JP6696734B2

JP6696734B2 - Continuously variable transmission

Info

Publication number: JP6696734B2
Application number: JP2015108416A
Authority: JP
Inventors: 勝政今井; 遥瓦田
Original assignee: Daihatsu Motor Co Ltd
Current assignee: Daihatsu Motor Co Ltd
Priority date: 2015-05-28
Filing date: 2015-05-28
Publication date: 2020-05-20
Anticipated expiration: 2035-05-28
Also published as: JP2016223486A

Description

本発明は、無段変速機に関する。 The present invention relates to a continuously variable transmission.

車両に搭載される変速機として、ＣＶＴ（Continuously Variable Transmission：無段変速機）が広く知られている。 A CVT (Continuously Variable Transmission) is widely known as a transmission mounted on a vehicle.

ＣＶＴは、入力側のプライマリプーリと出力側のセカンダリプーリとに無端状のベルトが巻き掛けられた構成を有している。エンジンなどの駆動源からのトルクがプライマリプーリに入力されると、プライマリプーリとベルトとの間の摩擦力により、プライマリプーリからベルトにトルクが伝達され、セカンダリプーリとベルトとの間の摩擦力により、ベルトからセカンダリプーリにトルクが伝達される。 The CVT has a configuration in which an endless belt is wound around a primary pulley on the input side and a secondary pulley on the output side. When torque from a drive source such as an engine is input to the primary pulley, the frictional force between the primary pulley and the belt transfers the torque from the primary pulley to the belt, and the frictional force between the secondary pulley and the belt causes , Torque is transmitted from the belt to the secondary pulley.

プライマリプーリおよびセカンダリプーリは、いずれも、固定シーブと、固定シーブにベルトを挟んで対向配置され、その対向方向に移動可能に設けられた可動シーブと、可動シーブに対して固定シーブと反対側に設けられ、可動シーブとの間にピストン室（油室）を形成するピストンとを備えている。 The primary pulley and the secondary pulley are both fixed sheaves, movable sheaves that are arranged to face each other with the belt sandwiched between the fixed sheaves, and movable sheaves that are movably provided in the facing direction. A piston that is provided and forms a piston chamber (oil chamber) between the movable sheave and the movable sheave.

ＣＶＴでは、プライマリプーリのピストン室に供給される油の流量制御により、プライマリプーリの固定シーブと可動シーブとの間隔が変更される。これに伴い、プライマリプーリに対するベルトの巻きかけ径が変化するとともに、セカンダリプーリの固定シーブと可動シーブとの間隔が変化し、セカンダリプーリに対するベルトの巻きかけ径が変化する。これにより、変速比（プーリ比）が無段階で連続的に変化する。また、ベルトは、各プーリの固定シーブおよび可動シーブ間において、各プーリのピストン室に供給される油圧に応じた推力で挟圧される。各プーリの推力には、各プーリとベルトとの間で滑りが生じない大きさが必要とされ、その必要な推力が得られるよう、各プーリのピストン室に供給される油圧が制御される。 In the CVT, the distance between the fixed sheave and the movable sheave of the primary pulley is changed by controlling the flow rate of oil supplied to the piston chamber of the primary pulley. Along with this, the winding diameter of the belt around the primary pulley changes, the distance between the fixed sheave and the movable sheave of the secondary pulley changes, and the winding diameter of the belt around the secondary pulley changes. As a result, the gear ratio (pulley ratio) continuously changes continuously. Further, the belt is clamped between the fixed sheave and the movable sheave of each pulley by a thrust force corresponding to the hydraulic pressure supplied to the piston chamber of each pulley. The thrust of each pulley is required to have a magnitude that does not cause slippage between each pulley and the belt, and the hydraulic pressure supplied to the piston chamber of each pulley is controlled so that the required thrust can be obtained.

特開２００４−１７６８９０号公報JP, 2004-176890, A

セカンダリプーリが高速回転すると、セカンダリプーリのピストン室内の作動油に作用する遠心力が大きくなり、可動シーブに大きい遠心油圧が作用するので、必要な推力を得るためにピストン室への供給が必要とされる油圧（制御油圧）を低く設定することができる。しかしながら、油圧回路からピストン室に供給される油圧には下限があり、制御油圧がその下限圧（最低油圧）を下回る領域では、セカンダリプーリからベルトに加えられる推力が必然的に過大（過推力）になる。推力が過大になると、ベルトやセカンダリプーリ（または軸）を支持するベアリングなどでエネルギー損失が増大し、そのエネルギー損失の増大により、トルクの伝達効率が低下する。 When the secondary pulley rotates at high speed, the centrifugal force acting on the hydraulic oil in the piston chamber of the secondary pulley increases, and the large centrifugal hydraulic pressure acts on the movable sheave.Therefore, it is necessary to supply the piston chamber with the required thrust. The hydraulic pressure (control hydraulic pressure) to be set can be set low. However, the hydraulic pressure supplied from the hydraulic circuit to the piston chamber has a lower limit, and in the region where the control hydraulic pressure is below the lower limit pressure (minimum hydraulic pressure), the thrust applied to the belt from the secondary pulley is inevitably excessive (excessive thrust). become. If the thrust becomes excessive, energy loss increases in the bearings that support the belt and the secondary pulley (or shaft), and due to the increase in energy loss, the torque transmission efficiency decreases.

そのため、一般的なＣＶＴでは、セカンダリプーリのピストンに対してピストン室と反対側に、可動シーブと一体化されたキャンセラが設けられ、キャンセラとピストンとの間に形成されるキャンセラ室に油が供給される。これにより、セカンダリプーリの回転時に、キャンセラ室内に遠心油圧が発生し、そのキャンセラ室内の遠心油圧により、ピストン室内に発生する遠心油圧をキャンセル（相殺）することができる。そして、セカンダリプーリの高速回転時には、ピストン室内に発生する遠心油圧がキャンセルされることにより、セカンダリプーリからベルトに過推力が加わることを抑制できる。 Therefore, in a general CVT, a canceller integrated with the movable sheave is provided on the opposite side of the piston of the secondary pulley from the piston chamber, and oil is supplied to the canceller chamber formed between the canceller and the piston. To be done. Thereby, when the secondary pulley rotates, centrifugal oil pressure is generated in the canceller chamber, and the centrifugal oil pressure generated in the canceller chamber can cancel (cancel) the centrifugal oil pressure generated in the piston chamber. Then, when the secondary pulley rotates at high speed, the centrifugal hydraulic pressure generated in the piston chamber is canceled, so that it is possible to suppress the application of an excessive thrust force from the secondary pulley to the belt.

しかしながら、キャンセラ（キャンセラ室）が設けられていると、ピストン室内に発生する遠心油圧が常にキャンセルされるので、キャンセラが設けられていない構成と比較して、ピストン室の必要油圧を高く設定する必要がある。その結果、油圧を発生させるオイルポンプの駆動トルクが増大する。 However, if a canceller (canceller chamber) is provided, the centrifugal hydraulic pressure generated in the piston chamber is always canceled, so it is necessary to set the required hydraulic pressure in the piston chamber higher than in the configuration without a canceller. There is. As a result, the drive torque of the oil pump that generates the hydraulic pressure increases.

本発明の目的は、ベルトに加わる推力が過大（過推力）になることを抑制できながら、ピストン室に供給される油圧を低く抑えることができる、無段変速機を提供することである。 An object of the present invention is to provide a continuously variable transmission capable of suppressing the hydraulic force supplied to the piston chamber to be low while suppressing the thrust applied to the belt from becoming excessive (excessive thrust).

