範囲は、略最大変速比γmaxを維持する範囲でも良く、可動シーブ３６ｂがピストンと僅かに離間した状態(或いは可動シーブ３６ｂが油圧シリンダ９２と僅かに離間した状態)を含んでも良い。僅かに離間させる場合には、ナット９０の応力が一層低下するし、又、ナット９０の応力の変動も一層緩和される。最大変速比γmaxでの走行時は、車両１０の発進時、加速時等がある。又、入力軸と出力軸との間に、無段変速機を介した動力伝達経路Ａと、動力伝達経路Ａとは別のギヤ機構を介した動力伝達経路Ｂとを有している動力伝達装置であって、動力伝達経路Ｂでは最大変速比γmaxよりも大きな変速比が形成される場合、動力伝達経路Ｂを用いた走行から動力伝達経路Ａを用いた走行へ切り替える走行中には、無段変速機２６の変速比γを最大変速比γmaxとして走行する。

また、前述の実施例では、前記駆動力源として、エンジン１２を例示したが、この態様に限らない。例えば、前記駆動力源は、内燃機関等のエンジンが用いられるが、電動機等の他の原動機を単独で或いはエンジン１２と組み合わせて採用することもできる。又、エンジン１２の動力は、トルクコンバータ１８を介して、無段変速機２６へ伝達されたが、この態様に限らない。例えば、トルクコンバータ１８に替えて、トルク増幅作用のない流体継手(フルードカップリング)などの他の流体式伝動装置が用いられても良い。或いは、この流体式伝動装置は必ずしも設けられなくても良い。又、無段変速機２６の伝達要素として、伝動ベルト４０を例示したが、この態様に限らない。例えば、伝達要素は、伝動チェーンであっても良い。この場合、無段変速機はチェーン式無段変速機となるが、広義には、ベルト式無段変速機の概念にチェーン式無段変速機を含んでも良い。

尚、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１２：エンジン(駆動力源)
１４：駆動輪
１６：動力伝達装置
２４：入力軸
２６：無段変速機
２８：出力軸
３６：プライマリプーリ
３６ｂ：可動シーブ
３８：セカンダリプーリ
４０：伝動ベルト(伝達要素)
５０：油圧制御回路
６０：電子制御装置(制御装置)
６４：変速制御部
８４，９２：油圧シリンダ
９０：ナット(固定部材)

Claims (1)

1. 入力軸に設けられたプライマリプーリと出力軸に設けられたセカンダリプーリと前記各プーリに巻き掛けられた伝達要素とを有して駆動力源の動力を駆動輪側へ伝達する無段変速機と、前記各プーリへ各プーリ油圧を供給する油圧制御回路とを備え、前記プライマリプーリの油圧シリンダは固定部材によって前記入力軸の軸心方向の移動不能に固定されており、前記伝達要素の滑りを防止する為のセカンダリプーリ油圧が付与され、且つプライマリプーリ油圧が付与されないことで前記プライマリプーリの可動シーブの前記固定部材側への移動が前記固定部材によって阻止された状態では、前記無段変速機の変速比が最大変速比とされる動力伝達装置の、制御装置であって、
   前記無段変速機の変速比を前記最大変速比として走行するときには、前記最大変速比を維持できる範囲で、前記セカンダリプーリ油圧の前記プライマリプーリ油圧に対する比の値が所定値以下となるように、前記プライマリプーリ油圧を付与する変速制御部を含むものであり、
   前記所定値は、前記固定部材へ入力される前記伝達要素の反力に伴う前記固定部材の応力の変動を抑制する為の予め定められた前記比の値の上限値であることを特徴とする動力伝達装置の制御装置。

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