JPH1089430A - 連続可変変速機 - Google Patents
連続可変変速機Info
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- JPH1089430A JPH1089430A JP9229972A JP22997297A JPH1089430A JP H1089430 A JPH1089430 A JP H1089430A JP 9229972 A JP9229972 A JP 9229972A JP 22997297 A JP22997297 A JP 22997297A JP H1089430 A JPH1089430 A JP H1089430A
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-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/0021—Generation or control of line pressure
- F16H61/0025—Supply of control fluid; Pumps therefore
- F16H61/0031—Supply of control fluid; Pumps therefore using auxiliary pumps, e.g. pump driven by a different power source than the engine
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/66—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings
- F16H61/662—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members
- F16H61/66272—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members characterised by means for controlling the torque transmitting capability of the gearing
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16H61/662—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for continuously variable gearings with endless flexible members
- F16H2061/66286—Control for optimising pump efficiency
Abstract
(57)【要約】
【課題】 各々二つの滑車を含む一次プーリおよび二次
プーリと、両プーリに掛け回された駆動ベルトと、作動
媒体を供給するポンピングユニットと、作動状態に応じ
てポンプ供給量を制御する制御ユニットとを有し、一方
の滑車を他方の滑車に対して軸線方向に移動させて変速
比を連続的に可変とされた連続可変変速機の、作動媒体
に生じるキャビテーションに起因した騒音レベルを低下
させ、摩耗を軽減する。 【解決手段】 この連続可変変速機は、ポンピングユニ
ットが少なくとも二つのポンプ、または一つのポンプに
おける少なくとも二つのポンプ部分を含んで構成され
る。両方のポンプまたはポンプ部分は通常は直列に連結
されて、一方が他方のブーストポンプとして作用する。
この状態での吐出量が不足されるときに、連結状態を並
列連結に切換え、それぞれの吐出量の合計量として大出
力を得るようになされている。
プーリと、両プーリに掛け回された駆動ベルトと、作動
媒体を供給するポンピングユニットと、作動状態に応じ
てポンプ供給量を制御する制御ユニットとを有し、一方
の滑車を他方の滑車に対して軸線方向に移動させて変速
比を連続的に可変とされた連続可変変速機の、作動媒体
に生じるキャビテーションに起因した騒音レベルを低下
させ、摩耗を軽減する。 【解決手段】 この連続可変変速機は、ポンピングユニ
ットが少なくとも二つのポンプ、または一つのポンプに
おける少なくとも二つのポンプ部分を含んで構成され
る。両方のポンプまたはポンプ部分は通常は直列に連結
されて、一方が他方のブーストポンプとして作用する。
この状態での吐出量が不足されるときに、連結状態を並
列連結に切換え、それぞれの吐出量の合計量として大出
力を得るようになされている。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、一次軸に取付けら
れた一次プーリと、二次軸に取付けられた二次プーリ
と、両プーリに掛け回された駆動ベルトと、作動媒体を
流体圧作動シリンダへ供給するために少なくとも一つの
ポンプを備えたポンピングユニットと、変速機の作動状
態に応じてポンプ供給量を制御する制御ユニットとを有
し、前記プーリは各々二つの滑車を含み、変速比を設定
するために一方の滑車は流体圧作動シリンダの作用のも
とで他方の滑車に対して軸線方向に可動とされている特
に自動車用の連続可変変速機に関する。
れた一次プーリと、二次軸に取付けられた二次プーリ
と、両プーリに掛け回された駆動ベルトと、作動媒体を
流体圧作動シリンダへ供給するために少なくとも一つの
ポンプを備えたポンピングユニットと、変速機の作動状
態に応じてポンプ供給量を制御する制御ユニットとを有
し、前記プーリは各々二つの滑車を含み、変速比を設定
するために一方の滑車は流体圧作動シリンダの作用のも
とで他方の滑車に対して軸線方向に可動とされている特
に自動車用の連続可変変速機に関する。
【０００２】
【従来の技術】このような連続可変変速機は特許公報Ｄ
Ｅ−３７２７６３３により周知であり、特に自動車に使
用されるが、他の応用例にも使用されている。この変速
機の変速比は、プーリにおける滑車（sheave）の少なく
とも一方を軸線方向に移動させ、この結果としてプーリ
間の駆動ベルトの有効径が変化され、これに応じて変速
比が変化されることで設定される。一つまたは複数の滑
車の軸線方向の移動は流体圧作動シリンダによって行わ
