JPWO2012035624A1 - 車両用ベルト式無段変速機 - Google Patents

Abstract

軸長および軸径を短縮することができ、且つ、制御性の低下を抑制することができる車両用ベルト式無段変速機の構造を提供する。プライマリプーリ５８にプライマリ可動シーブ７４のプライマリ固定シーブ７２と反対側への移動を阻止するスペーサ８１が設けられるため、第１プーリ溝６４の最大溝幅が規定される。ここで、プライマリプーリ５８に第１プーリ溝６４の最小溝幅を規定するよく知られた段付部１３４、１３６が入力軸５６およびプライマリ可動シーブ７４に設けられることで、セカンダリプーリ６２の第２プーリ溝６５の最小溝幅および最大溝幅は、プライマリプーリ５８の最小溝幅および最大溝幅に応じて一義的に決定される。したがって、セカンダリプーリ６２において、第２プーリ溝６５の最小溝幅を規定する段付部を設ける必要がなくなるため、出力軸４０の軸径が段付部を設ける分だけ大きくなることが防止される。

Description

本発明は、車両用ベルト式無段変速機に係り、特に、可動シーブが固定シーブに対して相対回転不能、且つ、軸心方向の相対移動可能にスプライン嵌合された構造に関するものである。

車両用無段変速機の１つとして、従来よりベルト式無段変速機がよく知られている。このベルト式無段変速機は、互いに平行に配置された回転軸にそれぞれプライマリプーリおよびセカンダリプーリが備えられており、互いのプーリに伝動ベルトが巻き掛けられることで動力が伝達される。プライマリプーリおよびセカンダリプーリは、それぞれ固定シーブおよび可動シーブで主に構成されており、可動シーブが回転軸に対して軸心方向に相対移動されることで、固定シーブと可動シーブとの間に形成されている溝幅が変更される。そして、その溝幅が変更されることで、伝動ベルトの巻き掛け位置、言い換えれば、伝動ベルトの巻き掛け半径が変更されるため、ベルト式無段変速機の変速比が無段階的に変更される。例えば、特許文献１乃至特許文献３のベルト式無段変速機がその一例である。特許文献１乃至特許文献３のベルト式無段変速機の基本的な構成を、図１６に示すベルト式無段変速機６００の断面図を用いて説明する。

図１６に示すように、ベルト式無段変速機６００は、ケース６０２内において互いに平行に配設されている入力軸６０４および出力軸６０６、入力軸６０４側に設けられているプライマリプーリ６０８、出力軸６０６側に設けられているセカンダリプーリ６１０、プライマリプーリ６０８とセカンダリプーリ６１０との間に巻き掛けられている伝動ベルト６１２を主に備えて構成されている。

入力軸６０４は、トルクコンバータ６１４および前後進切替機構６１６と同軸心Ｃ１上に並んで配置されており、図示しないエンジンの回転がトルクコンバータ６１４および前後進切替機構６１６を介して伝達される。

プライマリプーリ６０８は、入力軸６０４の外周部に一体的に形成されている円盤状の固定シーブ６１８と、入力軸６０４に相対回転不能且つ軸心方向の相対移動可能にスプライン嵌合されている可動シーブ６２０とから構成されており、固定シーブ６１８と可動シーブ６２０との間にＶ溝６２２が形成されている。このＶ溝６２２は、油圧アクチュエータ６２３によって可動シーブ６２０が軸心方向へ相対移動させられることで、その溝幅が変更される。なお、図１６において、プライマリプーリ６０８の軸心Ｃ１に対して上側がＶ溝６２２の溝幅が最も広い状態、言い換えれば、ベルト式無段変速機６００が最大変速比γmaxの状態を示しており、プライマリプーリ６０８の軸心Ｃ１に対して下側がＶ溝６２２が最も狭い状態、言い換えれば、ベルト式無段変速機６００が最小変速比γminの状態を示している。

セカンダリプーリ６１０は、出力軸６０６の外周部に一体的に形成されている円盤状の固定シーブ６２４と、出力軸６０６に相対回転不能且つ軸心方向の相対移動可能にスプライン嵌合されている可動シーブ６２６とから構成されており、固定シーブ６２４と可動シーブ６２６との間にＶ溝６２８が形成されている。このＶ溝６２８は、油圧アクチュエータ６３０によって可動シーブ６２６が軸心方向へ相対移動させられることで、その溝幅が変更される。なお、図１６において、セカンダリプーリ６１０の軸心Ｃ２に対して上側がＶ溝６２８が最も広い状態、言い換えれば、ベルト式無段変速機６００が最小変速比γminの状態を示しており、セカンダリプーリ６１０の軸心Ｃ２に対して下側がＶ溝６２８が最も狭い状態、言い換えれば、ベルト式無段変速機６００が最大変速比γmaxの状態を示している。

伝動ベルト６１２は、プライマリプーリ６０８に形成されているＶ溝６２２およびセカンダリプーリ６１０に形成されているＶ溝６２８に跨って巻き掛けられており、互いのＶ溝６２２、６２８の溝幅が変更されることにより、伝動ベルト６１２の巻き掛け位置、言い換えれば巻き掛け半径が変更される。

このように、ベルト式無段変速機６００では、油圧アクチュエータ６２３、６３０によって可動シーブ６２０、６２６が軸心方向へ移動させられることで、各プーリ６０８、６１０のＶ溝６２２、６２８の溝幅が調整される。これより、各プーリ６０８、６１０の伝動ベルト６１２の巻き掛け半径が無段階的に変更されることで、ベルト式無段変速機６００の変速比が無段階的に変更される。

図１７は、図１６のプライマリプーリ６０８において入力軸６０４および可動シーブ６２０周辺を拡大して示した拡大断面図である。図１７に示すように、プライマリプーリ６０８の可動シーブ６２０の内周部において、軸心方向の伝動ベルト６１２側にシール部６３２が形成されており、軸心方向の伝動ベルト６１２とは反対側すなわち油圧アクチュエータ６２３側に雌スプライン６３４が形成されている。また、入力軸６０４の雄スプライン６３５および可動シーブ６２０の雌スプライン６３４がスプライン嵌合されることでトルク伝達されるトルク伝達部６３６および油圧アクチュエータ６２３の油圧室６３８に作動油を供給するための油路部６４０が形成されている。

特開２００８−２７５０１７号公報 特開２００８−２３２３８９号公報 特開２００８−２０８８６１号公報

ところで、プライマリプーリ６０８において伝動ベルト６１２を狭圧する際に作用するラジアル荷重（反力荷重）を受ける必要があり、図１７に示す雌スプライン６３４およびシール部６３２がラジアル荷重を受けるラジアル荷重受面として機能する。なお、ラジアル荷重とは、面に対して垂直に作用する荷重である。このラジアル荷重は、軸心方向において伝動ベルト６１２から遠ざかるに従って大きくなることが知られており、シール部６３２に比べて雌スプライン６３４が受けるラジアル荷重が大きくなる。ここで、プライマリプーリ６０８では、ラジアル荷重が大きくなる雌スプライン６３４にスプライン歯が形成されていることから、可動シーブ６２０の雌スプライン６３４の歯先面のみ入力軸６０４の外周面と接触するため、入力軸６０４と可動シーブ６２０との接触面積が小さくなっている。しかしながら、ラジアル荷重を受けるために所定の接触面積を確保する必要があるため、雌スプライン６３４の軸長を長くする必要があり、結果としてプライマリプーリ６０８が軸心方向に長くなる問題があった。

また、図１７に示すように、プライマリプーリ６０８において、ベルト式無段変速機６００の最小変速比γminが達成される可動シーブ６２０の位置を規定するために、入力軸６０４および可動シーブ６２０には、それぞれ段付部６４２、６４６がそれぞれ形成されている。この段付部６４２、６４６が、図１６のプライマリプーリ６０８において軸心Ｃ１の下側に示すように互いに当接することで最小変速比γminが達成される。このようにして、最小変速比γminが達成される可動シーブ６２０の位置決めが為されるが、入力軸６０４および可動シーブ６２０にそれぞれ段付部６４２、６４６を形成する必要がある。ここで、入力軸６０４に段付部６４２が形成されると、その段付部６４２分だけ軸径を太くする必要が生じ、入力軸６０４が径方向に大きくなってしまう問題があった。

さらに、シール部６３２は、入力軸６０４の外周面と可動シーブ６２０の内周面とが互いに摺接されることでシールされる構造であるが、上記シール構造は金属同士が接触するだけであるため、必ず作動油の漏れが発生する。この油の漏れ量は、ベルト式無段変速機６００の変速比γに応じて変化する。例えば、ベルト式無段変速機６００が最大変速比γmaxの状態では、図１６に示すプライマリプーリ６０８が軸心Ｃ１の上側に示す位置となり、シール部６３２の軸心方向の長さ、すなわち入力軸６０４の外周面と可動シーブ６２０の内周面とが接触することで形成されるシール部６３２のシール幅が最も短くなる。一方、ベルト式無段変速機６００が最小変速比γminの状態では、プライマリプーリ６０８が軸心Ｃ１の下側に示す位置となり、シール部６３２の軸心方向の長さ、すなわち入力軸６０４の外周面と可動シーブ６２０の円周面とが接触することで形成されるシール部６３２のシール幅が最も長くなる。このようにベルト式無段変速機６００の変速比γに応じてシール部６３２のシール幅が変化するため、それに従ってシール部６３２からの作動油の漏れ量が複雑に変化する。これより、シール部６３２のシール幅が変化するに従って作動油の漏れ量が複雑に変化するため、プライマリプーリ６０８の油圧アクチュエータ６２３において油圧の制御性が低下する問題があった。なお、上述した各問題は、セカンダリプーリ６１０においても同様に発生する。