前記の目的を達成するため、本発明に係る無段変速機は、プライマリプーリとセカンダリプーリとに無端状のベルトが巻き掛けられた構成を有する無段変速機であって、セカンダリプーリは、セカンダリ軸に固定された固定シーブと、固定シーブにベルトを挟んで対向配置され、セカンダリ軸にその軸線方向に移動可能に支持された可動シーブと、セカンダリ軸に対して固定され、可動シーブとの間に油圧が供給されるピストン室を形成するピストンと、可動シーブとピストンとを互いに離間する方向に付勢するバイアススプリングと、ピストンに対してピストン室と反対側に、可動シーブと一体的に設けられ、ピストンとの間にキャンセラ室を形成するキャンセラとを備えており、ベルトの伝達トルク容量に応じた必要推力からバイアススプリングの付勢力により可動シーブからベルトに加わるスプリング推力を差し引いた値がピストン室に供給される最低油圧により可動シーブからベルトに加わる最低油圧推力よりも大きいときには、キャンセラ室に油が供給されず、必要推力からスプリング推力を差し引いた値が最低油圧推力以下であるときには、キャンセラ室に油が供給されるように、キャンセラ室への油の供給およびその停止を切り替える切替手段と、必要推力からスプリング推力を差し引いた値が最低油圧推力よりも大きいときには、必要推力からスプリング推力およびピストン室内に発生する遠心油圧により可動シーブからベルトに加わる遠心油圧推力を差し引いた値を制御油圧推力とし、必要推力からスプリング推力を差し引いた値が最低油圧推力以下であるときには、必要推力からスプリング推力を差し引いた値を制御油圧推力として、制御油圧推力に基づいて、ピストン室に供給される油圧を制御する油圧制御手段とを含む。 In order to achieve the above object, a continuously variable transmission according to the present invention is a continuously variable transmission having a configuration in which an endless belt is wound around a primary pulley and a secondary pulley, and the secondary pulley is a secondary Between the fixed sheave fixed to the shaft, the movable sheave, which is arranged to face the fixed sheave with the belt interposed therebetween and is supported by the secondary shaft so as to be movable in the axial direction thereof, and the movable sheave fixed to the secondary shaft. A piston that forms a piston chamber to which hydraulic pressure is supplied, a bias spring that urges the movable sheave and the piston in directions away from each other, and a movable sheave that is integrally provided on the opposite side of the piston chamber from the piston chamber. It has a canceller that forms a canceller chamber with the piston.The value obtained by subtracting the spring thrust applied to the belt from the movable sheave by the biasing force of the bias spring from the necessary thrust corresponding to the transfer torque capacity of the belt is the piston. When the minimum hydraulic pressure supplied to the chamber is larger than the minimum hydraulic thrust applied to the belt from the movable sheave, no oil is supplied to the canceller chamber, and when the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is less than the minimum hydraulic thrust, the canceller is Switching means for switching the oil supply to the canceller chamber and stopping it so that the oil is supplied to the chamber, and when the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is larger than the minimum hydraulic thrust, the required thrust and the spring thrust are The value obtained by subtracting the centrifugal hydraulic thrust applied to the belt from the movable sheave by the centrifugal hydraulic pressure generated in the piston chamber is defined as the control hydraulic thrust.If the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is less than the minimum hydraulic thrust, the required thrust And a hydraulic control means for controlling the hydraulic pressure supplied to the piston chamber based on the control hydraulic thrust.

この構成によれば、可動シーブとピストンとの間には、油圧が供給されるピストン室が形成されている。ピストンに対してピストン室と反対側には、キャンセラが可動シーブと一体的に設けられている。キャンセラとピストンとの間には、油が供給されるキャンセラ室が形成されている。 According to this structure, the piston chamber to which the hydraulic pressure is supplied is formed between the movable sheave and the piston. A canceller is provided integrally with the movable sheave on the side opposite to the piston chamber with respect to the piston. A canceller chamber to which oil is supplied is formed between the canceller and the piston.

ベルトの伝達トルク容量に応じた必要推力からバイアススプリングの付勢力により可動シーブからベルトに加わるスプリング推力を差し引いた値がピストン室に供給される最低油圧により可動シーブからベルトに加わる最低油圧推力よりも大きいときには、キャンセラ室に油が供給されない。そのため、必要推力からスプリング推力およびピストン室内に発生する遠心油圧により可動シーブからベルトに加わる遠心油圧推力を差し引いた値が制御油圧推力とされて、その制御油圧推力に基づいて、ピストン室に供給される油圧が制御される。これにより、ピストン室に供給される油圧を低く抑えることができ、油圧を発生させるオイルポンプの駆動トルクの増大を抑制することができる。その結果、無段変速機が搭載された車両の燃費を向上することができる。 The value obtained by subtracting the spring thrust applied to the belt from the movable sheave by the biasing force of the bias spring from the required thrust corresponding to the transfer torque capacity of the belt is lower than the minimum hydraulic thrust applied to the belt from the movable sheave by the minimum hydraulic pressure supplied to the piston chamber. When large, no oil is supplied to the canceller chamber. Therefore, the value obtained by subtracting the centrifugal hydraulic thrust applied to the belt from the movable sheave by the spring thrust and the centrifugal hydraulic pressure generated in the piston chamber from the required thrust is defined as the control hydraulic thrust, and is supplied to the piston chamber based on the control hydraulic thrust. Hydraulic pressure is controlled. As a result, the hydraulic pressure supplied to the piston chamber can be suppressed low, and an increase in the drive torque of the oil pump that generates the hydraulic pressure can be suppressed. As a result, it is possible to improve the fuel efficiency of the vehicle equipped with the continuously variable transmission.

一方、必要推力からスプリング推力を差し引いた値が最低油圧推力以下であるときには、キャンセラ室に油が供給される。このとき、キャンセラ室内に遠心油圧を発生させることができ、ピストン室内に発生する遠心油圧をキャンセラ室内に発生する遠心油圧でキャンセル（相殺）することができる。その結果、可動シーブからベルトに加わる推力が過大になることを抑制できる。 On the other hand, when the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is less than or equal to the minimum hydraulic thrust, oil is supplied to the canceller chamber. At this time, centrifugal oil pressure can be generated in the canceller chamber, and centrifugal oil pressure generated in the piston chamber can be canceled (cancelled) by centrifugal oil pressure generated in the canceller chamber. As a result, it is possible to prevent the thrust applied to the belt from the movable sheave from becoming excessive.

また、キャンセラ室への油の供給が開始される時点で、必要推力からスプリング推力を差し引いた値が最低油圧推力以下であり、ピストン室に発生する遠心油圧分による推力が過推力としてベルトに既に加わっている。しかも、必要推力からスプリング推力を差し引いた値が最低油圧推力以下であるときには、必要推力からスプリング推力を差し引いた値が制御油圧推力とされて、制御油圧推力に基づいて、ピストン室に供給される油圧が制御される。そのため、キャンセラ室内に遠心油圧が発生しても、可動シーブからベルトに加わる推力が不足することを抑制でき、推力不足によるベルトの滑りの発生を抑制することができる。 Also, when the oil supply to the canceller chamber is started, the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is less than the minimum hydraulic thrust, and the thrust due to the centrifugal hydraulic pressure generated in the piston chamber has already been applied to the belt as excessive thrust. I am joining. Moreover, when the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is less than or equal to the minimum hydraulic thrust, the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is used as the control hydraulic thrust, and is supplied to the piston chamber based on the control hydraulic thrust. Hydraulic pressure is controlled. Therefore, even if centrifugal oil pressure is generated in the canceller chamber, it is possible to prevent the thrust applied to the belt from the movable sheave from becoming insufficient, and it is possible to suppress the occurrence of belt slippage due to insufficient thrust.

本発明によれば、必要推力からスプリング推力を差し引いた値が最低油圧推力よりも大きいときには、キャンセラ室内に遠心油圧が発生しないので、ピストン室に供給される油圧を低く抑えることができ、油圧を発生させるオイルポンプの駆動トルクの増大を抑制することができる。一方、必要推力からスプリング推力を差し引いた値が最低油圧推力以下であるときには、キャンセラ室内に遠心油圧を発生させることができ、可動シーブからベルトに加わる推力が過大になることを抑制できる。しかも、キャンセラ室への油の供給が開始される時点で、ピストン室に発生する遠心油圧分による推力が過推力としてベルトに既に加わっているので、キャンセラ室内に遠心油圧が発生しても、ベルトに加わる推力が不足することを抑制でき、推力不足によるベルトの滑りの発生を抑制することができる。 According to the present invention, when the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is larger than the minimum hydraulic thrust, centrifugal hydraulic pressure is not generated in the canceller chamber, so the hydraulic pressure supplied to the piston chamber can be suppressed to a low level, and the hydraulic pressure can be reduced. It is possible to suppress an increase in the generated drive torque of the oil pump. On the other hand, when the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is less than or equal to the minimum hydraulic thrust, centrifugal hydraulic pressure can be generated in the canceller chamber, and excessive thrust applied to the belt by the movable sheave can be suppressed. Moreover, when the oil supply to the canceller chamber is started, the thrust due to the centrifugal oil pressure component generated in the piston chamber is already applied to the belt as an excessive thrust, so even if centrifugal oil pressure is generated in the canceller chamber, the belt Insufficient thrust force can be suppressed, and occurrence of belt slippage due to insufficient thrust force can be suppressed.

本発明の一実施形態に係るＣＶＴ（無段変速機）が搭載された車両の駆動系統の構成を示すスケルトン図である。FIG. 1 is a skeleton diagram showing a configuration of a drive system of a vehicle equipped with a CVT (continuously variable transmission) according to an embodiment of the present invention. セカンダリプーリの構成を示す断面図であり、変速比が最大変速比であるときの状態を示す。It is a sectional view showing composition of a secondary pulley, and shows a state when a gear ratio is a maximum gear ratio. セカンダリプーリの構成を示す断面図であり、変速比が変速比所定値であるときの状態を示す。It is a sectional view showing composition of a secondary pulley, and shows a state when a gear ratio is a gear ratio predetermined value. セカンダリプーリの構成を示す断面図であり、変速比が最小変速比であるときの状態を示す。It is a sectional view showing composition of a secondary pulley, and shows a state when a gear ratio is a minimum gear ratio. 変速比所定値および制御油圧の設定手法について説明するためのグラフである。6 is a graph for explaining a method of setting a predetermined gear ratio and control hydraulic pressure.

以下では、本発明の実施の形態について、添付図面を参照しつつ詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.