れるのであり、この流体圧作動シリンダにはポンピング
ユニットによって作動媒体が供給される。作動媒体の圧
力および体積流量は常に、滑車に要求される軸線方向の
移動を得られ、同時に駆動ベルトも滑りを生じないよう
に信頼できる状態でプーリ間にクランプされるようにな
されられねばならない。ポンピングユニットによって供
給される作動媒体の要求圧力および体積流量は、変速機
の作動時の作動状況に応じて著しく変化し得る。例え
ば、この圧力および体積流量は、実質的に一定速度の定
常状態、切換え動作時および突発的な圧力変化時の非定
常状態の両方における自動車の状況によって決る。
Ｅ−３７２７６３３により周知であり、特に自動車に使
用されるが、他の応用例にも使用されている。この変速
機の変速比は、プーリにおける滑車（sheave）の少なく
とも一方を軸線方向に移動させ、この結果としてプーリ
間の駆動ベルトの有効径が変化され、これに応じて変速
比が変化されることで設定される。一つまたは複数の滑
車の軸線方向の移動は流体圧作動シリンダによって行わ
れるのであり、この流体圧作動シリンダにはポンピング
ユニットによって作動媒体が供給される。作動媒体の圧
力および体積流量は常に、滑車に要求される軸線方向の
移動を得られ、同時に駆動ベルトも滑りを生じないよう
に信頼できる状態でプーリ間にクランプされるようにな
されられねばならない。ポンピングユニットによって供
給される作動媒体の要求圧力および体積流量は、変速機
の作動時の作動状況に応じて著しく変化し得る。例え
ば、この圧力および体積流量は、実質的に一定速度の定
常状態、切換え動作時および突発的な圧力変化時の非定
常状態の両方における自動車の状況によって決る。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】定常状態および非定常
状態の両方においての上述した連続可変変速機における
重大な問題は騒音レベルであり、ポンピングユニットが
この騒音レベルに大いに関与している。このポンプ騒音
は、作動流体である媒体に圧力がもたらされたときに起
きる圧力勾配によって発生するのであり、ポンプ軸が或
る回転速度より高いときもキャビテーションが生じる結
果として騒音が発生され、ポンピングユニットでの大き
く変動する機械的負荷も騒音に関与する。
状態の両方においての上述した連続可変変速機における
重大な問題は騒音レベルであり、ポンピングユニットが
この騒音レベルに大いに関与している。このポンプ騒音
は、作動流体である媒体に圧力がもたらされたときに起
きる圧力勾配によって発生するのであり、ポンプ軸が或
る回転速度より高いときもキャビテーションが生じる結
果として騒音が発生され、ポンピングユニットでの大き
く変動する機械的負荷も騒音に関与する。
【０００４】例えば、ポンプ軸の高速回転時には、ポン
プ入口側の吸入圧力が例えばオイルのような作動媒体の
蒸発圧力よりも低下するという事実から、体積流量中に
キャビテーションが発生し得る。このようなキャビテー
ションは、大きく且つ非常に発散する騒音レベルを発生
するだけでなく、そのポンプに著しい摩耗を生じる。さ
らに、作動状態によって与えられる圧力変化は、作動媒
体中に例えば１ミリ秒内に２×１０4 ヘクトパスカル
（２０バール）ほど上昇する圧力勾配を発生し得る。こ
のような圧力勾配は騒音を発生する。
プ入口側の吸入圧力が例えばオイルのような作動媒体の
蒸発圧力よりも低下するという事実から、体積流量中に
キャビテーションが発生し得る。このようなキャビテー
ションは、大きく且つ非常に発散する騒音レベルを発生
するだけでなく、そのポンプに著しい摩耗を生じる。さ
らに、作動状態によって与えられる圧力変化は、作動媒
体中に例えば１ミリ秒内に２×１０4 ヘクトパスカル
（２０バール）ほど上昇する圧力勾配を発生し得る。こ
のような圧力勾配は騒音を発生する。
【０００５】
【課題を解決するための手段】本発明の目的は、上述し
た問題を解消し、また上述した不利益の解決方法を示す
ことである。この目的は、冒頭に説明した形式の連続可
変変速機のばあいは、ポンピングユニットが少なくとも
二つのポンプを含み、第一のポンプが直列に連結された
第二ポンプのブースタポンプとして作用するという事実
によって、本発明により達成される。
た問題を解消し、また上述した不利益の解決方法を示す
ことである。この目的は、冒頭に説明した形式の連続可
変変速機のばあいは、ポンピングユニットが少なくとも
二つのポンプを含み、第一のポンプが直列に連結された
第二ポンプのブースタポンプとして作用するという事実
によって、本発明により達成される。
【０００６】本発明によるこの実施例の結果として、直
列に連結されたブースタポンプは、第二ポンプ入口に作
動媒体の蒸発圧力よりも高い吸入圧力をもたらす。この
解決方法は、発生されるキャビテーション、したがって
その結果として生じる騒音発生と、摩耗とが著しく減少
されることを保証する。さらに、両方のポンプにおいて
適当な圧力発散が生じる結果として、直列連結のばあい
には、各個のポンプにより低下される圧力勾配は小さく
なり、この結果として対応する騒音の発生は減少され
る。二つ以上のポンプが直列に連結されて使用されるば
あい、各個のポンプにより低下される圧力勾配は比例し
て小さくなる。
列に連結されたブースタポンプは、第二ポンプ入口に作
動媒体の蒸発圧力よりも高い吸入圧力をもたらす。この
解決方法は、発生されるキャビテーション、したがって
その結果として生じる騒音発生と、摩耗とが著しく減少
されることを保証する。さらに、両方のポンプにおいて
適当な圧力発散が生じる結果として、直列連結のばあい
には、各個のポンプにより低下される圧力勾配は小さく
なり、この結果として対応する騒音の発生は減少され
る。二つ以上のポンプが直列に連結されて使用されるば
あい、各個のポンプにより低下される圧力勾配は比例し
て小さくなる。
【０００７】付随する主な利点は、例えば走り去る、す
なわち急激に加速されるように変速機に作動媒体の大き
な体積流量が必要とされるならば、ポンピングユニット
に含まれる切換えバルブを使用することで、二つのポン
プを先に説明した直列状態から並列状態に切換え得ると
いうことである。この並列連結の結果として、必要とさ
れる大きな体積流量は両方のポンプによって実際に供給
され得るのである。