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、車両用ベルト式無段変速機において、軸長および軸径を短縮することができ、且つ、制御性の低下を抑制することができる車両用ベルト式無段変速機の構造を提供することにある。

上記目的を達成するための、請求項１にかかる発明の要旨とするところは、(a)入力軸に固定されている第１固定シーブと、内周部に形成されている雌スプラインが入力軸に形成されている雄スプラインとスプライン嵌合されることで入力軸に相対回転不能且つ軸心方向の相対移動可能な第１可動シーブとを有するプライマリプーリと、前記入力軸に平行な出力軸に固定されている第２固定シーブと、内周部に形成されている雌スプラインが出力軸に形成されている雄スプラインとスプライン嵌合されることで出力軸に相対回転不能且つ軸心方向の相対移動可能な第２可動シーブとを有するセカンダリプーリと、前記第１固定シーブと前記第１可動シーブとの間に形成されるＶ字形状の第１プーリ溝および前記第２固定シーブと前記第２可動シーブとの間に形成されるＶ字形状の第２プーリ溝に巻き掛けられる伝動ベルトとを備える車両用ベルト式無段変速機であって、(b)前記プライマリプーリの第１可動シーブの内周部に形成される前記雌スプラインは、前記伝動ベルトが前記第１プーリ溝に巻き掛けられた状態において、軸心方向の伝動ベルト側に形成される一方、その第１可動シーブの軸心方向の伝動ベルト側と反対側には、内周面が前記入力軸の外周面に摺接される円筒状の第１円筒部が形成されており、(c)前記セカンダリプーリの第２可動シーブの内周部に形成される前記雌スプラインは、前記伝動ベルトが前記第２プーリ溝に巻き掛けられた状態において、軸心方向の伝動ベルト側に形成される一方、その第２可動シーブの軸心方向の伝動ベルト側と反対側には、内周面が前記出力軸の外周面に摺接される円筒状の第２円筒部が形成されており、(d)前記プライマリプーリに設けられて第１プーリ溝の最大溝幅を規定するための第１溝幅規定手段、および、前記セカンダリプーリに設けられて第２プーリ溝の最大溝幅を規定するための第２溝幅規定手段の少なくとも一方が設けられていることを特徴とする。

このようにすれば、プライマリプーリに第１溝幅規定手段が設けられた場合、第１プーリ溝の最大溝幅が規定される。ここで、さらにプライマリプーリに第１プーリ溝の最小溝幅を規定するよく知られた段付部が入力軸および第１可動シーブに設けられれば、セカンダリプーリの第２プーリ溝の最小溝幅および最大溝幅は、プライマリプーリの最小溝幅および最大溝幅に応じて一義的に決定される。したがって、セカンダリプーリにおいて、第２プーリ溝の最小溝幅および最大溝幅を規定する段付部を設ける必要がなくなるため、出力軸の軸径が段付部を設ける分だけ大きくなることが防止される。

また、セカンダリプーリに第２溝幅規定手段が設けられた場合、第２プーリ溝の最大溝幅が規定される。ここで、さらにセカンダリプーリに第２プーリ溝の最小溝幅を規定するよく知られた段付部が出力軸および第２可動シーブに設けられれば、プライマリプーリの第１プーリ溝の最小溝幅および最大溝幅は、セカンダリプーリの最小溝幅および最大溝幅に応じて一義的に決定される。したがって、プライマリプーリにおいて、第１プーリ溝の最小溝幅および最大溝幅を規定する段付部を設ける必要がなくなるため、入力軸の軸径が段付部を設ける分だけ大きくなることが防止される。

また、プライマリプーリに第１溝幅規定手段が設けられると共に、セカンダリプーリに第２溝幅規定手段が設けられる場合、第１プーリ溝の最大溝幅が規定されると共に、第２プーリ溝の最大溝幅が規定される。ここで、第１プーリ溝が最大溝幅となると第２プーリ溝は最小溝幅となり、第２プーリ溝が最大溝幅となると第１プーリ溝は最小溝幅となることから、入力軸および出力軸にそれぞれのプーリ溝の最小溝幅を規定するための段付部を設ける必要がなくなる。これより、入力軸および出力軸にそれぞれのプーリ溝の最小溝幅を規定するための段付部を設ける必要がなくなるため、入力軸および出力軸の軸径が段付部を設ける分だけ大きくなることが防止される。

また、第１可動シーブの軸心方向の伝動ベルト側と反対側には、前記入力軸の外周面に摺接される円筒状の第１円筒部が形成されるため、伝動ベルトと反対側において第１可動シーブの内周面と入力軸の外周面とが接触する接触面積が、従来構造である可動シーブの雌スプラインの歯先面と入力軸の外周面とが接触する場合に比較して大きくなる。同様に、第２可動シーブの軸心方向の伝動ベルト側と反対側には、前記出力軸の外周面に摺接される円筒状の第２円筒部が形成されるため、伝動ベルトと反対側において第２可動シーブの内周面と出力軸の外周面とが接触する接触面積が、従来構造である可動シーブの雌スプラインの歯先面と出力軸の外周面とが接触する場合に比較して大きくなる。ここで、プライマリプーリおよびセカンダリプーリが伝動ベルトを挟持する際、その反力が第１円筒部の内周面と入力軸の外周面との接触面、および第２円筒部の内周面と出力軸の外周面との接触面に垂直に作用するラジアル荷重として作用するが、これに対して、それぞれの接触面ではその接触面積が大きく確保されているため、その荷重を受け持つことができる。すなわち、前記接触面積を確保するためにプライマリプーリおよびセカンダリプーリの軸長を長くする必要がなくなり、その軸長を短縮化することも可能となる。

また、第１円筒部が入力軸の外周面と接触する軸心方向の長さは、入力軸に段付部等が形成されないことで、第１円筒部が入力軸の外周面を摺動する範囲において一定とすることができる。これより、第１円筒部の内周面と入力軸の外周面との摺接面が作動油の漏れを抑制するシール面として機能する際、そのシール幅が第１可動シーブの位置に拘わらず変化しないため、シール面からの作動油の漏れ量が第１可動シーブの位置に応じて複雑に変化せず、油圧の制御性を向上させることができる。同様に、第２円筒部が出力軸の外周面と接触する軸心方向の長さは、出力軸に段付部等が形成されないことで、第２円筒部が出力軸の外周面を摺動する範囲において一定とすることができる。これより、第２円筒部の内周面と出力軸の外周面との摺接面が作動油の漏れを抑制するシール面として機能する際、そのシール幅が第２可動シーブの位置に拘わらず変化しないため、シール面からの作動油の漏れ量が第２可動シーブの位置に応じて複雑に変化せず、油圧の制御性を向上させることができる。

また、好適には、前記第１可動シーブが前記第１固定シーブ側に移動した際には、その第１可動シーブの内周部に形成されている前記雌スプラインと前記第１円筒部との境界に形成される端面が、前記入力軸に形成されている前記雄スプラインの端面と当接する位置において、前記第１シーブ溝の最小溝幅が規定されるものである。このようにすれば、第１可動シーブに形成される端面と入力軸の雄スプラインに形成される端面とが当接する位置で第１プーリ溝の最小溝幅が規定され、入力軸および第１可動シーブに段付部を設けることなく、第１プーリ溝の最小溝幅を規定することができる。

また、好適には、前記第２可動シーブが前記第２固定シーブ側に移動した際には、その第２可動シーブの内周部に形成されている前記雌スプラインと前記第２円筒部との境界に形成される端面が、前記出力軸に形成されている前記雄スプラインの端面と当接する位置において、前記第２シーブ溝の最小溝幅が既定されるものである。このようにすれば、第２可動シーブに形成される端面と出力軸の雄スプラインに形成される端面とが当接する位置で前記第２プーリ溝の最小溝幅が規定され、出力軸および第２可動シーブに段付部を設けることなく、第２プーリ溝の最小溝幅を規定することができる。

また、好適には、前記プライマリプーリに、前記第１プーリ溝の最大溝幅を規定する第１溝幅規定手段が設けられ、前記入力軸の外周面および前記第１可動シーブの内周面には、それぞれ段付部が設けられ、その第１可動シーブの段付部の端面がその入力軸の段付部の端面に当接する位置において、前記第１プーリ溝の最小溝幅が規定される。このようにすれば、セカンダリプーリに第２プーリ溝の最小溝幅および最大溝幅を規定する機械的な機構を設ける必要がなくなり、例えば出力軸に第２プーリ溝の最小溝幅を規定するための段付部を設けることを防止することができる。なお、第１プーリ溝が最小溝幅である場合には、伝動ベルトの巻き掛け径の変化に応じて、セカンダリプーリにおいて第２プーリ溝が最大溝幅となる。一方、第１プーリ溝が最大溝幅である場合には、伝動ベルトの巻き掛け径の変化に応じて、セカンダリプーリにおいて第２プーリ溝が最小溝幅となる。このように、プライマリプーリに設けられている機械的な機構によって、第２プーリ溝の最小溝幅および最大溝幅が規定される。