＜駆動系統の構成＞ <Drive system configuration>

図１は、本発明の一実施形態に係るＣＶＴ（無段変速機）４が搭載された車両１の駆動系統の構成を示すスケルトン図である。 FIG. 1 is a skeleton diagram showing a configuration of a drive system of a vehicle 1 equipped with a CVT (continuously variable transmission) 4 according to an embodiment of the present invention.

車両１は、エンジン（Ｅ／Ｇ）２を動力源とする自動車である。車両１には、トルクコンバータ３およびＣＶＴ４が搭載されている。 The vehicle 1 is an automobile that uses an engine (E / G) 2 as a power source. A torque converter 3 and a CVT 4 are mounted on the vehicle 1.

エンジン２は、Ｅ／Ｇ出力軸２１を備えている。Ｅ／Ｇ出力軸２１は、エンジン２が発生する動力により回転される。 The engine 2 includes an E / G output shaft 21. The E / G output shaft 21 is rotated by the power generated by the engine 2.

トルクコンバータ３は、ポンプインペラ３１、タービンランナ３２およびロックアップクラッチ３３を備えている。ポンプインペラ３１およびタービンランナ３２は、Ｅ／Ｇ出力軸２１と同一の回転軸線を中心に回転可能に設けられている。ロックアップクラッチ３３は、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２とを直結／分離するために設けられている。ロックアップクラッチ３３が係合されると、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２とが直結され、ロックアップクラッチ３３が解放されると、ポンプインペラ３１とタービンランナ３２とが分離される。 The torque converter 3 includes a pump impeller 31, a turbine runner 32, and a lockup clutch 33. The pump impeller 31 and the turbine runner 32 are rotatably provided around the same rotation axis as the E / G output shaft 21. The lockup clutch 33 is provided to directly connect / separate the pump impeller 31 and the turbine runner 32. When the lockup clutch 33 is engaged, the pump impeller 31 and the turbine runner 32 are directly connected, and when the lockup clutch 33 is released, the pump impeller 31 and the turbine runner 32 are separated.

ポンプインペラ３１には、Ｅ／Ｇ出力軸２１が相対回転不能に連結されている。ロックアップクラッチ３３が解放された状態において、Ｅ／Ｇ出力軸２１が回転されると、ポンプインペラ３１が回転する。ポンプインペラ３１が回転すると、ポンプインペラ３１からタービンランナ３２に向かう油の流れが生じる。この油の流れがタービンランナ３２で受けられて、タービンランナ３２が回転する。このとき、トルクコンバータ３の増幅作用が生じ、タービンランナ３２には、Ｅ／Ｇ出力軸２１のトルクよりも大きなトルクが発生する。 The E / G output shaft 21 is connected to the pump impeller 31 so as not to rotate relatively. When the E / G output shaft 21 is rotated while the lockup clutch 33 is released, the pump impeller 31 rotates. When the pump impeller 31 rotates, a flow of oil from the pump impeller 31 toward the turbine runner 32 occurs. This oil flow is received by the turbine runner 32, and the turbine runner 32 rotates. At this time, the amplifying action of the torque converter 3 occurs, and the turbine runner 32 generates a torque larger than that of the E / G output shaft 21.

ロックアップクラッチ３３が係合された状態では、Ｅ／Ｇ出力軸２１が回転されると、Ｅ／Ｇ出力軸２１、ポンプインペラ３１およびタービンランナ３２が一体となって回転する。 When the E / G output shaft 21 is rotated while the lockup clutch 33 is engaged, the E / G output shaft 21, the pump impeller 31, and the turbine runner 32 rotate integrally.

トルクコンバータ３とＣＶＴ４との間には、オイルポンプ５が設けられている。オイルポンプ５のポンプ軸は、ポンプインペラ３１と回転軸線が一致するように配置され、ポンプインペラ３１に相対回転不能に連結されている。これにより、エンジン２の動力によりポンプインペラ３１が回転されると、オイルポンプ５のポンプ軸が回転し、オイルポンプ５から油が吐出される。 An oil pump 5 is provided between the torque converter 3 and the CVT 4. The pump shaft of the oil pump 5 is arranged so that its rotation axis line coincides with that of the pump impeller 31, and is connected to the pump impeller 31 such that it cannot rotate relatively. As a result, when the pump impeller 31 is rotated by the power of the engine 2, the pump shaft of the oil pump 5 is rotated and oil is discharged from the oil pump 5.

ＣＶＴ４は、インプット軸４１、アウトプット軸４２、ベルト伝達機構４３および前後進切替機構４４を備えている。 The CVT 4 includes an input shaft 41, an output shaft 42, a belt transmission mechanism 43, and a forward / reverse switching mechanism 44.

インプット軸４１は、トルクコンバータ３のタービンランナ３２と回転軸線が一致するように配置され、タービンランナ３２に相対回転不能に連結されている。 The input shaft 41 is arranged so that the rotation axis of the input shaft 41 matches the turbine runner 32 of the torque converter 3, and is connected to the turbine runner 32 in a relatively non-rotatable manner.

アウトプット軸４２は、インプット軸４１と平行に配置されている。アウトプット軸４２には、出力ギヤ４５が相対回転不能に支持されている。 The output shaft 42 is arranged parallel to the input shaft 41. An output gear 45 is supported on the output shaft 42 so as not to rotate relative to it.

ベルト伝達機構４３には、プライマリ軸５１およびセカンダリ軸５２が含まれる。プライマリ軸５１およびセカンダリ軸５２は、それぞれインプット軸４１およびアウトプット軸４２と同一軸線上であって、それらの軸線方向と直交する方向に少なくとも部分的に重なり合うように配置されている。 The belt transmission mechanism 43 includes a primary shaft 51 and a secondary shaft 52. The primary shaft 51 and the secondary shaft 52 are arranged on the same axis as the input shaft 41 and the output shaft 42, respectively, and at least partially overlap with each other in a direction orthogonal to the axial direction thereof.

そして、ベルト伝達機構４３は、プライマリ軸５１に支持されたプライマリプーリ５３とセカンダリ軸５２に支持されたセカンダリプーリ５４とに、無端状のベルト５５が巻き掛けられた構成を有している。 The belt transmission mechanism 43 has a structure in which an endless belt 55 is wound around a primary pulley 53 supported by the primary shaft 51 and a secondary pulley 54 supported by the secondary shaft 52.

プライマリプーリ５３は、プライマリ軸５１に固定された固定シーブ６１と、固定シーブ６１にベルト５５を挟んで対向配置され、プライマリ軸５１にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ６２とを備えている。可動シーブ６２に対して固定シーブ６１と反対側には、プライマリ軸５１に固定されたピストン６３が設けられ、可動シーブ６２とピストン６３との間に、ピストン室（油室）６４が形成されている。ピストン室６４に供給される油の流量が制御されることにより、変速比が連続的かつ無段階に変更される。 The primary pulley 53 is arranged to face a fixed sheave 61 fixed to the primary shaft 51 and a fixed sheave 61 with a belt 55 sandwiched therebetween, and a movable sheave supported by the primary shaft 51 so as to be movable in the axial direction thereof and non-rotatable. And 62. A piston 63 fixed to the primary shaft 51 is provided on the side opposite to the fixed sheave 61 with respect to the movable sheave 62, and a piston chamber (oil chamber) 64 is formed between the movable sheave 62 and the piston 63. There is. By controlling the flow rate of oil supplied to the piston chamber 64, the gear ratio is continuously and continuously changed.

セカンダリプーリ５４は、セカンダリ軸５２に対して固定された固定シーブ６５と、固定シーブ６５にベルト５５を挟んで対向配置され、セカンダリ軸５２にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ６６とを備えている。可動シーブ６６に対して固定シーブ６１と反対側には、セカンダリ軸５２に固定されたピストン６７が設けられ、可動シーブ６６とピストン６７との間に、ピストン室（油室）６８が形成されている。ピストン室６８に供給される油圧（セカンダリ圧）が制御されることにより、ベルト５５がピストン室６８に供給される油圧に応じた推力で挟圧される。 The secondary pulley 54 is disposed so as to face the fixed sheave 65 fixed to the secondary shaft 52, and the fixed sheave 65 with the belt 55 sandwiched therebetween, and is supported by the secondary shaft 52 so as to be movable in the axial direction and non-rotatable. And a movable sheave 66. A piston 67 fixed to the secondary shaft 52 is provided on the side opposite to the fixed sheave 61 with respect to the movable sheave 66, and a piston chamber (oil chamber) 68 is formed between the movable sheave 66 and the piston 67. There is. By controlling the hydraulic pressure (secondary pressure) supplied to the piston chamber 68, the belt 55 is pinched by the thrust force corresponding to the hydraulic pressure supplied to the piston chamber 68.