なわち急激に加速されるように変速機に作動媒体の大き
な体積流量が必要とされるならば、ポンピングユニット
に含まれる切換えバルブを使用することで、二つのポン
プを先に説明した直列状態から並列状態に切換え得ると
いうことである。この並列連結の結果として、必要とさ
れる大きな体積流量は両方のポンプによって実際に供給
され得るのである。
【０００８】前述した少なくとも二つのポンプは別個の
ポンプとされるか、一つのポンプにおけるポンプ部分と
して構成されることができることは言うまでもない。後
者のばあいには、本発明による直列連結の結果としてポ
ンプにおいて部分的な作動流体の均衡が生じ、これによ
り発生する軸受荷重が格段に低下されるという事実によ
って、付随的な利点が得られる。
ポンプとされるか、一つのポンプにおけるポンプ部分と
して構成されることができることは言うまでもない。後
者のばあいには、本発明による直列連結の結果としてポ
ンプにおいて部分的な作動流体の均衡が生じ、これによ
り発生する軸受荷重が格段に低下されるという事実によ
って、付随的な利点が得られる。
【０００９】ヨーロッパ特許出願第９１２００９８７．
５号により、二つのポンプを並列に連結することはそれ
自体周知である。変速機の作動状況に応じて、並列連結
された両方のポンプの最大体積流量を使用するか、また
は一方のポンプの体積流量だけを使用して、他方のポン
プのスイッチを完全に切ることができる。このために、
変速機に対して供給する必要がないならばスイッチを切
られる前述した他方のポンプを圧力解放状態とするよう
な制御バルブを使用することが可能である。この切換え
は、作動媒体がもはや循環される必要が無くなったとい
う事実によって、エネルギー消費の面で良好な効率を得
るだけのために使用される。
５号により、二つのポンプを並列に連結することはそれ
自体周知である。変速機の作動状況に応じて、並列連結
された両方のポンプの最大体積流量を使用するか、また
は一方のポンプの体積流量だけを使用して、他方のポン
プのスイッチを完全に切ることができる。このために、
変速機に対して供給する必要がないならばスイッチを切
られる前述した他方のポンプを圧力解放状態とするよう
な制御バルブを使用することが可能である。この切換え
は、作動媒体がもはや循環される必要が無くなったとい
う事実によって、エネルギー消費の面で良好な効率を得
るだけのために使用される。
【００１０】本発明は、添付図面を参照し、例示する実
施例に基づいて極めて詳細に説明される。
施例に基づいて極めて詳細に説明される。
【００１１】
【発明の実施の形態】図１は、先行技術によって周知の
自動車用の流体圧作動式／機械式の連続可変変速機を示
している。しかしながら本発明は、電気的手段、流体圧
作動手段または他の手段によって制御される他の形式の
連続可変すなわち自動的な変速機に対しても同様に使用
できることが明白となろう。
自動車用の流体圧作動式／機械式の連続可変変速機を示
している。しかしながら本発明は、電気的手段、流体圧
作動手段または他の手段によって制御される他の形式の
連続可変すなわち自動的な変速機に対しても同様に使用
できることが明白となろう。
【００１２】この連続可変変速機は、例えば自動車エン
ジンによって駆動される一次軸を含み、この軸上には一
次プーリが装嵌され、このプーリは固定円錐滑車２およ
び可動円錐滑車３を含んでなる。滑車３は流体圧作動シ
リンダ５のピストンに連結され、このシリンダ５はシリ
ンダ空間４を閉込めている。それ故に滑車３は、ライン
６を経ての作動媒体の供給または吐出によって移動され
ることができる。変速機はまた二次軸７を含んでいる。
二次軸は例えばカップリングを経て車輌の車輪に連結さ
れている。二次軸７もまた二次プーリを含んでおり、二
次プーリは固定円錐滑車８および軸線方向に可動の円錐
滑車９を含んでなる。滑車９は流体圧作動シリンダ１０
に一体連結されており、流体圧作動シリンダの内部では
ピストン１１が二次軸７に連結されて、これによりシリ
ンダ空間１２を閉込めている。作動媒体はライン１３を
経て空間１２へ供給され、またそこから吐出されること
ができる。例えば押しベルトまたはチェーンなどの無端
変速部材が一次および二次プーリに掛け回されている。
駆動ベルト１４の半径、それ故に変速比は円錐滑車３お
よび９を軸線方向に移動して変化される。円錐滑車軸線
方向移動は作動媒体をシリンダ空間４および１２に供給
するか、そこから吐出することで行われる。シリンダ１
２内の作動媒体は十分に高い圧力をベルト１４に加え
て、そのベルトが一次プーリおよび二次プーリ間で滑る
のを防止させることができなければならない。
ジンによって駆動される一次軸を含み、この軸上には一
次プーリが装嵌され、このプーリは固定円錐滑車２およ
び可動円錐滑車３を含んでなる。滑車３は流体圧作動シ
リンダ５のピストンに連結され、このシリンダ５はシリ
ンダ空間４を閉込めている。それ故に滑車３は、ライン
６を経ての作動媒体の供給または吐出によって移動され
ることができる。変速機はまた二次軸７を含んでいる。
二次軸は例えばカップリングを経て車輌の車輪に連結さ
れている。二次軸７もまた二次プーリを含んでおり、二
次プーリは固定円錐滑車８および軸線方向に可動の円錐
滑車９を含んでなる。滑車９は流体圧作動シリンダ１０
に一体連結されており、流体圧作動シリンダの内部では
ピストン１１が二次軸７に連結されて、これによりシリ
ンダ空間１２を閉込めている。作動媒体はライン１３を
経て空間１２へ供給され、またそこから吐出されること
ができる。例えば押しベルトまたはチェーンなどの無端
変速部材が一次および二次プーリに掛け回されている。
駆動ベルト１４の半径、それ故に変速比は円錐滑車３お
よび９を軸線方向に移動して変化される。円錐滑車軸線
方向移動は作動媒体をシリンダ空間４および１２に供給
するか、そこから吐出することで行われる。シリンダ１
２内の作動媒体は十分に高い圧力をベルト１４に加え
て、そのベルトが一次プーリおよび二次プーリ間で滑る
のを防止させることができなければならない。
【００１３】シリンダ空間４および１２に通じるライン
６および１３内の圧力および体積流量は制御ユニット１
８によって制御される。この制御ユニット１８による制
御は変速比ｉ、一次軸の回転速度（ｎp ）および二次軸
の回転速度（ｎs ）、車輌速度ｖ、車輌の加速度α１お