また、好適には、前記セカンダリプーリに、前記第２プーリ溝の最大溝幅を規定する第２溝幅規定手段が設けられ、前記出力軸の外周面および前記第２可動シーブの内周面には、それぞれ段付部が設けられ、その第２可動シーブの段付部の端面がその出力軸の段付部の端面に当接する位置において、前記第２プーリ溝の最小溝幅が規定される。このようにすれば、プライマリプーリに第１プーリ溝の最小溝幅および最大溝幅を規定する機械的な機構を設ける必要がなくなり、例えば入力軸に第１プーリ溝の最小溝幅を規定するための段付部を設けることを防止することができる。なお、第２プーリ溝が最小溝幅である場合には、伝動ベルトの巻き掛け径の変化に応じて、プライマリプーリにおいて第１プーリ溝の溝幅が最大溝幅となる。一方、第２プーリ溝が最大溝幅である場合には、伝動ベルトの巻き掛け径の変化に応じて、プライマリプーリにおいて第１プーリ溝の溝幅が最小となる。このように、セカンダリプーリに設けられている第２プーリ溝の溝幅を規定する機械的な機構によって、第１プーリ溝の最小溝幅および最大溝幅が規定される。

また、好適には、前記プライマリプーリに、前記第１プーリ溝の最大溝幅を規定する第１溝幅規定手段が設けられると共に、前記セカンダリプーリに、前記第２プーリ溝の最大溝幅を規定する第２溝幅規定手段が設けられる。このようにすれば、プライマリプーリの第１プーリ溝の最小溝幅を規定するための段付部、およびセカンダリプーリの第２プーリ溝の最小溝幅を規定するための段付部を設ける必要がなくなるため、例えば入力軸および出力軸にそれぞれプーリ溝の最小溝幅を規定するための段付部を設けることを防止することができる。なお、第１プーリ溝が最大溝幅である場合には、伝動ベルトの巻き掛け径の変化に応じて、セカンダリプーリにおいて第２プーリ溝の溝幅が最小溝幅に規定される。一方、第２プーリ溝が最大溝幅である場合には、伝動ベルトの巻き掛け径の変化に応じて、プライマリプーリにおいて第１プーリ溝の溝幅が最小溝幅に規定される。このようにして、第１プーリ溝の最小溝幅および第２プーリ溝の最小溝幅が規定される。

また、好適には、前記第１溝幅規定手段は、前記第１可動シーブの軸心方向において前記第１固定シーブと反対側の端面が所定の部材と当接することで、その第１可動シーブの軸心方向においてその第１固定シーブと反対側への移動を阻止するものである。このようにすれば、第１可動シーブの第１固定シーブと反対側に形成される端面が所定の部材と当接すると、第１可動シーブのそれ以上の軸心方向への移動が阻止されて、第１プーリ溝の最大溝幅が規定される。

また、好適には、前記第２溝幅規定手段は、前記第２可動シーブの軸心方向において前記第２固定シーブと反対側の端面が所定の部材と当接することで、その第２可動シーブの軸心方向においてその第２固定シーブと反対側への移動を阻止するものである。このようにすれば、第２可動シーブの第２固定シーブと反対側に形成される端面が所定の部材と当接すると、第２可動シーブのそれ以上の軸心方向への移動が阻止されて、第２プーリ溝の最大溝幅が既定される。

本発明が好適に適用された車両用動力伝達装置の骨子図である。 図１に示す車両用動力伝達装置の一部を示す断面図である。 図２のプライマリプーリのスプライン構造を説明するためにプライマリ可動シーブのスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。 図２のセカンダリプーリのスプライン構造を説明するためにセカンダリ可動シーブのスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。 図２のプライマリ可動シーブと入力軸との接触面の間で作用する面圧の大きさを解析的に計算した計算結果である。 本発明の他の実施例である車両用動力伝達装置の一部を示す断面図であり、図２に対応するものである。 図６のプライマリプーリのスプライン構造を説明するためにプライマリ可動シーブのスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。 図６のセカンダリプーリのスプライン構造を説明するためにセカンダリ可動シーブのスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。 本発明のさらに他の実施例である車両用動力伝達装置の一部を示す断面図であり、図２および図６に対応するものである。 図９のプライマリプーリのスプライン構造を説明するためにプライマリ可動シーブのスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。 図９のセカンダリプーリのスプライン構造を説明するためにセカンダリ可動シーブのスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。 本発明のさらに他の実施例である車両用動力伝達装置の一部を示す断面図であり、図２等に対応するものである。 図１２のプライマリプーリのスプライン構造を説明するためにプライマリ可動シーブのスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。 図１２のセカンダリプーリのスプライン構造を説明するためにセカンダリ可動シーブのスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。 本発明のさらに他の実施例であるプライマリプーリのスプライン構造を説明するためにプライマリ可動シーブのスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。 従来構造であるベルト式無段変速機の構造を説明するための断面図である。 図１６のプライマリプーリにおいて入力軸および可動シーブ周辺を拡大して示した拡大断面図である。

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。

図１は、本発明が好適に適用された車両用動力伝達装置１０の骨子図である。図１において、車両用動力伝達装置１０は、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）車両用のものであり、車両用の駆動源として良く知られたエンジン１２に連結されている。この車両用動力伝達装置１０は、流体を媒体としてエンジン１２のトルクを伝達する流体伝動装置として良く知られたトルクコンバータ１４と、そのトルクコンバータ１４から伝達されたトルクの回転方向を、車両前進用の回転方向とその反対向きである車両後進用の逆回転方向との間で切り換える前後進切替装置１６と、その前後進切替装置１６を介して伝達されたトルクを負荷に応じたトルクに変換する車両用ベルト式無段変速機（以下、無段変速機と記載する）１８と、その無段変速機１８の出力側に連結された減速歯車装置２０と、その減速歯車装置２０を介して伝達されたトルクを、左右一対の車輪２２に対してそれらの回転差を許容しつつ伝達する良く知られた所謂傘歯車式の差動歯車装置２４とを備えている。上記トルクコンバータ１４のポンプ翼車２６には、例えば無段変速機１８の変速制御や前後進切替装置１６の前後進切替制御に用いられる油圧等を発生させる機械式のオイルポンプ２８が設けられている。

上記前後進切替装置１６は、トルクコンバータ１４のタービン軸３０に連結されたサンギヤ３２と、無段変速機１８の入力軸５６に連結され且つタービン軸３０に対して前進用クラッチＣを介して選択的に連結されるキャリヤ３４と、非回転部材としてのトランスアクスルケース３６に対して後進用ブレーキＢを介して選択的に連結されるリングギヤ３８とを、含むダブルピニオン型の遊星歯車装置を主体として構成されている。上記前進用クラッチＣおよび後進用ブレーキＢは、何れもオイルポンプ２８から油圧が供給されることによって摩擦係合させられる油圧式摩擦係合装置である。このような前後進切替装置１６では、前進用クラッチＣが係合されると共に後進用ブレーキＢが解放されることにより、前記遊星歯車装置が一体回転状態とされて前進用動力伝達経路が成立するようになっている。上記前進用動力伝達経路が成立した場合には、トルクコンバータ１４から伝達されたトルクがそのままの回転方向で無段変速機１８に出力される。また、前後進切替装置１６では、後進用ブレーキＢが係合させられると共に前進用クラッチＣが解放されることにより、前記遊星歯車装置が入出力逆回転状態とされて後進用動力伝達経路が成立するようになっている。上記後進用動力伝達経路が成立した場合には、トルクコンバータ１４から伝達されたトルクが、その回転方向が逆回転にされて無段変速機１８に出力される。また、前後進切替装置１６は、前進用クラッチＣおよび後進用ブレーキＢが共に解放されることにより、動力伝達を遮断するニュートラル状態（遮断状態）とされる。

前記減速歯車装置２０は、無段変速機１８の出力軸４０の外周面に相対回転不能に嵌合された第１ドライブギヤ４２と、出力軸４０と平行に設けられ且つ回転可能に支持された伝達軸４４と、その伝達軸４４の外周面に相対回転不能に嵌合されて第１ドライブギヤ４２に噛み合わされた第１ドリブンギヤ４６と、伝達軸４４の外周面から外周側へ突設された第２ドライブギヤ４８と、伝達軸４４と平行に設けられ且つ回転可能に支持された差動歯車装置２４のデフケース５０の外周面に相対回転不能に嵌合されて、第２ドライブギヤ４８に噛み合わされた第２ドリブンギヤ（デフリングギヤ）５２とを、備えている。上記第１ドライブギヤ４２および第２ドライブギヤ４８は、上記第１ドリブンギヤ４６および第２ドリブンギヤ５２よりも小径に形成されている。このような減速歯車装置２０では、車両の加速時には、無段変速機１８の出力軸４０から第１ドライブギヤ４２に伝達されたトルクが、第１ドリブンギヤ４６、伝達軸４４、第２ドライブギヤ４８、および第２ドリブンギヤ５２をそれぞれ介して差動歯車装置２４のデフケース５０に出力される。また、車両の減速時には、左右一対の車輪２２から伝達される逆駆動力が、差動歯車装置２４および減速歯車装置２０を介して無段変速機１８の出力軸４０に伝達される。

図２は、図１に示す車両用動力伝達装置１０の一部を示す断面図である。図２において、無段変速機１８は、一対の軸受５４を介してトランスアクスルケース３６によって軸心Ｃ１まわりの回転可能に支持された入力軸５６と、その入力軸５６の外周側に設けられたプライマリプーリ（入力側溝幅可変プーリ）５８と、入力軸５６と平行に設けられ一対の軸受６０を介してトランスアクスルケース３６によって軸心Ｃ２まわりの回転可能に支持された出力軸４０と、その出力軸４０の外周側に設けられたセカンダリプーリ（出力側溝幅可変プーリ）６２と、プライマリプーリ５８およびセカンダリプーリ６２にそれぞれ巻き掛けられて両プーリ間において摩擦力により動力伝達を行う良く知られた無端環状の伝動ベルト６６とを備えている。