変速比が下げられるときには、プライマリプーリ５３のピストン室６４に供給される油の流量が上げられる。これにより、プライマリプーリ５３の可動シーブ６２が固定シーブ６１側に移動し、固定シーブ６１と可動シーブ６２との間隔（溝幅）が小さくなる。これに伴い、プライマリプーリ５３に対するベルト５５の巻きかけ径が大きくなり、セカンダリプーリ５４の固定シーブ６５と可動シーブ６６との間隔（溝幅）が大きくなる。その結果、プライマリプーリ５３とセカンダリプーリ５４とのプーリ比が小さくなり、変速比が下がる。 When the gear ratio is reduced, the flow rate of oil supplied to the piston chamber 64 of the primary pulley 53 is increased. As a result, the movable sheave 62 of the primary pulley 53 moves to the fixed sheave 61 side, and the gap (groove width) between the fixed sheave 61 and the movable sheave 62 becomes smaller. Along with this, the winding diameter of the belt 55 around the primary pulley 53 increases, and the gap (groove width) between the fixed sheave 65 and the movable sheave 66 of the secondary pulley 54 increases. As a result, the pulley ratio between the primary pulley 53 and the secondary pulley 54 becomes small, and the gear ratio decreases.

変速比が上げられるときには、プライマリプーリ５３のピストン室６４に供給される油の流量が下げられる。これにより、ベルト５５に対するセカンダリプーリ５４の推力がベルト５５に対するプライマリプーリ５３の推力よりも大きくなり、セカンダリプーリ５４の固定シーブ６５と可動シーブ６６との間隔が小さくなるとともに、固定シーブ６１と可動シーブ６２との間隔が大きくなる。その結果、プライマリプーリ５３とセカンダリプーリ５４とのプーリ比が大きくなり、変速比が上がる。 When the gear ratio is increased, the flow rate of oil supplied to the piston chamber 64 of the primary pulley 53 is decreased. As a result, the thrust of the secondary pulley 54 with respect to the belt 55 becomes larger than the thrust of the primary pulley 53 with respect to the belt 55, the distance between the fixed sheave 65 and the movable sheave 66 of the secondary pulley 54 becomes smaller, and the fixed sheave 61 and the movable sheave 61 become smaller. The distance to 62 is increased. As a result, the pulley ratio between the primary pulley 53 and the secondary pulley 54 increases, and the gear ratio increases.

前後進切替機構４４は、インプット軸４１とベルト伝達機構４３のプライマリ軸５１との間に介装されている。前後進切替機構４４は、遊星歯車機構７１、リバースクラッチＣ１およびフォワードブレーキＢ１を備えている。 The forward / reverse switching mechanism 44 is interposed between the input shaft 41 and the primary shaft 51 of the belt transmission mechanism 43. The forward / reverse switching mechanism 44 includes a planetary gear mechanism 71, a reverse clutch C1 and a forward brake B1.

遊星歯車機構７１には、キャリア７２、サンギヤ７３およびリングギヤ７４が含まれる。 The planetary gear mechanism 71 includes a carrier 72, a sun gear 73 and a ring gear 74.

キャリア７２は、インプット軸４１に相対回転可能に支持されている。キャリア７２は、複数のピニオンギヤ７５を回転可能に支持している。複数のピニオンギヤ７５は、円周上に配置されている。 The carrier 72 is supported by the input shaft 41 so as to be relatively rotatable. The carrier 72 rotatably supports a plurality of pinion gears 75. The plurality of pinion gears 75 are arranged on the circumference.

サンギヤ７３は、インプット軸４１に相対回転不能に支持されて、複数のピニオンギヤ７５により取り囲まれる空間に配置されている。サンギヤ７３のギヤ歯は、各ピニオンギヤ７５のギヤ歯と噛合している。 The sun gear 73 is non-rotatably supported by the input shaft 41 and is arranged in a space surrounded by a plurality of pinion gears 75. The gear teeth of the sun gear 73 mesh with the gear teeth of each pinion gear 75.

リングギヤ７４は、その回転軸線がプライマリ軸５１の軸心と一致するように設けられている。リングギヤ７４には、ベルト伝達機構４３のプライマリ軸５１が連結されている。リングギヤ７４のギヤ歯は、複数のピニオンギヤ７５を一括して取り囲むように形成され、各ピニオンギヤ７５のギヤ歯と噛合している。 The ring gear 74 is provided so that its rotation axis coincides with the axis of the primary shaft 51. The primary shaft 51 of the belt transmission mechanism 43 is connected to the ring gear 74. The gear teeth of the ring gear 74 are formed so as to collectively surround the plurality of pinion gears 75, and mesh with the gear teeth of each pinion gear 75.

リバースクラッチＣ１は、キャリア７２とサンギヤ７３との間に設けられている。 The reverse clutch C1 is provided between the carrier 72 and the sun gear 73.

フォワードブレーキＢ１は、キャリア７２とトルクコンバータ３およびＣＶＴ４を収容するトランスミッションケースとの間に設けられている。 The forward brake B1 is provided between the carrier 72 and the transmission case that houses the torque converter 3 and the CVT 4.

車両１の前進時には、リバースクラッチＣ１が解放されて、フォワードブレーキＢ１が係合される。エンジン２の動力がインプット軸４１に入力されると、キャリア７２が静止した状態で、サンギヤ７３がインプット軸４１と一体に回転する。そのため、サンギヤ７３の回転は、リングギヤ７４に逆転かつ減速されて伝達される。これにより、リングギヤ７４が回転し、ベルト伝達機構４３のプライマリ軸５１およびプライマリプーリ５３がリングギヤ７４と一体に回転する。プライマリプーリ５３の回転は、ベルト５５を介して、セカンダリプーリ５４に伝達され、セカンダリプーリ５４およびセカンダリ軸５２を回転させる。そして、セカンダリ軸５２と一体に、アウトプット軸４２および出力ギヤ４５が回転する。出力ギヤ４５は、デファレンシャルギヤ６のリングギヤ７と噛合している。出力ギヤ４５が回転すると、リングギヤ７が回転し、デファレンシャルギヤ６から左右に延びるドライブシャフト８１，８２が回転して、駆動輪（図示せず）が回転することにより、車両１が前進する。 When the vehicle 1 moves forward, the reverse clutch C1 is released and the forward brake B1 is engaged. When the power of the engine 2 is input to the input shaft 41, the sun gear 73 rotates integrally with the input shaft 41 while the carrier 72 is stationary. Therefore, the rotation of the sun gear 73 is transmitted to the ring gear 74 after being reversely rotated and decelerated. As a result, the ring gear 74 rotates, and the primary shaft 51 and the primary pulley 53 of the belt transmission mechanism 43 rotate together with the ring gear 74. The rotation of the primary pulley 53 is transmitted to the secondary pulley 54 via the belt 55 to rotate the secondary pulley 54 and the secondary shaft 52. Then, the output shaft 42 and the output gear 45 rotate integrally with the secondary shaft 52. The output gear 45 meshes with the ring gear 7 of the differential gear 6. When the output gear 45 rotates, the ring gear 7 rotates, the drive shafts 81 and 82 extending leftward and rightward from the differential gear 6 rotate, and drive wheels (not shown) rotate, so that the vehicle 1 advances.

一方、車両１の後進時には、リバースクラッチＣ１が係合されて、フォワードブレーキＢ１が解放される。エンジン２の動力がインプット軸４１に入力されると、キャリア７２およびサンギヤ７３がインプット軸４１と一体に回転する。そのため、サンギヤ７３の回転は、リングギヤ７４に回転方向が逆転されずに伝達される。これにより、リングギヤ７４が車両１の前進時と逆方向に回転し、ベルト伝達機構４３のプライマリ軸５１およびプライマリプーリ５３がリングギヤ７４と一体に回転する。プライマリプーリ５３の回転は、ベルト５５を介して、セカンダリプーリ５４に伝達され、セカンダリプーリ５４およびセカンダリ軸５２を回転させる。そして、セカンダリ軸５２と一体に、アウトプット軸４２および出力ギヤ４５が回転する。出力ギヤ４５が回転すると、リングギヤ７が回転し、デファレンシャルギヤ６から左右に延びるドライブシャフト８１，８２が前進時と逆方向に回転して、駆動輪（図示せず）が回転することにより、車両１が後進する。 On the other hand, when the vehicle 1 is moving backward, the reverse clutch C1 is engaged and the forward brake B1 is released. When the power of the engine 2 is input to the input shaft 41, the carrier 72 and the sun gear 73 rotate integrally with the input shaft 41. Therefore, the rotation of the sun gear 73 is transmitted to the ring gear 74 without the rotation direction being reversed. As a result, the ring gear 74 rotates in the direction opposite to that when the vehicle 1 moves forward, and the primary shaft 51 and the primary pulley 53 of the belt transmission mechanism 43 rotate integrally with the ring gear 74. The rotation of the primary pulley 53 is transmitted to the secondary pulley 54 via the belt 55 to rotate the secondary pulley 54 and the secondary shaft 52. Then, the output shaft 42 and the output gear 45 rotate integrally with the secondary shaft 52. When the output gear 45 rotates, the ring gear 7 rotates, the drive shafts 81 and 82 extending from the differential gear 6 to the left and right rotate in the opposite direction to the forward direction, and the drive wheels (not shown) rotate, so that the vehicle 1 goes backwards.

＜セカンダリプーリ＞ <Secondary pulley>

図２Ａ、図２Ｂおよび図２Ｃは、セカンダリプーリ５４の構成を示す断面図である。 2A, 2B, and 2C are cross-sectional views showing the configuration of the secondary pulley 54.