よび減速度α２、アクセルペダルの位置β、および作動
媒体の温度Ｔのような変数（Ｖ１−Ｖｎ）の多重度（mu
ltiplicity）に応じて行われる。作動媒体はポンピング
ユニット１５からライン１４を経て制御ユニット１８に
供給され、ポンピングユニットはフィルタ１９を経て槽
１６に連結されている。作動媒体はポンピングユニット
１５により特定圧力値に保持されることができる。余剰
量の作動媒体は制御ユニットに制御されて吐出ライン１
７を経て槽１６またはポンピングユニット１５へ戻され
る。勿論、それぞれ一次プーリおよび二次プーリに導か
れるライン６および１３と相互に作用する圧力および
（または）流量の制御バルブを制御ユニットに備えるこ
とができる。
６および１３内の圧力および体積流量は制御ユニット１
８によって制御される。この制御ユニット１８による制
御は変速比ｉ、一次軸の回転速度（ｎp ）および二次軸
の回転速度（ｎs ）、車輌速度ｖ、車輌の加速度α１お
よび減速度α２、アクセルペダルの位置β、および作動
媒体の温度Ｔのような変数（Ｖ１−Ｖｎ）の多重度（mu
ltiplicity）に応じて行われる。作動媒体はポンピング
ユニット１５からライン１４を経て制御ユニット１８に
供給され、ポンピングユニットはフィルタ１９を経て槽
１６に連結されている。作動媒体はポンピングユニット
１５により特定圧力値に保持されることができる。余剰
量の作動媒体は制御ユニットに制御されて吐出ライン１
７を経て槽１６またはポンピングユニット１５へ戻され
る。勿論、それぞれ一次プーリおよび二次プーリに導か
れるライン６および１３と相互に作用する圧力および
（または）流量の制御バルブを制御ユニットに備えるこ
とができる。
【００１４】自動車の運転におけるいずれかの状態にお
いて、例えばエンジン高速運転において、ポンプ軸も高
速回転を生じ得る。ポンピングユニットが単ポンプで構
成されるならば、前述した問題点が生じるのであり、す
なわちポンプ入口側の吸入圧力が作動媒体の蒸発圧力よ
りも低くなるという事実の結果として、体積流量中にキ
ャビテーションが生じるのである。これは蒸発気泡を発
生し、これらの気泡は作動媒体が加圧状態にあると徐々
に分解されるような時間を持たず、逆に破壊される。こ
れにより、大きな発散する騒音レベルを発生するのみな
らず、摩耗が著しく増大するのである。上述したように
単ポンプにより低下される急激な圧力勾配の問題も生
じ、再び述べるが発散する騒音レベルを生じるのであ
る。
いて、例えばエンジン高速運転において、ポンプ軸も高
速回転を生じ得る。ポンピングユニットが単ポンプで構
成されるならば、前述した問題点が生じるのであり、す
なわちポンプ入口側の吸入圧力が作動媒体の蒸発圧力よ
りも低くなるという事実の結果として、体積流量中にキ
ャビテーションが生じるのである。これは蒸発気泡を発
生し、これらの気泡は作動媒体が加圧状態にあると徐々
に分解されるような時間を持たず、逆に破壊される。こ
れにより、大きな発散する騒音レベルを発生するのみな
らず、摩耗が著しく増大するのである。上述したように
単ポンプにより低下される急激な圧力勾配の問題も生
じ、再び述べるが発散する騒音レベルを生じるのであ
る。
【００１５】本発明の解決方法のばあいには、別個のブ
ースタポンプが図１のポンピングユニット１５に直列に
連結される。結果的に槽１６からオイルのような作動媒
体がブースタポンプによって例えば１〜１．５×１０3
ヘクトパスカル（１〜１．５バール）の低圧へ向けて給
送される。第一ポンプすなわちブースタポンプの吐出側
は第二ポンプの吸入側に連結されており、それ故に代入
ポンプの吸入側は第一ポンプすなわちブースタポンプの
吸入圧力よりも高い吸入圧力を有する。第二ポンプは作
動媒体をさらに、変速機が要求する例えば８〜８０×１
０3 ヘクトパスカル（８〜８０バール）の圧力レベルに
する。しかしながら、作動媒体が第一ポンプにより例え
ばポンピングユニットの吐出側すなわち供給側に要求さ
れる最終圧力の半分またはそれ以外の部分圧力となされ
るように、また第二ポンプが圧力上昇の残る半分または
補完的な部分圧力を与えるように、設計されることがで
きる。
ースタポンプが図１のポンピングユニット１５に直列に
連結される。結果的に槽１６からオイルのような作動媒
体がブースタポンプによって例えば１〜１．５×１０3
ヘクトパスカル（１〜１．５バール）の低圧へ向けて給
送される。第一ポンプすなわちブースタポンプの吐出側
は第二ポンプの吸入側に連結されており、それ故に代入
ポンプの吸入側は第一ポンプすなわちブースタポンプの
吸入圧力よりも高い吸入圧力を有する。第二ポンプは作
動媒体をさらに、変速機が要求する例えば８〜８０×１
０3 ヘクトパスカル（８〜８０バール）の圧力レベルに
する。しかしながら、作動媒体が第一ポンプにより例え
ばポンピングユニットの吐出側すなわち供給側に要求さ
れる最終圧力の半分またはそれ以外の部分圧力となされ
るように、また第二ポンプが圧力上昇の残る半分または
補完的な部分圧力を与えるように、設計されることがで
きる。
【００１６】図２は本発明による実施例を示している。
この実施例は上述例を示しており、第一ポンプすなわち
ブースタポンプおよび第二ポンプは一つのポンプのポン
プ部分を構成している。このポンプ２１は、ポンプ部分
２５，２６により作動媒体を槽１６からフィルタ１９お
よびライン２０を経て入口２５へ吸入する。出口２６か
ら作動媒体は１．５〜２×１０3 ヘクトパスカル（１．
５〜２バール）のような低圧力でライン３０を経て切換
えバルブ２９へ圧送される。切換えバルブ２９は図２に
示す切換え位置にあるので、切換え部材３４はライン３
７内のオイル圧力によりばね３８のばね圧力に対抗して
左側に位置され、作動媒体はライン３０からライン３１
を経てポンプ部分２４，２７の入口２４へ供給される。
吐出ライン２８では、低圧力で供給された作動媒体は第
二ポンプ部分によって変速機に要求された高圧力になさ
れる。
この実施例は上述例を示しており、第一ポンプすなわち
ブースタポンプおよび第二ポンプは一つのポンプのポン
プ部分を構成している。このポンプ２１は、ポンプ部分
２５，２６により作動媒体を槽１６からフィルタ１９お
よびライン２０を経て入口２５へ吸入する。出口２６か
ら作動媒体は１．５〜２×１０3 ヘクトパスカル（１．