上記プライマリプーリ５８は、入力軸５６の外周側に固設されている円盤状のプライマリ固定シーブ７２（第１固定シーブ）と、そのプライマリ固定シーブ７２との間にＶ字形状の第１プーリ溝６４を形成するように、入力軸５６に相対回転不能且つ軸心Ｃ１方向に相対移動可能にスプライン嵌合されるプライマリ可動シーブ７４（第１可動シーブ）と、供給される油圧に応じてプライマリ可動シーブ７４を軸心Ｃ１方向に移動させてプライマリ可動シーブ７４とプライマリ固定シーブ７２とを接近または離間させることにより、第１プーリ溝６４の溝幅を変化させるプライマリ油圧アクチュエータ７６とを備えている。

上記プライマリ固定シーブ７２は、入力軸５６の外周面から外周側に突き出して入力軸５６に一体に設けられた円盤状の部材である。このプライマリ固定シーブ７２には、外周側に向かうほどプライマリ可動シーブ７４から離間する円錐状のテーパ面７８がプライマリ可動シーブ７４との対向面に形成されている。

前記プライマリ可動シーブ７４は、入力軸５６に軸心Ｃ１方向の相対移動可能且つ軸心Ｃ１まわりの相対回転不能にスプライン嵌合された内側筒部７４ａと、その内側筒部７４ａのプライマリ固定シーブ７２側の一端部から外周側に突き出して一体に設けられた円盤部７４ｂと、その円盤部７４ｂの外周部からプライマリ固定シーブ７２とは反対側に向けて軸心Ｃ１方向に突設された外側筒部７４ｃとを有している。上記円盤部７４ｂには、外周側に向かうほどプライマリ固定シーブ７２から離間する円錐状のテーパ面８０がプライマリ固定シーブ７２との対向面に形成されている。上記テーパ面８０は、プライマリ固定シーブ７２のテーパ面７８とともに第１プーリ溝６４を形成している。

前記プライマリ油圧アクチュエータ７６は、入力軸５６のプライマリ可動シーブ７４に対するプライマリ固定シーブ７２とは反対側の一端部に配設されてプライマリ可動シーブ７４と共に油密な油圧室８４を形成するための有底円筒状のシリンダ部材８２を備えている。シリンダ部材８２は、その内周部が入力軸５６に形成されている段付端面に嵌め付けられているスペーサ８１と軸受５４との間に挟まれることで軸心方向への移動が阻止されている屈曲形状の壁部８２ａと、その壁部８２ａの外周部からプライマリ可動シーブ７４の外側筒部７４ｃの外周側に周方向に連続して突設され、プライマリ可動シーブ７４の外側筒部７４ｃの外周面に対してオイルシールを介して摺動する筒部８２ｂとを備えている。このシリンダ部材８２とプライマリ可動シーブ７４と入力軸５６とによって油密に囲まれる空間には、油圧室８４が形成される。この油圧室８４には、トランスアクスルケース３６に形成された第１油路８６と、入力軸５６の内周側に形成されて第１油路８６に連通された第２油路８８と、その第２油路８８から入力軸５６を径方向に貫通して形成された第３油路９０とをそれぞれ通じて、前記オイルポンプ２８から圧送された油圧が図示しない油圧制御回路により適宜調圧されて供給されるようになっている。

このようなプライマリプーリ５８では、油圧室８４に供給される油圧に応じてプライマリ可動シーブ７４が軸心Ｃ１方向においてプライマリ固定シーブ７２に接近または離間して、第１プーリ溝６４の幅が変化させられるようになっている。図２において、軸心Ｃ１の下側に実線で示すプライマリ可動シーブ７４は、プライマリ固定シーブ７２との間に形成される第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態において、伝動ベルト６６の巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機１８の変速比γが最小変速比γminとなる。また、軸心Ｃ１の上側に実線で示すプライマリ可動シーブ７４は、プライマリ固定シーブ７２との間に形成される第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗmaxとされた状態を示している。この状態において、伝動ベルト６６の巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxとなる。

前記セカンダリプーリ６２は、出力軸４０の外周側に固設されたセカンダリ固定シーブ９２（第２固定シーブ）と、そのセカンダリ固定シーブ９２との間にＶ字形状の第２プーリ溝６５を形成するように、出力軸４０に相対回転不能且つ軸心Ｃ２方向に相対移動可能にスプライン嵌合されるセカンダリ可動シーブ９４（第２可動シーブ）と、供給される油圧に応じてセカンダリ可動シーブ９４を軸心Ｃ２方向に移動させてセカンダリ可動シーブ９４とセカンダリ固定シーブ９２とを接近または離間させることにより、第２プーリ溝６５の溝幅を変化させるセカンダリ油圧アクチュエータ９６とを備えている。

上記セカンダリ固定シーブ９２は、出力軸４０の外周面から外周側に突き出して出力軸４０に一体に設けられた円盤状の部材である。このセカンダリ固定シーブ９２には、外周側に向かうほどセカンダリ可動シーブ９４から離間する円錐状のテーパ面９８がセカンダリ可動シーブ９４との対向面に形成されている。

前記セカンダリ可動シーブ９４は、出力軸４０に対して軸心方向の相対移動可能且つ軸心Ｃ２まわりの相対回転不能にスプライン嵌合された内側筒部９４ａと、その内側筒部９４ａのセカンダリ固定シーブ９２側の一端部から外周側に突き出して一体に設けられた円盤状の円盤部９４ｂと、その円板部９４ｂの外周部からセカンダリ固定シーブ９２とは反対側に向けて軸心Ｃ２方向に突設された外側筒部９４ｃとを有している。上記円盤部９４ｂには、外周側に向かうほどセカンダリ固定シーブ９２から離間する円錐状のテーパ面１０２がセカンダリ固定シーブ９２との対向面に形成されている。上記テーパ面１０２は、セカンダリ固定シーブ９２のテーパ面９８とともに第２プーリ溝６５を形成している。

前記セカンダリ油圧アクチュエータ９６は、出力軸４０のセカンダリ可動シーブ９４に対するセカンダリ固定シーブ９２とは反対側の一端部に配設されてセカンダリ可動シーブ９４と共に油密な油圧室１０８を形成するための有底円筒状のシリンダ部材１０６を備えている。シリンダ部材１０６は、その内周部が出力軸４０に形成されている段付端面と円筒部材１０４との間に挟まれることで軸心方向への移動が阻止されている内周壁部１０６ａと、その内周壁部１０６ａの外周部からセカンダリ可動シーブ９４の円盤部９４ｂ側に向けて延設された筒部１０６ｂと、その筒部１０６ｂのセカンダリ可動シーブ９４側の一端部から周方向に連続して外周側に突設され、セカンダリ可動シーブ９４の外側筒部９４ｃの内周面に対してオイルシールを介して摺動する外周壁部１０６ｃとを有するシリンダ部材１０６を備えている。このシリンダ部材１０６とセカンダリ可動シーブ９４と出力軸４０とによって油密に囲まれる空間には、油圧室１０８が形成されている。この油圧室１０８には、トランスアクスルケース３６に形成された第４油路１１０と、出力軸４０の内周側に形成されて第４油路１１０に連通された第５油路１１２と、その第５油路１１２から出力軸４０を径方向に貫通して形成された第６油路１１４とをそれぞれ通じて、前記オイルポンプ２８から圧送された油圧が図示しない油圧制御回路により適宜調圧されて供給されるようになっている。また、セカンダリ可動シーブ９４の内側筒部９４ａの外周面に形成された段付端面とシリンダ部材１０６の内周壁部１０６ａとの間には、セカンダリ可動シーブ９４をセカンダリ固定シーブ９２側へ付勢するコイルスプリング１１６が設けられている。

このようなセカンダリプーリ６２では、油圧室１０８に供給される油圧に応じてセカンダリ可動シーブ９４にセカンダリ固定シーブ９２へ向かう推力すなわち伝動ベルト６６を挟圧する方向の推力が付与されるようになっている。図２において、軸心Ｃ１の下側に実線で示すセカンダリプーリ６２は、セカンダリ固定シーブ９２とセカンダリ可動シーブ９４との間に形成される第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ６２への巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxとなる。また、軸心Ｃ１の上側に実線で示すセカンダリプーリ６２は、セカンダリ固定シーブ９２とセカンダリ可動シーブ９４との間に形成される第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗmaxとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ６２への巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機１８の変速比γが最小変速比γminとなる。

以上のように構成されたベルト式無段変速機１８では、プライマリプーリ５８の第１プーリ溝６４およびセカンダリプーリ６２の第２プーリ溝６５をそれぞれ変化させて、伝動ベルト６６のプライマリプーリ５８およびセカンダリプーリ６２における巻掛半径をそれぞれ変化させることにより、変速比（入力軸５６の回転速度／出力軸４０の回転速度）が無段階に変化するようになっている。伝動ベルト６６のプライマリプーリ５８における巻掛半径が小さくされると共に、セカンダリプーリ６２における巻掛半径が大きくされた場合には、ベルト式無段変速機１８の変速比γが大きくなる。また、伝動ベルト６６のプライマリプーリ５８における巻掛半径が大きくされると共に、セカンダリプーリ６２における巻掛半径が小さくされた場合には、ベルト式無段変速機１８の変速比が小さくなる。

図３は、図２のプライマリプーリ５８のスプライン構造を説明するためにプライマリ可動シーブ７４のスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。図３に示すように、プライマリ可動シーブ７４の内周部の軸心方向において伝動ベルト６６側には、雌スプライン１２０が軸心Ｃ１と平行に形成されている。この雌スプライン１２０が入力軸５６の外周面１２８に形成されている雄スプライン１２２とスプライン嵌合されることで、プライマリ可動シーブ７４が入力軸５６と一体的に回転させられる。なお、入力軸５６には、後述する段付部が形成されているため、入力軸５６の外周面１２８が２段に形成されている。本実施例では、入力軸５６の軸径の小さい側を外周面１２８ａとし、軸径の大きい側を外周面１２８ｂとする。