セカンダリプーリ５４の固定シーブ６５は、セカンダリ軸５２と一体的に形成され、セカンダリ軸５２からその径方向に鍔状に張り出している。固定シーブ６５は、セカンダリ軸５２側ほど可動シーブ６６に近づくように傾斜した挟持面１０１を有している。 The fixed sheave 65 of the secondary pulley 54 is integrally formed with the secondary shaft 52, and projects from the secondary shaft 52 in the radial direction in a flange shape. The fixed sheave 65 has a holding surface 101 that is inclined so as to approach the movable sheave 66 toward the secondary shaft 52 side.

なお、以下では、セカンダリ軸５２の径方向（軸線と直交する方向）を単に「径方向」という。また、セカンダリ軸５２の軸線方向（軸線と平行する方向）を単に「軸線方向」という。「径方向」および「軸線方向」は、それぞれアウトプット軸４２の径方向および軸線方向と同じ方向である。 In addition, below, the radial direction of the secondary shaft 52 (direction orthogonal to the axis) is simply referred to as “radial direction”. Further, the axial direction of the secondary shaft 52 (direction parallel to the axial line) is simply referred to as “axial direction”. The “radial direction” and the “axial direction” are the same as the radial direction and the axial direction of the output shaft 42, respectively.

可動シーブ６６は、セカンダリ軸５２にその軸線方向に移動可能に外嵌された略円筒状の内円筒部１０２と、内円筒部１０２の固定シーブ６５側の端部から径方向に鍔状に張り出す鍔状部１０３と、鍔状部１０３の外周端部から固定シーブ６５側と反対側に延びる略円筒状をなし、内円筒部１０２と径方向に対向する外円筒部１０４とを一体的に備えている。また、可動シーブ６６は、セカンダリ軸５２側ほど固定シーブ６５に近づくように傾斜した挟持面１０５を有している。挟持面１０５は、固定シーブ６５の挟持面１０１と間隔を空けて対向し、それらの挟持面１０１，１０５の間に、ベルト５５が挟持されている。 The movable sheave 66 is provided with a substantially cylindrical inner cylindrical portion 102 that is fitted onto the secondary shaft 52 so as to be movable in the axial direction thereof, and a collar-shaped tension from the end of the inner cylindrical portion 102 on the fixed sheave 65 side in the radial direction. The protruding flange portion 103 and the inner cylindrical portion 102 and the outer cylindrical portion 104 that face each other in the radial direction are integrally formed into a substantially cylindrical shape that extends from the outer peripheral end of the flange portion 103 to the side opposite to the fixed sheave 65 side. I have it. Further, the movable sheave 66 has a holding surface 105 that is inclined so as to come closer to the fixed sheave 65 toward the secondary shaft 52 side. The sandwiching surface 105 faces the sandwiching surface 101 of the fixed sheave 65 with a space therebetween, and the belt 55 is sandwiched between the sandwiching surfaces 101 and 105.

内円筒部１０２には、セカンダリ軸５２と摺擦する内周面に、油溝１０６が全周にわたって形成されている。油溝１０６は、可動シーブ６６（内円筒部１０２）の可動範囲内であれば、可動シーブ６６の位置にかかわらず、セカンダリ軸５２の軸線上に形成された作動油路１０７と常に連通している。また、内円筒部１０２には、一端が油溝１０６に接続され、他端が内円筒部１０２の外周面で開放される導入油路１０８が形成されている。可動シーブ６６とピストン６７との間のピストン室６８には、作動油路１０７から油溝１０６および導入油路１０８を介して油が供給される。 In the inner cylindrical portion 102, an oil groove 106 is formed over the entire circumference on the inner peripheral surface that rubs against the secondary shaft 52. As long as the oil groove 106 is within the movable range of the movable sheave 66 (the inner cylindrical portion 102), the oil groove 106 always communicates with the hydraulic oil passage 107 formed on the axis of the secondary shaft 52 regardless of the position of the movable sheave 66. There is. Further, the inner cylindrical portion 102 is formed with an introduction oil passage 108, one end of which is connected to the oil groove 106 and the other end of which is opened at the outer peripheral surface of the inner cylindrical portion 102. Oil is supplied to the piston chamber 68 between the movable sheave 66 and the piston 67 from the hydraulic oil passage 107 through the oil groove 106 and the introduction oil passage 108.

ピストン６７は、アウトプット軸４２に固定されることにより、セカンダリ軸５２に対して固定されている。具体的には、セカンダリ軸５２は、アウトプット軸４２よりも大径に形成されており、セカンダリ軸５２とアウトプット軸４２との境界部には、それらの外周面の間に段差が生じている。ピストン６７は、アウトプット軸４２の外周面に固定され、その外周面から径方向に鍔状に張り出す内円環部１０９と、内円環部１０９の外周端部から可動シーブ６６側に延びる略円筒状の円筒部１１０と、円筒部１１０の可動シーブ６６（鍔状部１０３）側の端部から径方向に延びる略円環状の外円環部１１１とを一体的に備えている。 The piston 67 is fixed to the secondary shaft 52 by being fixed to the output shaft 42. Specifically, the secondary shaft 52 is formed to have a larger diameter than the output shaft 42, and a step is formed between the outer peripheral surfaces of the secondary shaft 52 and the output shaft 42 at the boundary between the secondary shaft 52 and the output shaft 42. There is. The piston 67 is fixed to the outer peripheral surface of the output shaft 42, and extends from the outer peripheral surface to the movable sheave 66 side from the inner annular portion 109 protruding radially in a flange shape and the outer peripheral end portion of the inner annular portion 109. A substantially cylindrical cylindrical portion 110 and a substantially circular outer annular portion 111 extending in the radial direction from an end of the cylindrical portion 110 on the movable sheave 66 (flange-shaped portion 103) side are integrally provided.

内円環部１０９とセカンダリ軸５２との間には、可動シーブ６６の移動量を物理的に制限するためのストッパ１１２が介在されている。 A stopper 112 for physically limiting the amount of movement of the movable sheave 66 is interposed between the inner ring portion 109 and the secondary shaft 52.

外円環部１１１の端面１１３は、可動シーブ６６の外円筒部１０４に径方向内側から対向している。端面１１３には、シール溝１１４が全周にわたって形成されている。シール溝１１４には、オイルシール１１５が嵌合されている。オイルシール１１５は、可動シーブ６６の外円筒部１０４の内面に液密的に当接している。 The end surface 113 of the outer annular portion 111 faces the outer cylindrical portion 104 of the movable sheave 66 from the inside in the radial direction. A seal groove 114 is formed on the end surface 113 over the entire circumference. An oil seal 115 is fitted in the seal groove 114. The oil seal 115 is in liquid-tight contact with the inner surface of the outer cylindrical portion 104 of the movable sheave 66.

可動シーブ６６の鍔状部１０３とピストン６７の内円環部１０９との間には、ベルト５５に初期推力（初期挟圧力）を与えるためのバイアススプリング１１６が介在されている。バイアススプリング１１６の弾性力により、可動シーブ６６およびピストン６７は、互いに離間する方向に付勢されている。 A bias spring 116 for applying an initial thrust (initial clamping force) to the belt 55 is interposed between the flange 103 of the movable sheave 66 and the inner ring portion 109 of the piston 67. Due to the elastic force of the bias spring 116, the movable sheave 66 and the piston 67 are urged in directions away from each other.

ピストン６７に対してピストン室６８と反対側には、キャンセラ１２１が設けられている。キャンセラ１２１は、可動シーブ６６の外円筒部１０４の外周を取り囲む略円筒状をなし、外円筒部１０４の外周面に固定された固定部１２２と、可動シーブ６６の外円筒部１０４に対して固定シーブ６５側と反対側において、固定部１２２の端部から径方向内側に延びる略円環状の円環部１２３と、円環部１２３の内周端から固定シーブ６５側と反対側に屈曲して延び、径方向内側に屈曲して延びる略クランク状のクランク部１２４とを一体的に備えている。キャンセラ１２１が設けられることにより、ピストン６７とキャンセラ１２１との間には、キャンセラ室１２５が形成されている。円環部１２３の外周部には、キャンセラ室１２５とその外部とを連通する小孔１２６が貫通して形成されている。 A canceller 121 is provided on the opposite side of the piston 67 from the piston chamber 68. The canceller 121 has a substantially cylindrical shape surrounding the outer circumference of the outer cylindrical portion 104 of the movable sheave 66, and is fixed to the fixed portion 122 fixed to the outer peripheral surface of the outer cylindrical portion 104 and the outer cylindrical portion 104 of the movable sheave 66. On a side opposite to the sheave 65 side, a substantially annular ring portion 123 extending radially inward from an end portion of the fixed portion 122 and an inner peripheral end of the ring portion 123 is bent to a side opposite to the fixed sheave 65 side. It is integrally provided with a substantially crank-shaped crank portion 124 that extends and bends inward in the radial direction. By providing the canceller 121, a canceller chamber 125 is formed between the piston 67 and the canceller 121. A small hole 126 that communicates with the canceller chamber 125 and the outside thereof is formed through the outer peripheral portion of the annular portion 123.