５〜２バール）のような低圧力でライン３０を経て切換
えバルブ２９へ圧送される。切換えバルブ２９は図２に
示す切換え位置にあるので、切換え部材３４はライン３
７内のオイル圧力によりばね３８のばね圧力に対抗して
左側に位置され、作動媒体はライン３０からライン３１
を経てポンプ部分２４，２７の入口２４へ供給される。
吐出ライン２８では、低圧力で供給された作動媒体は第
二ポンプ部分によって変速機に要求された高圧力になさ
れる。
【００１７】ポンプ部分２４，２７の吐出側のライン２
８における圧力レベルは、これ以上詳細に説明しない
が、この変速機の圧力制御バルブによってこの直列連結
された状態で制御される。
８における圧力レベルは、これ以上詳細に説明しない
が、この変速機の圧力制御バルブによってこの直列連結
された状態で制御される。
【００１８】この直列状態における第一ポンプすなわち
ブースタポンプの吐出圧力は、第二ポンプの吸入路内で
蒸発気泡が発生するのを防止するために、作動媒体の蒸
発圧力よりも或る最少限の圧力値だけ大きくなければな
らないことは言うまでもない。このことは第二ポンプ内
でキャビテーションが全く発生しないことを意味し、し
たがってポンピングユニットの騒音レベルが高速度にお
いて減少され、摩耗は防止されることを意味する。この
第一ポンプすなわちブースタポンプが第二ポンプよりも
大きなストローク体積を有するならば（特に第一ポンプ
において生じ得る損失の考慮が必要である）、余剰作動
媒体を一方向バルブすなわち圧力制御バルブを経て槽
へ、または変速機における潤滑回路または冷却回路のよ
うな低圧のチャンネルに吐出させることができる。図面
において、この圧力制御バルブすなわち一方向バルブ３
３は吸入ライン２０に連結されるラインに配備される。
ブースタポンプの吐出圧力は、第二ポンプの吸入路内で
蒸発気泡が発生するのを防止するために、作動媒体の蒸
発圧力よりも或る最少限の圧力値だけ大きくなければな
らないことは言うまでもない。このことは第二ポンプ内
でキャビテーションが全く発生しないことを意味し、し
たがってポンピングユニットの騒音レベルが高速度にお
いて減少され、摩耗は防止されることを意味する。この
第一ポンプすなわちブースタポンプが第二ポンプよりも
大きなストローク体積を有するならば（特に第一ポンプ
において生じ得る損失の考慮が必要である）、余剰作動
媒体を一方向バルブすなわち圧力制御バルブを経て槽
へ、または変速機における潤滑回路または冷却回路のよ
うな低圧のチャンネルに吐出させることができる。図面
において、この圧力制御バルブすなわち一方向バルブ３
３は吸入ライン２０に連結されるラインに配備される。
【００１９】一方向バルブ３３、例えばボールバルブが
使用されるならば、第一ポンプ部分の吐出側の圧力レベ
ルも制御されることができる。このばあい、バルブ３３
は単純なボールバルブであり、そのボールバルブによっ
て第一ポンプの出口すなわち吐出側の圧力は、例えば
１．５〜２×１０3 ヘクトパスカル（１．５〜２バー
ル）に設定される。しかしながら、このバルブは内部的
にまたは外部的に調整することのできる圧力制御バルブ
とすることができ、このバルブによって第一ポンプの吐
出側の圧力は例えば４〜４０×１０3 ヘクトパスカル
（４〜４０バール）の範囲の圧力値となされる一方、第
二ポンプが残る圧力上昇を例えば８〜８０×１０3 ヘク
トパスカル（８〜８０バール）の範囲の圧力値とされる
ことを保証する。この例では、圧力制御バルブ３３は、
制御ユニット１８からこれ以上詳細に図示されていない
連結を経て設定されることができる。このバルブはまた
二つのポンプ部分のハウジング内で、またはバルブ２９
の切換え部材３４内で吸入ライン２４と吸入ライン２５
との間に取付けられることもできる。
使用されるならば、第一ポンプ部分の吐出側の圧力レベ
ルも制御されることができる。このばあい、バルブ３３
は単純なボールバルブであり、そのボールバルブによっ
て第一ポンプの出口すなわち吐出側の圧力は、例えば
１．５〜２×１０3 ヘクトパスカル（１．５〜２バー
ル）に設定される。しかしながら、このバルブは内部的
にまたは外部的に調整することのできる圧力制御バルブ
とすることができ、このバルブによって第一ポンプの吐
出側の圧力は例えば４〜４０×１０3 ヘクトパスカル
（４〜４０バール）の範囲の圧力値となされる一方、第
二ポンプが残る圧力上昇を例えば８〜８０×１０3 ヘク
トパスカル（８〜８０バール）の範囲の圧力値とされる
ことを保証する。この例では、圧力制御バルブ３３は、
制御ユニット１８からこれ以上詳細に図示されていない
連結を経て設定されることができる。このバルブはまた
二つのポンプ部分のハウジング内で、またはバルブ２９
の切換え部材３４内で吸入ライン２４と吸入ライン２５
との間に取付けられることもできる。
【００２０】或る作動状況において上述した直列連結が
変速機の要求値に合致させるには出力量が少ないなら
ば、特に低回転速度においてこの状況が生じるならば、
キャビテーション問題が生じないときに、切換えバルブ
２９は制御ユニット１８の制御のもとで図３に示す右側
位置に設定される。
変速機の要求値に合致させるには出力量が少ないなら
ば、特に低回転速度においてこの状況が生じるならば、
キャビテーション問題が生じないときに、切換えバルブ
２９は制御ユニット１８の制御のもとで図３に示す右側
位置に設定される。
【００２１】このために、おそらくオン／オフソレノイ
ド３５によって行われることになるが、ライン３６によ
るオイルの供給は遮断され、これにより切換えバルブ２
９の左側のばね力がこれを支配して切換え部材３４を右
側位置へ押付けるようにする。この実施例では、図３に
示したように、供給ライン２０は入口２５および入口２
４の両方に対して回路２２，３２および３１を経て連結
されている。この並列連結において、第一ポンプすなわ
ちブースタポンプ部分２５，２６の吸入ラインすなわち
入口は第二ポンプ部分２４，２７の吸入ラインすなわち
入口に連結される。第一ポンプすなわちブースタポンプ
部分の吐出側ラインすなわち出口もまた第二ポンプ部分
の吐出側ラインすなわち出口に連結される。この並列連
結状態において、これは全作動時間の例えば５％程度の
僅かな時間しか必要とされないが、大体積流量が与えら