また、プライマリ可動シーブ７４の軸心方向において軸受５４側すなわち伝動ベルト６６と反対側には、内周面１２６（円筒面）が入力軸５６の外周面１２８ａと摺接される円筒状の円筒部１３０（第１円筒部）が形成されており、その円筒部１３０の内周面１２６と入力軸５６の外周面１２８ａとが隙間なく摺接されることでシール部１３２が形成される。シール部１３２は、円筒部１３０の内周面１２６と入力軸５６の外周面１２８ａとが隙間なく金属接触されることで、プライマリ油圧アクチュエータ７６の油圧室８４へ供給される作動油の漏れを抑制するものである。

前記プライマリ可動シーブ７４の雌スプライン１２０と円筒部１３０との境界には、段付部１３４が形成されている。また、入力軸５６の雄スプライン１２２近傍において入力軸５６の軸径が変化する段付部１３６が形成されており、前記段付部１３４の端面１３５と段付部１３６の端面１３７が当接することで、プライマリ可動シーブ７４のプライマリ固定シーブ７２への移動が阻止される。具体的には、図２において軸心Ｃ１の下側に示す状態となり、この状態で第１プーリ溝６４の溝幅が最小溝幅Ｗminとなる。なお、第１プーリ溝が最小溝幅Ｗminとなる位置において、ベルト式無段変速機１８が最小変速比γminとなるように設定されており、段付部１３４、１３６は、ベルト式無段変速機１８が最小変速比γminとなるプライマリ可動シーブ７４の軸心方向の位置を規定する位置決め機構として機能する。

一方、プライマリプーリ５８の第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗmaxは、プライマリ可動シーブ７４の軸心方向において軸受５４側（プライマリ固定シーブ７２と反対側）の端面１３８がスペーサ８１の端面と当接する位置で規定される。具体的には、図２において軸心Ｃ１の上側に示す状態となり、プライマリ可動シーブ７４の端面１３８がスペーサ８１の端面と当接されており、プライマリ可動シーブ７４の軸受５４側への移動が阻止されている。この第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗmaxとなる位置において、ベルト式無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxとなるり、プライマリ可動シーブ７４の端面１３８がスペーサ８１の端面と当接されることで、ベルト式無段変速機１８の最大変速比γmaxが達成される。このように、本実施例では、ベルト式無段変速機１８において最小変速比γminが達成されるプライマリ可動シーブ７４の位置を規定する機構、および最大変速比γmaxが達成されるプライマリ可動シーブ７４の位置を規定する機構がプライマリプーリ５８側に設けられている。なお、スペーサ８１が、本発明の第１可動シーブの軸心方向において前記第１固定シーブと反対側の端面が当接する所定の部材に対応しており、プライマリ可動シーブ７４の端面１３８とそのスペーサ８１の端面によって、本発明の第１溝幅規定手段が構成される。

図４は、図２のセカンダリプーリ６２のスプライン構造を説明するためにセカンダリ可動シーブ９４のスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。図４において、セカンダリ可動シーブ９４の軸心方向において伝動ベルト６６側の内周部には、雌スプライン１４０が軸心Ｃ２と平行に形成されている。この雌スプライン１４０が出力軸４０の外周面１４８に形成されている雄スプライン１４２とスプライン嵌合されることで、セカンダリ可動シーブ９４が出力軸４０と一体的に回転させられる。

また、セカンダリ可動シーブ９４の軸心方向において円筒部材１０４側すなわち軸心方向において伝動ベルト６６と反対側には、内周面１４６（円筒面）が出力軸４０の外周面１４８と摺接される円筒部１５０（第２円筒部）が形成されており、その円筒部１５０の内周面１４６と出力軸４０の外周面１４８とが隙間なく摺接されることでシール部１５２が形成されている。シール部１５２は、円筒部１５０の内周面１４６と出力軸４０の外周面１４８とが隙間なく金属接触されることで、セカンダリ油圧アクチュエータ９６の油圧室１０８へ供給される作動油の漏れを抑制するものである。

ここで、図４に示すように、セカンダリプーリ６２においては、出力軸４０の雄スプライン１４２が形成されている部位を除いて、セカンダリ可動シーブ９４が軸心方向に移動する範囲において、出力軸４０の軸径が一定に設定されている。例えば、出力軸４０には、段付部等が形成されていない。これは、ベルト式無段変速機１８では、プライマリプーリ５８において最小変速比γminおよび最大変速比γmaxを達成するための第１可動シーブ７４の軸心方向の位置を規定する機構（位置決め機構）が設けられているためである。

上記のようにベルト式無段変速機１８のプライマリプーリ５８およびセカンダリプーリ６２のスプライン構造が形成されることによって生じる作用効果について以下説明する。

プライマリプーリ５８が伝動ベルト６６を挟持する際、その反力がプライマリ可動シーブ７４を介して入力軸５６に作用する。これに従い、入力軸５６の外周面１２８がプライマリ可動シーブ７４との接触面よりその反力（ラジアル荷重）を受けることとなる。図５は、本実施例に類似したプライマリプーリにおいて、伝動ベルトを挟持した際に発生するプライマリ可動シーブと入力軸との接触面の間で作用する面圧の大きさを解析的に計算した計算結果である。図５において、横軸はベルト式無段変速機の変速比γを示し、縦軸が面圧Ｐs（MPa）の大きさを示している。また、Ｆr側面圧Ｐsは、図３において伝動ベルト６６側で作用する面圧Ｐsを示している。一方、Ｒr側面圧Ｐsは、図３においてシール部１３２側で作用する面圧Ｐsを示している。図５に示すように、Ｆr側面圧Ｐsはベルト式無段変速機の変速比γが変化しても殆ど変化しない一方、Ｒr側面圧Ｐsはベルト式無段変速機の変速比γが大きくなるに従って、Ｒr側面圧Ｐsが小さくなっている。また、Ｒr側面圧Ｐsは、Ｆr側面圧Ｐsと比べると大幅に大きくなっている。すなわち、本実施例に当てはめると、シール部１３２側で作用するＲｒ面圧Ｐsは、伝動ベルト６６側で作用するＦr面圧Ｐsよりも大きくなる。言い換えれば、シール部１３２側で作用するラジアル荷重が、伝動ベルト６６側で作用するラジアル荷重よりも大幅に大きくなる。

上記より、シール部１３２にかかるラジアル荷重が大きくなるが、そのラジアル荷重を受けるために、シール部１３２においてプライマリ可動シーブ７４と入力軸５６とが接触する接触面積を確保しなければならない。これに対して、シール部１３２は、円筒部１３０の内周面１２６と入力軸５６の外周面１２８ａとが隙間なく接触しているために接触面積が大きく、大きなラジアル荷重を受けることができる。なお、従来では、本実施例のシール部１３２の位置に、プライマリ可動シーブの雌スプラインが形成されており、雌スプラインの歯先面のみ入力軸と接触されていた。したがって、接触面積が大幅に小さくなるため、接触面積を確保するために雌スプラインの軸心方向の長さを長くする必要があった。これより、本実施例では、接触面積が大きくなるため、シール部１３２の軸心方向の長さを延長することなくシール部１３２に作用するラジアル荷重を受けることができる。

また、図３に示すように、プライマリ可動シーブ７４が軸心方向に移動されるに従って、円筒部１３０の内周面１２６が入力軸５６の外周面１２８ａ上を摺動するが、この円筒部１３０の内周面１２６と入力軸５６の外周面１２８ａとが接触する軸心方向の長さすなわちシール部１３２のシール幅は、プライマリ可動シーブ７４の位置に拘わらず一定となる。具体的には、円筒部１３０が軸心方向に摺動する範囲では、入力軸５６の外周面１２８ａには段付部等が形成されないため、上記シール幅が変化しない。なお、第３油路９０が形成されている部位のみ、円筒部１３０の内周面１２６と接触されないが、本実施例の第３油路９０の断面積は小さいものであるため、接触面積は殆ど変化しない。ところで、シール部１３２は、円筒部１３０の内周面１２６と入力軸５６の外周面１２８ａとが金属接触することで、作動油の漏れが抑制されているが、オイルシール等が設けられないため、完全には作動油の漏れを抑制することができず、少量の作動油の漏れが生じる。ここで、シール部１３２のシール幅（接触面積）は、プライマリ可動シーブ７４の位置すなわちベルト式無段変速機１８の変速比γに拘わらず変化しないため、シール部１３２からの作動油の漏れ量は、油圧室８４内の作動油の油圧に基づいてある程度予測することができる。したがって、その漏れ量を考慮したプライマリ油圧アクチュエータ７６の油圧制御が実行されることで、油圧制御の制御性が向上する。

また、本実施例では、プライマリプーリ５８側にベルト式無段変速機１８の最小変速比γminおよび最大変速比γmaxを達成するプライマリ可動シーブ７４の位置を規定する機械的な位置決め構造が設けられている。すなわち、セカンダリプーリ６２において、それらの位置決めを行う構造が形成されない。したがって、図４に示すように、セカンダリ可動シーブ９４が摺動する範囲では、出力軸４０の雄スプライン１４２が形成されている部位を除いてその軸径が一定とされている。これより、段付部等が形成されることでその段付部分だけ出力軸４０が太くなり、出力軸４０が大型化されることが防止される。なお、第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗminである場合には、伝動ベルト６６の巻き掛け径の変化に応じて、セカンダリプーリ６２において第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗmaxとなり、ベルト式無段変速機１８が最小変速比γminとなる。一方、第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗmaxである場合には、伝動ベルト６６の巻き掛け径の変化に応じて、セカンダリプーリ６２において第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗminとなり、ベルト式無段変速機１８が最大変速比γmaxとなる。このように、プライマリプーリ５８に設けられている機械的な機構によって、第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminおよび最小溝幅Ｗmaxが規定される。