ピストン６７の外側には、導油部材１３１が設けられている。導油部材１３１は、アウトプット軸４２の周囲で径方向に延びる円環状の円環部１３２と、円環部１３２の外周端から固定シーブ６５側に延びる円筒状の円筒部１３３とを一体的に備えている。 An oil guide member 131 is provided outside the piston 67. The oil guide member 131 integrally includes an annular ring portion 132 that extends in the radial direction around the output shaft 42, and a cylindrical portion 133 that extends from the outer peripheral end of the ring portion 132 toward the fixed sheave 65. Be prepared for.

円環部１３２には、ピストン６７の内円環部１０９と出力ギヤ４５とが軸線方向の両側から密着している。円環部１３２は、内円環部１０９と出力ギヤ４５との間に挟持された状態で、ピストン６７および出力ギヤ４５に対して固定されている。 The inner ring portion 109 of the piston 67 and the output gear 45 are in close contact with the ring portion 132 from both sides in the axial direction. The annular portion 132 is fixed to the piston 67 and the output gear 45 while being sandwiched between the inner annular portion 109 and the output gear 45.

円筒部１３３は、ピストン６７の円筒部１１０の外周を取り囲んでいる。円筒部１１０は、外周面が軸線方向の中央部１３４よりも固定シーブ６５側で相対的に径方向外側に位置し、中央部１３４よりも固定シーブ６５側と反対側で相対的に径方向内側に位置するように、中央部１３４でクランク状に屈曲している。円筒部１３３の固定シーブ６５側の端部は、円筒部１１０の外周面に密着し、その端部以外の部分は、円筒部１１０の外周面と隙間１３５を空けて対向している。 The cylindrical portion 133 surrounds the outer circumference of the cylindrical portion 110 of the piston 67. The outer peripheral surface of the cylindrical portion 110 is located radially outside of the central portion 134 in the axial direction on the fixed sheave 65 side, and is relatively radially inside of the central portion 134 on the side opposite to the fixed sheave 65 side. The central portion 134 is bent in a crank shape so as to be located at. The end portion of the cylindrical portion 133 on the fixed sheave 65 side is in close contact with the outer peripheral surface of the cylindrical portion 110, and the portions other than the end portion face the outer peripheral surface of the cylindrical portion 110 with a gap 135 therebetween.

円筒部１３３には、隙間１３５とその外部とを連通する油供給口１３６が形成されている。油供給口１３６の位置は、変速比が変速比所定値よりも大きいときに、図２Ａに示されるように、油供給口１３６がキャンセラ室１２５と径方向に対向せず、変速比が変速比所定値と一致するときに、図２Ｂに示されるように、キャンセラ１２１のクランク部１２４の端部と径方向に対向し、変速比が変速比所定値よりも小さいときに、図２Ｃに示されるように、油供給口１３６がキャンセラ室１２５と径方向に対向する位置に決められている。また、油供給口１３６の断面積（開口面積）は、小孔１２６の断面積（開口面積）よりも大きい。 The cylindrical portion 133 is formed with an oil supply port 136 that communicates the gap 135 with the outside thereof. As shown in FIG. 2A, the position of the oil supply port 136 is such that the oil supply port 136 does not face the canceller chamber 125 in the radial direction when the gear ratio is larger than a predetermined gear ratio, and the gear ratio is As shown in FIG. 2B, when it matches the predetermined value, it faces the end of the crank portion 124 of the canceller 121 in the radial direction, and when the gear ratio is smaller than the gear ratio predetermined value, it is shown in FIG. 2C. As described above, the oil supply port 136 is determined at a position that faces the canceller chamber 125 in the radial direction. The cross-sectional area (opening area) of the oil supply port 136 is larger than the cross-sectional area (opening area) of the small hole 126.

円環部１３２には、切欠１３７が局所的に形成されている。切欠１３７は、内周端から径方向の途中部まで直線状に延びている。切欠１３７の個数は、特に制限されず、１個であってもよいし、２個以上であってもよい。そして、ピストン６７の内円環部１０９の外表面（固定シーブ６５側と反対側の面）には、切欠１３７と周方向に同じ位置に、溝１３８が形成されている。溝１３８は、内円環部１０９の外周端から径方向の途中部まで直線状に延び、その径方向内側の端部が切欠１３７の径方向外側の端部と軸線方向に重なっている。これにより、アウトプット軸４２の周囲において、出力ギヤ４５、ピストン６７の内円環部１０９および導油部材１３１の円環部１３２に取り囲まれた空間１３９は、切欠１３７および溝１３８を介して、ピストン６７の円筒部１１０と導油部材１３１の円筒部１３３との間の隙間１３５と連通している。 A notch 137 is locally formed in the annular portion 132. The notch 137 extends linearly from the inner peripheral end to the middle portion in the radial direction. The number of the notches 137 is not particularly limited, and may be one or two or more. A groove 138 is formed at the same position in the circumferential direction as the notch 137 on the outer surface (the surface opposite to the fixed sheave 65 side) of the inner annular portion 109 of the piston 67. The groove 138 extends linearly from the outer peripheral end of the inner annular portion 109 to the middle portion in the radial direction, and the radially inner end portion thereof axially overlaps the radially outer end portion of the notch 137. As a result, the space 139 surrounded by the output gear 45, the inner ring portion 109 of the piston 67 and the ring portion 132 of the oil guide member 131 around the output shaft 42 is provided with the notch 137 and the groove 138. It communicates with a gap 135 between the cylindrical portion 110 of the piston 67 and the cylindrical portion 133 of the oil guide member 131.

空間１３９には、アウトプット軸４２の軸線上に形成された潤滑油路１４１を流通する油が供給される。具体的には、アウトプット軸４２には、潤滑油路１４１が軸線上に形成され、分配油路１４２が潤滑油路１４１の周囲に形成されている。分配油路１４２は、潤滑油路１４１と連通し、アウトプット軸４２の外周面における空間１３９と連通する位置で開放されている。空間１３９には、潤滑油路１４１を流通する油が分配油路１４２を通して供給される。そして、空間１３９に供給される油は、切欠１３７、溝１３８および隙間１３５を通して油供給口１３６に供給され、油供給口１３６から吐出される。 The oil flowing through the lubricating oil passage 141 formed on the axis of the output shaft 42 is supplied to the space 139. Specifically, in the output shaft 42, a lubricating oil passage 141 is formed on the axis, and a distribution oil passage 142 is formed around the lubricating oil passage 141. The distribution oil passage 142 is opened at a position communicating with the lubricating oil passage 141 and communicating with the space 139 on the outer peripheral surface of the output shaft 42. The oil flowing through the lubricating oil passage 141 is supplied to the space 139 through the distribution oil passage 142. Then, the oil supplied to the space 139 is supplied to the oil supply port 136 through the notch 137, the groove 138 and the gap 135, and is discharged from the oil supply port 136.

作動油路１０７には、挟圧コントロール弁２０１から出力される油圧（セカンダリ圧）が供給される。挟圧コントロール弁２０１の信号ポートには、ソレノイド弁２０２の出力圧であるソレノイド圧が入力される。挟圧コントロール弁２０１は、信号ポートに入力されたソレノイド圧を所定の増幅度で増幅し、その増幅した油圧をセカンダリ圧として作動油路１０７に供給する。ソレノイド弁２０２は、電気信号に応じたソレノイド圧を出力する。 The hydraulic pressure (secondary pressure) output from the pinching control valve 201 is supplied to the hydraulic oil passage 107. The solenoid pressure, which is the output pressure of the solenoid valve 202, is input to the signal port of the pinching control valve 201. The clamping pressure control valve 201 amplifies the solenoid pressure input to the signal port with a predetermined amplification degree and supplies the amplified hydraulic pressure to the hydraulic fluid passage 107 as a secondary pressure. The solenoid valve 202 outputs a solenoid pressure according to the electric signal.

車両１には、ＣＰＵおよびメモリなどを含む構成のＥＣＵ（Electronic Control Unit：電子制御ユニット）３０１が搭載されている。ＥＣＵ３０１には、セカンダリ圧を検出するための油圧センサ３０２が接続されている。 An ECU (Electronic Control Unit) 301 having a configuration including a CPU and a memory is mounted on the vehicle 1. A hydraulic pressure sensor 302 for detecting a secondary pressure is connected to the ECU 301.

ＥＣＵ３０１は、油圧センサ３０２の検出信号からセカンダリ圧を検出する。そして、ＥＣＵ３０１は、セカンダリ圧、変速比およびエンジントルク（エンジン２の発生トルク）に基づいて、ベルト５５の滑り（ベルト滑り）を発生させない推力（挟圧力）が得られるように、制御油圧を設定し、セカンダリ圧が制御油圧と一致するように、ソレノイド弁２０２を制御する。 The ECU 301 detects the secondary pressure from the detection signal of the oil pressure sensor 302. Then, the ECU 301 sets the control hydraulic pressure based on the secondary pressure, the gear ratio, and the engine torque (torque generated by the engine 2) so as to obtain a thrust (clamping force) that does not cause the belt 55 to slip (belt slip). Then, the solenoid valve 202 is controlled so that the secondary pressure matches the control hydraulic pressure.