れる。図２における直列連結のばあいのように、第一お
よび第二ポンプ部分の吐出側のライン２８の圧力レベル
はこれ以上詳細に説明しないが変速機の圧力制御バルブ
によって制御される。
ド３５によって行われることになるが、ライン３６によ
るオイルの供給は遮断され、これにより切換えバルブ２
９の左側のばね力がこれを支配して切換え部材３４を右
側位置へ押付けるようにする。この実施例では、図３に
示したように、供給ライン２０は入口２５および入口２
４の両方に対して回路２２，３２および３１を経て連結
されている。この並列連結において、第一ポンプすなわ
ちブースタポンプ部分２５，２６の吸入ラインすなわち
入口は第二ポンプ部分２４，２７の吸入ラインすなわち
入口に連結される。第一ポンプすなわちブースタポンプ
部分の吐出側ラインすなわち出口もまた第二ポンプ部分
の吐出側ラインすなわち出口に連結される。この並列連
結状態において、これは全作動時間の例えば５％程度の
僅かな時間しか必要とされないが、大体積流量が与えら
れる。図２における直列連結のばあいのように、第一お
よび第二ポンプ部分の吐出側のライン２８の圧力レベル
はこれ以上詳細に説明しないが変速機の圧力制御バルブ
によって制御される。
【００２２】図４は切換えバルブ２９の変形例の断面図
を示しており、上述した第一ポンプの圧力制御バルブは
ボールバルブ３９として切換え部材３４に受入れられて
いる。言うまでもないが、図２および図３に示されたバ
ルブ３３は不要となる。さらに、ライン２８，３０，３
１および３２は異なるシーケンスでバルブ２９に連結さ
れねばならない。
を示しており、上述した第一ポンプの圧力制御バルブは
ボールバルブ３９として切換え部材３４に受入れられて
いる。言うまでもないが、図２および図３に示されたバ
ルブ３３は不要となる。さらに、ライン２８，３０，３
１および３２は異なるシーケンスでバルブ２９に連結さ
れねばならない。
【００２３】個別のポンプまたはポンプ部分は一定のス
トローク体積または可変調整可能なストローク体積を有
して設計されることができる。ポンプまたはポンプ部分
は直接に、またはカップリングを経て特定の変速比で自
動車の内燃エンジンのような駆動ユニットによって駆動
されることができる。個別のポンプの少なくとも一つを
電気的に駆動することが可能である。
トローク体積または可変調整可能なストローク体積を有
して設計されることができる。ポンプまたはポンプ部分
は直接に、またはカップリングを経て特定の変速比で自
動車の内燃エンジンのような駆動ユニットによって駆動
されることができる。個別のポンプの少なくとも一つを
電気的に駆動することが可能である。
【００２４】図５はポンプ軸の回転速度の関数としてポ
ンピングユニットの体積流量すなわち吐出量を示してい
る。同図において、線４０は並列連結された二つのポン
プによって導かれた体積流量（例えばリットル／分）を
示しており、線４１は直列連結された二つのポンプによ
り吐出される体積流量を示している。既に留意したよう
に、大出力が必要とされるならば、図示するように例え
ば回転速度Ａにおいて直列連結から並列連結へ切換える
ことができる。
ンピングユニットの体積流量すなわち吐出量を示してい
る。同図において、線４０は並列連結された二つのポン
プによって導かれた体積流量（例えばリットル／分）を
示しており、線４１は直列連結された二つのポンプによ
り吐出される体積流量を示している。既に留意したよう
に、大出力が必要とされるならば、図示するように例え
ば回転速度Ａにおいて直列連結から並列連結へ切換える
ことができる。
【図１】先行技術の連続可変変速機の概略図。
【図２】二つのポンプが直列に連結された状態の本発明
によるポンピングユニットの概略図。
によるポンピングユニットの概略図。
【図３】二つのポンプが並列に連結された状態の本発明
によるポンピングユニットの概略図。
によるポンピングユニットの概略図。
【図４】図２および図３の実施例の切換えバルブの変形
例の断面図。
例の断面図。
【図５】ポンプ速度の関数として図２および図３の実施
例に含まれる体積流量の例のグラフ。
例に含まれる体積流量の例のグラフ。
１８ 制御ユニット １９ フィルタ ２４，２７ 第二ポンプ部分 ２５，２６ 第一ポンプ部分 ２９ 切換えバルブ ３３ 制御バルブすなわち一方向バルブ ３４ 切換え部材
Claims (14)
- 【請求項１】 一次軸に取付けられた一次プーリと、二
次軸に取付けられた二次プーリと、両プーリに掛け回さ
れた駆動ベルトと、作動媒体を流体圧作動シリンダへ供
給するために少なくとも一つのポンプを備えたポンピン
グユニットと、変速機の作動状態に応じてポンプ供給量
を制御する制御ユニットとを有し、前記プーリは各々二
つの滑車を含み、変速比を設定するために一方の滑車は
流体圧作動シリンダの作用のもとで他方の滑車に対して
軸線方向に可動とされている特に自動車用の連続可変変
速機であって、ポンピングユニットが少なくとも二つの
ポンプを含み、第一のポンプは直列に連結されている第
二ポンプのブースタポンプとして作用することを特徴と
する連続可変変速機。 - 【請求項２】 請求項１に記載された連続可変変速機で
あって、変速機が必要とする作動媒体の体積流量が直列
連結における利用可能な体積流量より大きいときには、
制御ユニットによる制御のもとで二つのポンプを直列連
結から並列連結に切換えることができるスイッチバルブ
を備えている連続可変変速機。 - 【請求項３】 請求項１に記載された連続可変変速機で
あって、第一ポンプの圧力および第一ポンプからの余剰
媒体吐出量を調整するために、第一ポンプの出口に連結
された圧力制御バルブを備えている連続可変変速機。 - 【請求項４】 請求項３に記載された連続可変変速機で
あって、制御ユニットが圧力制御バルブの圧力設定を制
御する連続可変変速機。 - 【請求項５】 請求項３に記載された連続可変変速機で
あって、圧力制御バルブが一つまたは複数のポンプのポ
ンプハウジング内部に嵌め込まれている連続可変変速
機。 - 【請求項６】 請求項３に記載された連続可変変速機で
あって、圧力制御バルブが切換えバルブに取付けられて
いる連続可変変速機。 - 【請求項７】 請求項３に記載された連続可変変速機で
あって、圧力制御バルブが一方向バルブである連続可変
変速機。 - 【請求項８】 請求項１に記載された連続可変変速機で