また、セカンダリプーリ６２においても伝動ベルト６６が挟持されると、シール部１５２にかかるラジアル荷重が大きくなる。これに対して、プライマリプーリ５８と同様に、円筒部１５０の内周面１４６と出力軸４０の外周面１４８との接触面がそのラジアル荷重を受けるため、雌スプライン歯等が形成されている場合に比較して接触面積が大きくなるに従い、出力軸４０の軸長が長くなることなくそのラジアル荷重を受けることができる。言い換えれば、シール部１５２に作用するラジアル荷重を円周面全体で受けることができるため、シール部１５２の軸心方向の長さを延長することなくラジアル荷重を受けることができる。

また、セカンダリ可動シーブ９４が軸心方向に移動されるに従って、円筒部１５０の内周面１４６が出力軸４０の外周面１４８上を摺動するが、この円筒部１５０の内周面１４６と出力軸４０の外周面１４８との間の軸心方向の接触幅すなわちシール幅は、セカンダリ可動シーブ９４の位置に拘わらず一定となる。具体的には、円筒部１５０が軸心方向に摺動する範囲では、出力軸４０の外周面１４８には、段付部等が形成されないため、上記シール幅が変化しない。このように、セカンダリ可動シーブ９４の軸心方向の位置が変化してもシール幅が一定であるため、プライマリプーリ５８と同様に、シール部１５２からの作動油の漏れ量は、セカンダリ油圧アクチュエータ９６の油圧に応じた漏れ量となる。したがって、その漏れ量を考慮してセカンダリ油圧アクチュエータ９６の油圧制御が実行されることで、油圧制御の制御性が向上する。

上述のように、本実施例によれば、プライマリプーリ５８にプライマリ可動シーブ７４のプライマリ固定シーブ７２と反対側への移動を阻止するスペーサ８１が設けられるため、第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗmaxが規定される。ここで、さらにプライマリプーリ５８に第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminを規定するよく知られた段付部１３４、１３６が入力軸５６およびプライマリ可動シーブ７４に設けられることで、セカンダリプーリ６２の第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminおよび最小溝幅Ｗmaxは、プライマリプーリ５８の最小溝幅Ｗminおよび最小溝幅Ｗmaxに応じて一義的に決定される。したがって、セカンダリプーリ６２において、第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminを規定する段付部を設ける必要がなくなるため、出力軸４０の軸径が段付部を設ける分だけ大きくなることが防止される。

また、本実施例によれば、プライマリ可動シーブ７４の軸心方向の伝動ベルト６６側と反対側には、入力軸５６の外周面１２８ａに摺接される円筒状の円筒部１３０が形成されるため、伝動ベルト６６と反対側においてプライマリ可動シーブ７４の内周面１２６と入力軸５６の外周面１２８ａとが接触する接触面積が、従来構造である可動シーブの雌スプラインの歯先面と入力軸の外周面とが接触する場合に比較して大きくなる。同様に、セカンダリ可動シーブ９４の軸心方向の伝動ベルト６６側と反対側には、出力軸４０の外周面１４８に摺接される円筒状の円筒部１５０が形成されるため、伝動ベルト６６と反対側においてセカンダリ可動シーブの内周面１４６と出力軸４０の外周面１４８とが接触する接触面積が、従来構造である可動シーブの雌スプラインの歯先面と出力軸の外周面とが接触する場合に比較して大きくなる。ここで、プライマリプーリ５８およびセカンダリプーリ６２が伝動ベルト６６を挟持する際、その反力が円筒部１３０の内周面１４６と入力軸５６の外周面１２８ａとの接触面、および円筒部１５０の内周面１４６と出力軸４０の外周面１４８との接触面に垂直に作用するラジアル荷重として作用するが、これに対して、それぞれの接触面ではその接触面積が大きく確保されているため、そのラジアル荷重を受け持つことができる。すなわち、接触面積を確保するためにプライマリプーリ５８およびセカンダリプーリ６２の軸長を長くする必要がなくなり、その軸長を短縮化することも可能となる。

また、本実施例によれば、円筒部１３０が入力軸５６の外周面１２８ａと接触する軸心方向の長さは、入力軸５６に段付部等が形成されないことで、円筒部１３０が入力軸５６の外周面１２８ａを摺動する範囲において一定とすることができる。これより、円筒部１３０の内周面１２６と入力軸５６の外周面１２８ａとの摺接面が作動油の漏れを抑制するシール面として機能する際、そのシール幅がプライマリ可動シーブ７４の位置に拘わらず変化しないため、シール面からの作動油の漏れ量がプライマリ可動シーブ７４の位置に応じて複雑に変化せず、油圧の制御性を向上させることができる。同様に、円筒部１５０の内周面１４６が出力軸４０の外周面１４８と接触する軸心方向の長さは、出力軸４０に段付部等が形成されないことで、円筒部１５０が出力軸４０の外周面１４８を摺動する範囲において一定とすることができる。これより、円筒部１５０の内周面１４６と出力軸４０の外周面１４８との摺接面が作動油の漏れを抑制するシール面として機能する際、そのシール幅がセカンダリ可動シーブ９４の位置に拘わらず変化しないため、シール面からの作動油の漏れ量がセカンダリ可動シーブ９４の位置に応じて複雑に変化せず、油圧の制御性を向上させることができる。

また、本実施例によれば、プライマリプーリ５８に、第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗmaxを規定するスペーサ８１が設けられ、入力軸５６の外周面１２８ａおよびプライマリ可動シーブ７４の内周面１２６には、それぞれ段付部１３４、１３６が設けられ、プライマリ可動シーブ７４の段付部１３４の端面１３５が入力軸５６の段付部１３６の端面１３７に当接する位置において、第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminが規定される。このようにすれば、セカンダリプーリ６２に第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminおよび最小溝幅Ｗmaxを規定する機械的な機構を設ける必要がなくなり、例えば出力軸４０に第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminを規定するための段付部を設けることを防止することができる。

また、本実施例によれば、プライマリ可動シーブ７４の軸心方向においてプライマリ固定シーブ７２と反対側の端面１３８がスペーサ８１の端面と当接することで、プライマリ可動シーブ７４の軸心方向においてプライマリ固定シーブ７２と反対側への移動が阻止される。このようにすれば、プライマリ可動シーブ７４の端面１３８がスペーサ８１と当接すると、プライマリ可動シーブ７４のそれ以上の軸心方向への移動が阻止されるため、第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗmaxが規定される。

つぎに、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

図６は、本発明の他の実施例である車両用動力伝達装置２００の一部を示す断面図であり、図２に対応するものである。本実施例の車両用動力伝達装置２００には、ベルト式無段変速機２０２が備えられている。ベルト式無段変速機２０２は、一対の軸受５４を介してトランスアクスルケース３６によって軸心Ｃ１まわりの回転可能に支持された入力軸２０４と、その入力軸２０４の外周側に設けられたプライマリプーリ（入力側溝幅可変プーリ）２０６と、入力軸２０４と平行に設けられ一対の軸受６０を介してトランスアクスルケース３６によって軸心Ｃ２まわりの回転可能に支持された出力軸２０８と、その出力軸２０８の外周側に設けられたセカンダリプーリ（出力側溝幅可変プーリ）２１０と、プライマリプーリ２０６およびセカンダリプーリ２１０にそれぞれ巻き掛けられて両プーリ間において摩擦力により動力伝達を行う良く知られた無端環状の伝動ベルト６６とを備えている。

プライマリプーリ２０６は、入力軸２０４の外周側に固設された円盤状のプライマリ固定シーブ２１２（第１固定シーブ）と、そのプライマリ固定シーブ２１２との間に第１プーリ溝６４を形成するように、入力軸２０４に相対回転不能且つ軸心方向の相対移動可能に設けられたプライマリ可動シーブ２１４（第１可動シーブ）と、供給される油圧に応じてプライマリ可動シーブ２１４を軸心Ｃ１方向に移動させてプライマリ可動シーブ２１４とプライマリ固定シーブ２１２とを接近または離間させることにより、第１プーリ溝６４の溝幅を変化させるプライマリ油圧アクチュエータ２１６とを備えている。

プライマリ固定シーブ２１２は、入力軸２０４の外周面から外周側に突き出して入力軸２０４に一体に設けられた円盤状の部材である。このプライマリ固定シーブ２１２には、外周側に向かうほどプライマリ可動シーブ２１４から離間する円錐状のテーパ面７８がプライマリ可動シーブ２１４との対向面に形成されている。

プライマリ可動シーブ２１４は、入力軸２０４に軸心方向の相対移動可能且つ軸心Ｃ１まわりの相対回転不能にスプライン嵌合された内側筒部２１４ａと、その内側筒部２１４ａのプライマリ固定シーブ２１２側の一端部から外周側に突き出して一体に設けられた円盤部２１４ｂと、その円盤部２１４ｂの外周部からプライマリ固定シーブ２１４とは反対側に向けて軸心Ｃ１方向に突設された外側筒部２１４ｃとを有している。上記円盤部２１４ｂには、外周側に向かうほどプライマリ固定シーブ２１２から離間する円錐状のテーパ面８０がプライマリ固定シーブ２１２との対向面に形成されている。上記テーパ面８０は、プライマリ固定シーブ２１２のテーパ面７８とともに第１プーリ溝６４を形成している。