なお、エンジントルクは、アクセル開度およびエンジン回転数から推定することができる。 The engine torque can be estimated from the accelerator opening and the engine speed.

＜変速比所定値および制御油圧の設定手法＞ <Setting method of predetermined gear ratio and control oil pressure>

図３は、変速比所定値および制御油圧の設定手法について説明するためのグラフである。 FIG. 3 is a graph for explaining a method of setting a predetermined gear ratio value and control hydraulic pressure.

ピストン室６８に供給される油圧には下限がある。その下限圧（最低油圧）により可動シーブ６６からベルト５５に加わる最低油圧推力Ｆ_ｍｉｎよりも制御油圧により可動シーブ６６からベルト５５に加わる制御油圧推力が大きい範囲（領域）では、キャンセラ室１２５に油が供給されず、キャンセラ室１２５内に遠心油圧が発生しないことが好ましい。言い換えれば、エンジントルクおよびエンジン回転数がそれぞれ所定値で一定である場合に、制御油圧が最低油圧に設定されるときの変速比を変速比γ_１とすると、変速比が変速比γ_１および最大変速比（最ロー変速比）γ_Ｌをそれぞれ下限および上限とする範囲内であるときには、キャンセラ室１２５に油が供給されず、キャンセラ室１２５内に遠心油圧が発生しないことが好ましい。これにより、キャンセラ室１２５内に発生する遠心油圧を考慮せずに、制御油圧を低く設定することができる。 The hydraulic pressure supplied to the piston chamber 68 has a lower limit. In the range (area) in which the control hydraulic thrust applied from the movable sheave 66 to the belt 55 by the control hydraulic pressure is larger than the minimum hydraulic thrust F _min applied to the belt 55 from the movable sheave 66 by the lower limit pressure (minimum hydraulic pressure), the oil in the canceller chamber 125 is Is preferably not supplied, and centrifugal oil pressure is not generated in the canceller chamber 125. In other words, when the engine torque and the engine speed are constant at the respective predetermined values, and the gear ratio when the control oil pressure is set to the lowest oil pressure is the gear ratio γ ₁ , the gear ratio is the gear ratio γ ₁ and the maximum gear ratio. It is preferable that when the gear ratio (lowest gear ratio) γ _L is within the lower limit and the upper limit, respectively, the oil is not supplied to the canceller chamber 125 and the centrifugal hydraulic pressure is not generated in the canceller chamber 125. As a result, the control hydraulic pressure can be set low without considering the centrifugal hydraulic pressure generated in the canceller chamber 125.

制御油圧推力が最低油圧推力Ｆ_ｍｉｎ以下である範囲、言い換えれば、変速比が最小変速比（最ハイ変速比）γ_Ｈおよび変速比γ_１をそれぞれ下限および上限とする範囲内であるときには、ピストン室６８内に発生する遠心油圧により可動シーブ６６からベルト５５に加わる遠心油圧推力分が過推力となる。そのため、キャンセラ室１２５に油が供給されて、キャンセラ室１２５内に発生する遠心油圧でピストン室６８内に発生する遠心油圧がキャンセルされることが理想的である。 When the control hydraulic thrust is equal to or less than the minimum hydraulic thrust F _min , in other words, when the gear ratio is within a range in which the minimum gear ratio (highest gear ratio) γ _H and the gear ratio γ ₁ are the lower limit and the upper limit, respectively, The centrifugal hydraulic thrust generated from the movable sheave 66 on the belt 55 by the centrifugal hydraulic pressure generated in the chamber 68 becomes an excessive thrust. Therefore, it is ideal that oil is supplied to the canceller chamber 125 so that the centrifugal hydraulic pressure generated in the canceller chamber 125 cancels the centrifugal hydraulic pressure generated in the piston chamber 68.

その場合、キャンセラ室１２５内における遠心油圧の発生に合わせて、制御油圧が上げられないと、ピストン室６８内に発生する遠心油圧がキャンセラ室１２５内に発生する遠心油圧でキャンセルされることにより、可動シーブ６６からベルト５５に加わる推力に不足が生じ、この推力不足によるベルト５５の滑りが発生するおそれがある。しかしながら、キャンセラ室１２５内における遠心油圧の発生と制御油圧の増大とを完全に同期させることは極めて困難である。 In that case, if the control hydraulic pressure is not raised in accordance with the generation of the centrifugal hydraulic pressure in the canceller chamber 125, the centrifugal hydraulic pressure generated in the piston chamber 68 is canceled by the centrifugal hydraulic pressure generated in the canceller chamber 125. The thrust applied from the movable sheave 66 to the belt 55 becomes insufficient, and the belt 55 may slip due to the insufficient thrust. However, it is extremely difficult to completely synchronize the generation of the centrifugal hydraulic pressure and the increase of the control hydraulic pressure in the canceller chamber 125.

そこで、ＣＶＴ４では、エンジントルクおよびエンジン回転数がそれぞれ所定値で一定である場合に、エンジントルクおよび変速比に応じたベルト伝達トルク（ベルト５５の伝達トルク容量）を確保するために必要な必要推力からバイアススプリング１１６の付勢力により可動シーブ６６からベルト５５に加わるスプリング推力を差し引いた値が最低油圧推力Ｆ_ｍｉｎと一致するときの変速比γ_２が変速比所定値に設定されている。 Therefore, in the CVT 4, when the engine torque and the engine speed are constant at predetermined values, respectively, the necessary thrust required to secure the belt transfer torque (transfer torque capacity of the belt 55) according to the engine torque and the gear ratio. The gear ratio γ ₂ is set to a predetermined gear ratio when the value obtained by subtracting the spring thrust applied to the belt 55 from the movable sheave 66 by the biasing force of the bias spring 116 matches the minimum hydraulic thrust F _min .

これにより、必要推力からスプリング推力を差し引いた値が最低油圧推力Ｆ_ｍｉｎよりも大きいときには、図２Ａに示されるように、油供給口１３６がキャンセラ室１２５と径方向に対向せず、油供給口１３６から吐出される油がキャンセラ室１２５に供給されないので、キャンセラ室１２５内に遠心油圧が発生しない。そのため、必要推力からスプリング推力およびピストン室６８内に発生する遠心油圧により可動シーブ６６からベルト５５に加わる遠心油圧推力を差し引いた値が制御油圧推力とされて、その制御油圧推力に応じた制御油圧が設定される。これにより、ピストン室６８に供給される油圧を低く抑えることができ、油圧を発生させるオイルポンプ５の駆動トルクの増大を抑制することができる。その結果、ＣＶＴ４が搭載された車両１の燃費を向上することができる。 As a result, when the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is greater than the minimum hydraulic thrust F _min , the oil supply port 136 does not face the canceller chamber 125 in the radial direction, as shown in FIG. Since the oil discharged from 136 is not supplied to the canceller chamber 125, centrifugal oil pressure is not generated in the canceller chamber 125. Therefore, the value obtained by subtracting the centrifugal hydraulic thrust applied to the belt 55 from the movable sheave 66 by the spring thrust and the centrifugal hydraulic pressure generated in the piston chamber 68 from the required thrust is taken as the control hydraulic thrust, and the control hydraulic pressure corresponding to the control hydraulic thrust is determined. Is set. As a result, the hydraulic pressure supplied to the piston chamber 68 can be suppressed low, and an increase in the drive torque of the oil pump 5 that generates the hydraulic pressure can be suppressed. As a result, the fuel economy of the vehicle 1 equipped with the CVT 4 can be improved.

一方、必要推力からスプリング推力を差し引いた値が最低油圧推力Ｆ_ｍｉｎと一致するときには、図２Ｂに示されるように、油供給口１３６がキャンセラ１２１のクランク部１２４の端部と径方向に対向する。そして、必要推力からスプリング推力を差し引いた値が最低油圧推力Ｆ_ｍｉｎよりも小さいときには、図２Ｃに示されるように、油供給口１３６がキャンセラ室１２５と径方向に対向し、油供給口１３６から吐出される油がキャンセラ室１２５に供給され、キャンセラ室１２５内に遠心油圧が発生する。ピストン室６８内に発生する遠心油圧をキャンセラ室１２５内に発生する遠心油圧でキャンセル（相殺）することができるので、可動シーブ６６からベルト５５に加わる推力が過大になることを抑制できる。 On the other hand, when the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust matches the minimum hydraulic thrust F _min , the oil supply port 136 radially faces the end of the crank portion 124 of the canceller 121, as shown in FIG. 2B. . When the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is smaller than the minimum hydraulic thrust F _min , as shown in FIG. 2C, the oil supply port 136 faces the canceller chamber 125 in the radial direction, and the oil supply port 136 The discharged oil is supplied to the canceller chamber 125, and centrifugal oil pressure is generated in the canceller chamber 125. Since the centrifugal hydraulic pressure generated in the piston chamber 68 can be canceled (cancelled) by the centrifugal hydraulic pressure generated in the canceller chamber 125, it is possible to prevent the thrust applied from the movable sheave 66 to the belt 55 from becoming excessive.