あって、ポンプが個別のポンプであるか、または一つの
ポンプにおけるポンプ部分である連続可変変速機。 - 【請求項９】 請求項１に記載された連続可変変速機で
あって、一方または両方のポンプが自動車の駆動エンジ
ンによって直接にまたは変速機を介して特定変速比で駆
動される連続可変変速機。 - 【請求項１０】 請求項１に記載された連続可変変速機
であって、少なくとも一つのポンプが電気的に駆動され
る連続可変変速機。 - 【請求項１１】 請求項１から請求項１０までのいずれ
か一項に記載された連続可変変速機であって、第一ポン
プが第二ポンプよりも大きいストローク体積を有する連
続可変変速機。 - 【請求項１２】 請求項１から請求項１１までのいずれ
か一項に記載された連続可変変速機であって、ポンプの
ストローク体積が調整可能な連続可変変速機。 - 【請求項１３】 請求項３に記載された連続可変変速機
であって、第一ポンプからの余剰吐出媒体が、変速機に
おける潤滑回路または冷却回路のような低圧チャンネル
に戻される連続可変変速機。 - 【請求項１４】 請求項１に記載された連続可変変速機
であって、ポンピングユニットが３以上のポンプを含む
連続可変変速機。
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| NL1003876A NL1003876C2 (nl) | 1996-08-26 | 1996-08-26 | Continu variabele transmissie met tenminste twee pompen in serie-/parallelschakeling. |
| NL1003876 | 1996-08-26 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH1089430A true JPH1089430A (ja) | 1998-04-07 |
| JP3688101B2 JP3688101B2 (ja) | 2005-08-24 |
Family
ID=19763413
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP22997297A Expired - Lifetime JP3688101B2 (ja) | 1996-08-26 | 1997-08-26 | 連続可変変速機 |
Country Status (7)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5941786A (ja) |
| EP (2) | EP0826910B1 (ja) |
| JP (1) | JP3688101B2 (ja) |
| KR (1) | KR100509005B1 (ja) |
| AT (1) | ATE475037T1 (ja) |
| DE (2) | DE69739941D1 (ja) |
| NL (1) | NL1003876C2 (ja) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2008510105A (ja) * | 2004-08-13 | 2008-04-03 | ロベルト ボッシュ ゲゼルシャフト ミト ベシュレンクテル ハフツング | 液圧ポンプセットの設けられた連続可変トランスミッション |
| WO2013069101A1 (ja) * | 2011-11-09 | 2013-05-16 | 本田技研工業株式会社 | 可変容量ポンプの運転状態切換装置 |
| JP2016502631A (ja) * | 2012-12-06 | 2016-01-28 | ローベルト ボツシユ ゲゼルシヤフト ミツト ベシユレンクテル ハフツングＲｏｂｅｒｔ Ｂｏｓｃｈ Ｇｍｂｈ | 内燃機関を備えた車両の動力伝達経路用の液圧操作される無段変速機 |
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| NL1010144C2 (nl) | 1998-09-21 | 2000-03-22 | Doornes Transmissie Bv | Continu variabele transmissie. |
| DE10020187A1 (de) | 2000-04-25 | 2001-10-31 | Getrag Getriebe Zahnrad | Hydraulische Schaltung für ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge |
| DE50303037D1 (de) * | 2002-04-10 | 2006-05-24 | Luk Lamellen & Kupplungsbau | Hydrauliksystem, automatikgetriebe |
| JP2004084786A (ja) * | 2002-08-27 | 2004-03-18 | Jatco Ltd | 無段変速機におけるライン圧制御装置 |
| US20040179962A1 (en) * | 2003-03-12 | 2004-09-16 | Hopper Mark L. | System and method for regulating pressure in an automatic transmission |
| DE60308833T2 (de) | 2003-05-30 | 2007-03-01 | Robert Bosch Gmbh | Hydraulische Anordnung für Fahrzeuggetriebe |
| US6926639B2 (en) | 2003-07-02 | 2005-08-09 | Visteon Global Technologies, Inc. | Vehicle control method |
| US20080031751A1 (en) * | 2006-03-03 | 2008-02-07 | Littwin Kenneth M | Sump pump control system |