前記プライマリ油圧アクチュエータ２１６は、入力軸２０４のプライマリ可動シーブ２１４に対するプライマリ固定シーブ２１２とは反対側の一端部に配設されてプライマリ可動シーブ２１４と共に油密な油圧室８４を形成するための有底円筒状のシリンダ部材２１８を備えている。シリンダ部材２１８は、その内周部が入力軸２０４に形成されている段付端面に嵌め付けられているスペーサ８１と軸受５４との間に挟まれることで軸心方向への移動が阻止されている屈曲形状の壁部２１８ａと、その壁部２１８ａの外周部からプライマリ可動シーブ２１４の外側筒部２１４ｃの外周側に周方向に連続して突設され、プライマリ可動シーブ２１４の外側筒部２１４ｃの外周面に対してオイルシールを介して摺動する筒部２１８ｂとを備えている。このシリンダ部材２１８とプライマリ可動シーブ２１４と入力軸２０４とによって油密に囲まれる空間には、油圧室８４が形成される。この油圧室８４には、トランスアクスルケース３６に形成された第１油路８６と、入力軸２０４の内周側に形成されて第１油路８６に連通された第２油路８８と、その第２油路８８から入力軸２０４を径方向に貫通して形成された第３油路９０とをそれぞれ通じて、前記オイルポンプ２８から圧送された油圧が図示しない油圧制御回路により適宜調圧されて供給されるようになっている。

また油圧室８４内には、スペーサ８１とプライマリ可動シーブ２１４との間に介挿されて、プライマリ可動シーブ２１４をプライマリ固定シーブ２１２側へ付勢するスプリング２２０が設けられている。

このようなプライマリプーリ２０６では、油圧室８４に供給される油圧に応じてプライマリ可動シーブ２１４が軸心Ｃ１方向においてプライマリ固定シーブ２１２に接近または離間して、第１プーリ溝６４の溝幅が変化させられるようになっている。図６において、軸心Ｃ１の下側に実線で示すプライマリ可動シーブ２１４は、プライマリ固定シーブ２１２との間に形成される第１プーリ溝が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６の巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機１８の変速比γが最小変速比γminとなる。また、軸心Ｃ１の上側に実線で示すプライマリ可動シーブ２１４は、プライマリ固定シーブ２１２との間に形成される第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗmaxとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６の巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxとなる。

セカンダリプーリ２１０は、出力軸２０８の外周側に固設されたセカンダリ固定シーブ２２２（第２固定シーブ）と、そのセカンダリ固定シーブ２２２との間に第２プーリ溝６５を形成するように、出力軸２０８に相対回転不能且つ軸心方向に相対移動可能に設けられたセカンダリ可動シーブ２２４（第２可動シーブ）と、供給される油圧に応じてセカンダリ可動シーブ２２４を軸心Ｃ２方向に移動させてセカンダリ可動シーブ２２４とセカンダリ固定シーブ２２２とを接近または離間させることにより、第２プーリ溝６５の溝幅を変化させるセカンダリ油圧アクチュエータ２２６とを備えている。

上記セカンダリ固定シーブ２２２は、出力軸２０８の外周面から外周側に突き出して出力軸２０８に一体に設けられた円盤状の部材である。このセカンダリ固定シーブ２２２には、外周側に向かうほどセカンダリ可動シーブ２２４から離間する円錐状のテーパ面９８がセカンダリ可動シーブ９４との対向面に形成されている。

前記セカンダリ可動シーブ２２４は、出力軸２０８に対して軸心方向の相対移動可能且つ軸心Ｃ２まわりの相対回転不能にスプライン嵌合された内側筒部２２４ａと、その内側筒部２２４ａのセカンダリ固定シーブ２２２側の一端部から外周側に突き出して一体に設けられた円盤状の円盤部２２４ｂと、その円盤部２２４ｂの外周部からセカンダリ固定シーブ２２２とは反対側に向けて軸心Ｃ２方向に突設された外側筒部２２４ｃとを有している。上記円盤部２２４ｂには、外周側に向かうほどセカンダリ固定シーブ２２２から離間する円錐状のテーパ面１０２がセカンダリ固定シーブ２２２との対向面に形成されている。上記テーパ面１０２は、セカンダリ固定シーブ２２２のテーパ面９８とともに第２プーリ溝を形成している。

前記セカンダリ油圧アクチュエータ２２６は、出力軸２０８のセカンダリ可動シーブ２２４に対するセカンダリ固定シーブ２２２とは反対側の一端部に配設されてセカンダリ可動シーブ２２４と共に油密な油圧室１０８を形成するための有底円筒状のシリンダ部材２２８を備えている。シリンダ部材２２８は、その内周部が出力軸２０８に形成されている段付端面と円筒部材１０４との間に挟まれることで軸心方向への移動が阻止されている内周壁部２２８ａと、その内周壁部２２８ａの外周部からセカンダリ可動シーブ２２４の円盤部２２４ｂ側に向けて延設された筒部２２８ｂと、その筒部２２８ｂのセカンダリ可動シーブ２２４側の一端部から周方向に連続して外周側に突設され、セカンダリ可動シーブ２２４の外側筒部２２４ｃの内周面に対してオイルシールを介して摺動する外周壁部２２８ｃとを備えている。このシリンダ部材２２８とセカンダリ可動シーブ２２４と出力軸２０８とによって油密に囲まれる空間には、油圧室１０８が形成されている。この油圧室１０８には、トランスアクスルケース３６に形成された第４油路１１０と、出力軸２０８の内周側に形成されて第４油路１１０に連通された第５油路１１２と、その第５油路１１２から出力軸２０８を径方向に貫通して形成された第６油路１１４とをそれぞれ通じて、前記オイルポンプ２８から圧送された油圧が図示しない油圧制御回路により適宜調圧されて供給されるようになっている。また、セカンダリ可動シーブ２２４の内側筒部２２４ａの外周面に形成された段付端面とシリンダ部材２２８の内周壁部２２８ａとの間には、セカンダリ可動シーブ２２４をセカンダリ固定シーブ２２２側へ付勢するコイルスプリング１１６が設けられている。

このようなセカンダリプーリ２１０では、油圧室１０８に供給される油圧に応じてセカンダリ可動シーブ２２４にセカンダリ固定シーブ２２２へ向かう推力すなわち伝動ベルト６６を挟圧する方向の推力が付与されるようになっている。図６において、軸心Ｃ１の下側に実線で示すセカンダリプーリ２１０は、セカンダリ固定シーブ２２２とセカンダリ可動シーブ２２４との間に形成される第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ２１０への巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機２０２の変速比γが最大変速比γmaxとなる。また、軸心Ｃ１の上側に実線で示すセカンダリプーリ２１０は、セカンダリ固定シーブ２２２とセカンダリ可動シーブ２２４との間に形成される第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗmaxとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ２１０への巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機２０２の変速比γが最小変速比γminとなる。

図７は、図６のプライマリプーリ２０６のスプライン構造を説明するためにプライマリ可動シーブ２１４のスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。図７に示すように、プライマリ可動シーブ２１４の軸心方向において伝動ベルト６６側の内周部には、雌スプライン２３０が軸心Ｃ１と平行に形成されている。この雌スプライン２３０が入力軸２０４の外周面２３２に形成されている雄スプライン２３４とスプライン嵌合されることで、プライマリ可動シーブ２１４が入力軸２０４と一体的に回転させられる。

また、プライマリ可動シーブ２１４の軸心方向において軸受５４側すなわち伝動ベルト６６と反対側には、内周面２３６が入力軸２０４の外周面２３２と摺接される円筒部２３８（第１円筒部）が形成されており、その円筒部２３８の内周面２３６と入力軸２０４の外周面２３２とが隙間なく摺接されることでシール部２４０が形成されている。シール部２４０は、円筒部２３８の内周面２３６と入力軸２０４の外周面２３２とが隙間なく金属接触されることで、プライマリ油圧アクチュエータ２１６の油圧室８４へ供給される作動油の漏れを抑制するものである。

図８は、図６のセカンダリプーリ２１０のスプライン構造を説明するためにセカンダリ可動シーブ２２４のスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。図８において、セカンダリ可動シーブ２２４の軸心方向において伝動ベルト６６側の内周面には、雌スプライン２５０が軸心Ｃ２と平行に形成されている。この雌スプライン２５０が出力軸２０８の外周面に形成されている雄スプライン２５２とスプライン嵌合されることで、セカンダリ可動シーブ２２４が出力軸２０８と一体的に回転させられる。

また、セカンダリ可動シーブ２２４の軸心方向においてシリンダ部材２２８側すなわち軸心方向において伝動ベルト６６と反対側には、内周面２５６が出力軸２０８の外周面２５８と摺接される円筒部２６０（第２円筒部）が形成されており、その円筒部２６０の内周面２５６と出力軸２０８の外周面２５８とが隙間なく金属接触されることでシール部２６１が形成され、そのシール部２６１によって、セカンダリ油圧アクチュエータ２２６の油圧室１０８へ供給される作動油の漏れが抑制される。

また、前記セカンダリ可動シーブ２２４の雌スプライン２５０と円筒部２６０との境界には、段付部２６２が形成されている。また、出力軸２０８の雄スプライン２５２近傍においても段付部２６４が形成されており、前記段付端面２６２の端面２６３と段付部２６４の端面２６６が当接することで、セカンダリ可動シーブ２２４のセカンダリ固定シーブ２２２側への移動が阻止される。具体的には、図６において、軸心Ｃ２の下側に示す状態となり、この状態で第２プーリ溝の溝幅が最小溝幅Ｗminに規定される。この第２プーリ溝が最小溝幅Ｗminとなる位置において、ベルト式無段変速機２０２が最大変速比γmaxとなるように設定されており、段付部２６２、２６４は、ベルト式無段変速機２０２が最大小変速比γmaxとなるセカンダリ可動シーブ２２４の軸心方向の位置を規定する位置決め機構として機能する。なお、このとき、プライマリプーリ２０６においては、スプリング２２０によってプライマリ可動シーブ２１４がプライマリ固定シーブ２１４側に付勢されることで、伝動ベルト６６が挟持される。