また、必要推力からスプリング推力を差し引いた値が最低油圧推力Ｆ_ｍｉｎ以下であるときには、必要推力からスプリング推力を差し引いた値が制御油圧推力とされて、制御油圧推力に応じた制御油圧が設定される。しかも、キャンセラ室１２５への油の供給が開始される時点で、必要推力からスプリング推力を差し引いた値が最低油圧推力以下であり、ピストン室６８に発生する遠心油圧分による推力が過推力としてベルト５５に既に加わっている。そのため、キャンセラ室１２５内に遠心油圧が発生しても、可動シーブ６６からベルト５５に加わる推力が不足することを抑制でき、推力不足によるベルト５５の滑りの発生を抑制することができる。 When the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is less than or equal to the minimum hydraulic thrust F _min , the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is set as the control hydraulic thrust, and the control hydraulic pressure corresponding to the control hydraulic thrust is set. It Moreover, when the supply of oil to the canceller chamber 125 is started, the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is less than or equal to the minimum hydraulic thrust, and the thrust due to the centrifugal hydraulic pressure generated in the piston chamber 68 is an excessive thrust. He has already joined 55. Therefore, even if centrifugal hydraulic pressure is generated in the canceller chamber 125, it is possible to prevent the thrust applied to the belt 55 from the movable sheave 66 from being insufficient, and it is possible to prevent the belt 55 from slipping due to insufficient thrust.

キャンセラ１２１には、キャンセラ室１２５とその外部とを連通する小孔１２６が形成されている。これにより、変速比が変速比所定値以下の値から変速比所定値よりも大きい値に変更されるときに、可動シーブ６６の移動に伴って、キャンセラ室１２５内の油が小孔１２６を通して外部に放出される。そのため、キャンセラ室１２５内の油（油圧）が可動シーブ６６の移動を妨げることを抑制でき、可動シーブ６６のスムーズな移動を確保することができる。その結果、変速比を良好に変化させることができる。 The canceller 121 is formed with a small hole 126 that connects the canceller chamber 125 and the outside thereof. As a result, when the gear ratio is changed from a value equal to or smaller than the gear ratio predetermined value to a value larger than the gear ratio predetermined value, the oil in the canceller chamber 125 passes through the small holes 126 and moves outside as the movable sheave 66 moves. Is released to. Therefore, the oil (hydraulic pressure) in the canceller chamber 125 can be prevented from hindering the movement of the movable sheave 66, and the smooth movement of the movable sheave 66 can be ensured. As a result, the gear ratio can be favorably changed.

＜変形例＞ <Modification>

以上、本発明の一実施形態について説明したが、本発明は、他の形態で実施することもできる。 Although one embodiment of the present invention has been described above, the present invention can be implemented in other forms.

たとえば、前述の実施形態では、変速比が変速比所定値以下であるときに、油供給口１３６がキャンセラ室１２５と径方向に対向して、油供給口１３６から吐出される油がキャンセラ室１２５に供給され、変速比が変速比所定値より大きいときには、油供給口１３６がキャンセラ室１２５と径方向に対向せず、油供給口１３６から吐出される油がキャンセラ室１２５に供給されない構成を取り上げた。これに限らず、たとえば、油供給口１３６がキャンセラ室１２５と常に対向する位置に設けられ、潤滑油路１４１への油の供給／停止を切り替える切替バルブが設けられて、変速比が変速比所定値以下であるときに、切替バルブから潤滑油路１４１に油が供給され、変速比が変速比所定値より大きいときには、切替バルブから潤滑油路１４１に油が供給されない構成が採用されてもよい。 For example, in the above-described embodiment, when the gear ratio is equal to or less than the predetermined gear ratio, the oil supply port 136 faces the canceller chamber 125 in the radial direction, and the oil discharged from the oil supply port 136 causes the oil to be discharged. When the gear ratio is larger than a predetermined gear ratio, the oil supply port 136 does not face the canceller chamber 125 in the radial direction, and the oil discharged from the oil supply port 136 is not supplied to the canceller chamber 125. It was Not limited to this, for example, the oil supply port 136 is provided at a position that always faces the canceller chamber 125, and a switching valve that switches between supplying and stopping the oil to the lubricating oil passage 141 is provided so that the gear ratio is a predetermined gear ratio. A configuration may be adopted in which oil is supplied from the switching valve to the lubricating oil passage 141 when the value is less than or equal to the value, and oil is not supplied from the switching valve to the lubricating oil passage 141 when the gear ratio is greater than a predetermined gear ratio. ..

また、前述の実施形態では、ＣＶＴ４を取り上げたが、本発明は、ＣＶＴの基本構成を有する変速機であれば、たとえば、副変速機付ＣＶＴや動力分割式無段変速機などに適用することも可能である。動力分割式無段変速機は、変速比の変更により動力を無段階に変速するベルト式の無段変速機構と、動力を一定の変速比で変速する一定変速機構と、無段変速機構からの動力および／または一定変速機構からの動力を出力する出力歯車機構とを備え、駆動源の動力を２系統に分割して伝達可能な変速機である。 Further, although the CVT 4 is taken up in the above-described embodiment, the present invention is applicable to a transmission having a basic configuration of the CVT, for example, a CVT with an auxiliary transmission or a power split type continuously variable transmission. Is also possible. A power split type continuously variable transmission is a belt type continuously variable transmission mechanism that continuously changes power by changing the gear ratio, a constant transmission mechanism that changes power at a constant gear ratio, and a continuously variable transmission mechanism. A transmission that includes power and / or an output gear mechanism that outputs power from a constant speed change mechanism, and can transmit the power of a drive source by dividing it into two systems.

その他、前述の構成には、特許請求の範囲に記載された事項の範囲で種々の設計変更を施すことが可能である。 In addition, various design changes can be made to the above-described configuration within the scope of the matters described in the claims.

４ＣＶＴ（無段変速機）
５２セカンダリ軸
５３プライマリプーリ
５４セカンダリプーリ
５５ベルト
６５固定シーブ
６６可動シーブ
６７ピストン
６８ピストン室
１１６バイアススプリング
１２１キャンセラ（切替手段）
１２５キャンセラ室
１３６油供給口（切替手段）
２０１挟圧コントロール弁（油圧制御手段）
２０２ソレノイド弁（油圧制御手段）
３０１ＥＣＵ（油圧制御手段） 4 CVT (continuously variable transmission)
52 Secondary shaft 53 Primary pulley 54 Secondary pulley 55 Belt 65 Fixed sheave 66 Movable sheave 67 Piston 68 Piston chamber 116 Bias spring 121 Canceller (switching means)
125 Canceller chamber 136 Oil supply port (switching means)
201 Clamping control valve (hydraulic control means)
202 Solenoid valve (hydraulic control means)
301 ECU (hydraulic control means)

Claims

A continuously variable transmission having a configuration in which an endless belt is wound around a primary pulley and a secondary pulley,
The secondary pulley is
A fixed sheave fixed to the secondary shaft,
A movable sheave, which is arranged to face the fixed sheave with the belt interposed therebetween and is supported by the secondary shaft so as to be movable in the axial direction thereof,
A piston that is fixed to the secondary shaft and forms a piston chamber to which hydraulic pressure is supplied between the movable sheave,
A bias spring for urging the movable sheave and the piston in directions away from each other,
A canceller that is provided integrally with the movable sheave on the side opposite to the piston chamber with respect to the piston and that forms a canceller chamber between the piston and the piston,
A value obtained by subtracting the spring thrust applied to the belt from the movable sheave by the biasing force of the bias spring from the required thrust corresponding to the transfer torque capacity of the belt is supplied from the movable sheave to the belt by the lowest hydraulic pressure supplied to the piston chamber. Oil is not supplied from the oil supply port to the canceller chamber when the value is less than the minimum hydraulic thrust, and the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is less than or equal to the minimum hydraulic thrust. Switching means for switching the supply of oil to the canceller chamber and its stop depending on the position of the oil supply port with respect to the canceller chamber so that oil is supplied to the canceller chamber,
When the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is larger than the minimum hydraulic thrust, the centrifugal hydraulic thrust applied to the belt from the movable sheave by the centrifugal thrust generated in the spring thrust and the piston chamber from the required thrust is When the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is less than or equal to the minimum hydraulic thrust, the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is set as the control hydraulic thrust, and the control hydraulic thrust is set to the control hydraulic pressure. A hydraulic pressure control means for controlling the hydraulic pressure supplied to the piston chamber based on thrust,
When the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is less than or equal to the minimum hydraulic thrust, oil is supplied to the canceller chamber and centrifugal hydraulic pressure is generated in the canceller chamber, so that it is supplied to the piston chamber. Even if the hydraulic pressure is the minimum hydraulic pressure, the control hydraulic thrust can be obtained ,
At the time when the supply of oil to the canceller chamber is started, the value obtained by subtracting the spring thrust from the required thrust is less than or equal to the minimum hydraulic thrust, and the thrust due to the centrifugal hydraulic pressure generated in the piston chamber is the over-thrust. that it has applied to the belt, continuously variable transmission.