| NL1032577C2 (nl) * | 2006-09-26 | 2008-03-27 | Bosch Gmbh Robert | Continu variabele transmissie met een hydraulisch regelsysteem en werkwijze voor het regelen daarvan. |
| US8991152B2 (en) | 2011-01-24 | 2015-03-31 | Hamilton Sundstrand Corporation | Aircraft engine fuel system |
| US9133772B2 (en) | 2011-02-24 | 2015-09-15 | Hamilton Sundstrand Corporation | Fuel system |
| JP5922416B2 (ja) * | 2012-01-23 | 2016-05-24 | 本田技研工業株式会社 | 可変容量ポンプの運転状態切換装置 |
| CN107532710A (zh) * | 2015-04-17 | 2018-01-02 | 博格华纳公司 | 用于无级自动变速器的多压液压控制系统 |
| CN112177938B (zh) | 2016-08-10 | 2023-05-26 | 可克斯塔特国际股份有限公司 | 模块化多级泵组件 |
| US11118588B2 (en) | 2017-08-29 | 2021-09-14 | Cornell Pump Company | Dual pump system |
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|---|---|---|---|---|
| DE3727633A1 (de) * | 1987-08-19 | 1989-03-02 | Manfred Rattunde | Kegelscheibenumschlingungsgetriebe mit geregelter druckmittelmenge |
| DE4131931C2 (de) * | 1990-09-26 | 1998-10-01 | Zahnradfabrik Friedrichshafen | Verstellbares Umschlingungsgetriebe |
| DE4134268C2 (de) * | 1990-10-29 | 2001-05-17 | Volkswagen Ag | Antriebsanordnung für ein Kraftfahrzeug |
| NL9100391A (nl) * | 1991-03-05 | 1992-10-01 | Doornes Transmissie Bv | Continu variabele transmissie voorzien van een regelbare pomp. |
| DE4136150A1 (de) * | 1991-11-02 | 1993-05-06 | Zf Friedrichshafen Ag, 7990 Friedrichshafen, De | Fluegelzellenpumpe |
| US5431545A (en) * | 1993-12-02 | 1995-07-11 | Praxair Technology, Inc. | Pumper system for in-situ pigging applications |
-
1996
- 1996-08-26 NL NL1003876A patent/NL1003876C2/nl not_active IP Right Cessation
-
1997
- 1997-08-15 EP EP97202525A patent/EP0826910B1/en not_active Expired - Lifetime
- 1997-08-15 DE DE69739941T patent/DE69739941D1/de not_active Expired - Lifetime
- 1997-08-15 AT AT07105444T patent/ATE475037T1/de not_active IP Right Cessation
- 1997-08-15 DE DE69739837T patent/DE69739837D1/de not_active Expired - Lifetime
- 1997-08-15 EP EP07105444A patent/EP1803975B1/en not_active Expired - Lifetime
- 1997-08-20 US US08/914,791 patent/US5941786A/en not_active Expired - Lifetime
- 1997-08-26 KR KR1019970040814A patent/KR100509005B1/ko not_active IP Right Cessation
- 1997-08-26 JP JP22997297A patent/JP3688101B2/ja not_active Expired - Lifetime
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Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| US5941786A (en) | 1999-08-24 |
| EP1803975A1 (en) | 2007-07-04 |
| EP0826910A1 (en) | 1998-03-04 |
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| DE69739941D1 (de) | 2010-09-02 |
| KR19980018988A (ko) | 1998-06-05 |
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| EP0826910B1 (en) | 2010-04-14 |
| DE69739837D1 (de) | 2010-05-27 |
| EP1803975B1 (en) | 2010-07-21 |
| ATE475037T1 (de) | 2010-08-15 |
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