一方、セカンダリプーリ２１０の第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗmaxは、セカンダリ可動シーブ２２４の軸心方向において軸受６０側すなわちセカンダリ固定シーブ２２２と反対側の端面２６８がシリンダ部材２２８の内周壁部２２８ａの端面と当接する位置に規定される。具体的には、図６において軸心Ｃ２の上側に示す状態となり、セカンダリ可動シーブ２２４がシリンダ部材２２８側に移動されることで、セカンダリ可動シーブ２２４の端面２６８がシリンダ部材２２８の内周壁部２２８ａの端面と当接されて、セカンダリ可動シーブ２２４のシリンダ部材２２８側への移動が阻止されている。この第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗmaxとなる位置において、ベルト式無段変速機２０２が最小変速比γminとなるように設定されており、セカンダリ可動シーブ２２４の端面２６８が内周壁部２２８ａの端面と当接されることで、ベルト式無段変速機２０２の最小変速比が達成される。このように、本実施例では、ベルト式無段変速機２０２において最小変速比γminが達成されるセカンダリ可動シーブ２２４の位置を規定する機構、および、最大変速比γmaxが達成されるセカンダリ可動シーブ２２４の位置を規定する機構がセカンダリプーリ２１０側に設けられている。なお、第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗminである場合には、伝動ベルト６６の巻き掛け径の変化に応じて、プライマリプーリ２０６において第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗmaxとなる。一方、第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗmaxである場合には、伝動ベルト６６の巻き掛け径の変化に応じて、プライマリプーリ２０６において第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminとなる。このように、セカンダリプーリ２１０に設けられている第２プーリ溝６５の溝幅を規定する機械的な機構によって、第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminおよび最小溝幅Ｗmaxが規定される。なお、内周壁部２２８ａが、本発明の第２可動シーブの軸心方向において前記第２固定シーブと反対側の端面が当接する所定の部材に対応しており、セカンダリ可動シーブ２２４の端面２６８および内周壁部２２８ａの端面によって第２溝幅規定手段が構成される。

ここで、本実施例では、図７に示したようにプライマリプーリ２０６の雄スプライン２３４が形成されている部位を除いて、プライマリ可動シーブ２２４が軸心方向に移動する範囲において、入力軸２０４の軸径が一定に設定されている。例えば、入力軸２０４側には、第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗmaxおよび最小溝幅Ｗminを規定する段付部等の機構が設けられていない。これは、ベルト式無段変速機２０２では、セカンダリプーリ２１０にベルト式無段変速機２０２の最小変速比γminおよび最大変速比γmaxを達成するためのセカンダリ可動シーブ２２４の位置決め機構が設定されているためである。

上記のように構成されるベルト式無段変速機２０２において、伝動ベルト６６が狭圧される際には、前述の実施例と同様に、プライマリ可動シーブ２１４のシール部２４０およびセカンダリ可動シーブ２２４のシール部２６１に反力荷重すなわちラジアル荷重が大きく作用する。これに対して、プライマリプーリ２０６のシール部２４０は、円筒部２３８の内周面２３６と入力軸２０４の外周面２３２とが接触されているため、スプライン歯が形成されている場合と比較して接触面積が大きくなり、大きなラジアル荷重を受けることが可能となる。また、セカンダリプーリ２１０のシール部２６１は、円筒部２６０の内周面２５６と出力軸２０８の外周面２５８とが接触されているため、スプライン歯が形成されている場合と比較して接触面積大きくなり、大きなラジアル荷重を受けることが可能となる。したがって、接触面積を確保するためにシール部２４０、２６１の軸心方向の長さを延長することなくシール部２４０、２６１に作用する荷重を受けることができる。

また、プライマリプーリ２０６のシール部２４０の軸心方向の長さすなわちシール幅は、円筒部２３６が摺接する範囲において入力軸２０４に段付部等が形成されないため、プライマリ可動シーブ２１４の軸心方向の位置の変化に拘わらず変化しない。したがって、シール部２４０からの作動油の漏れ量は、プライマリ油圧アクチュエータ２１６の油圧室８４の油圧に応じた漏れ量となり、漏れ量を油圧に基づいて予測することで、油圧制御の制御性を向上させることができる。同様に、セカンダリプーリ２１０のシール部２６１の軸心方向の長さすなわちシール幅は、円筒部２６１が摺接する範囲において出力軸２０８に段付部等が形成されないため、セカンダリ可動シーブ２２４の軸心方向の位置の変化に拘わらず変化しない。したがって、シール部２６１からの作動油の漏れ量は、セカンダリ油圧アクチュエータ２２６の油圧室１０８の油圧に応じた漏れ量となり、漏れ量を油圧に応じて予測するで、油圧制御の制御性を向上させることができる。

また、本実施例では、セカンダリプーリ２１０側にベルト式無段変速機２０２の最小変速比γmin時および最大変速比γmax時の位置決め構造が設定されているため、プライマリプーリ２０６において、それらの位置決め構造が設けられていない。したがって、図７に示すように、プライマリ可動シーブ２１４が軸心方向に摺動する範囲では、入力軸２０４は、雄スプライン２３４が形成されている範囲を除いてその軸径が一定とされている。これより、段付部等が形成されることで入力軸２０４の軸径が細くなって入力軸２０４の強度が低下することが防止されている。或いは、入力軸２０４が段付部等を設けた分だけ軸径が大きくなり、入力軸２０４が径方向に大型化することが防止されている。

上述のように、本実施例によれば、セカンダリプーリ２１０に、セカンダリ可動シーブ２２４の移動を阻止して第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗmaxを規定するためのシリンダ部材２２８が設けられ、出力軸２０８の外周面２５８およびセカンダリ可動シーブ２２４の内周面には、それぞれ段付部２６２、２６４が設けられ、セカンダリ可動シーブ２２４の段付部２６２の端面２６３が出力軸２０８の段付部２６４の端面２６６に当接する位置において、第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminが規定される。このようにすれば、プライマリプーリ２０６に第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminおよび最小溝幅Ｗmaxを規定する機械的な機構を設ける必要がなくなり、例えば入力軸２０４に第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminを規定するための段付部を設けることを防止することができる。

また、本実施例によれば、セカンダリ可動シーブ２２４の軸心方向においてセカンダリ固定シーブ２２２と反対側の端面２６８が、シリンダ部材２２８の内周壁部２２８ａと当接することで、セカンダリ可動シーブ２２４の軸心方向においてセカンダリ固定シーブ２２２と反対側への移動が阻止される構造である。このようにすれば、セカンダリ可動シーブ２２４のセカンダリ固定シーブ２２２と反対側に形成される端面２６８が内周壁部２２８ａと当接すると、セカンダリ可動シーブ２２４のそれ以上の軸心方向への移動が阻止されるため、第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗmaxが既定される。

図９は、本発明の他の実施例である車両用動力伝達装置３００の一部を示す断面図であり、図２および図６に対応するものである。本実施例の車両用動力伝達装置３００には、ベルト式無段変速機３０２が備えられている。ベルト式無段変速機３０２は、一対の軸受５４を介してトランスアクスルケース３６によって軸心Ｃ１まわりの回転可能に支持されている入力軸３０４と、その入力軸３０４の外周側に設けられたプライマリプーリ（入力側溝幅可変プーリ）３０６と、入力軸３０４の平行に設けられた一対の軸受６０を介してトランスアクスルケース３６によって軸心Ｃ２回りの回転可能に支持された出力軸３０８と、その出力軸３０８の外周側に設けられたセカンダリプーリ３１０（出力側溝幅可変プーリ）と、プライマリプーリ３０６およびセカンダリプーリ３１０の第１プーリ溝６４にそれぞれ巻き掛けられて両プーリ間において摩擦力により動力伝達を行う無端環状の伝動ベルトとを備えている

プライマリプーリ３０６は、入力軸３０４の外周側に固設された円盤状のプライマリ固定シーブ３１２（第１固定シーブ）と、そのプライマリ固定シーブ３１２との間に第１プーリ溝６４を形成するように、入力軸３０４に相対回転不能且つ軸心方向の相相対移動可能に設けられたプライマリ可動シーブ３１４（第１可動シーブ）と、供給される油圧に応じてプライマリ可動シーブ３１４とプライマリ固定シーブ３１２とを接近または離間させることにより、第１プーリ溝の溝幅を変化させるプライマリ油圧アクチュエータ３１６とを備えている。

プライマリ固定シーブ３１２は、入力軸３０４の外周面から外周側に突き出して入力軸３０４と一体的に設けられた円盤状の部材である。このプライマリ固定シーブ３１２には、外周側に向かう程プライマリ可動シーブ３１４から離間する円錐状のテーパ面７８がプライマリ可動シーブ３１４との対向面に形成されている。

プライマリ可動シーブ３１４は、入力軸３０４に軸心方向の相対移動可能且つ軸心Ｃ１まわりの相対回転不能にスプライン嵌合された内側筒部３１４ａと、その内側筒部３１４ａのプライマリ固定シーブ３１２側の一端部から外周側に突き出して一体に設けられた円盤部３１４ｂと、その円盤部３１４ｂの外周部からプライマリ固定シーブ３１４とは反対側に向けて軸心方向に突設された外側筒部３１４ｃとを有している。前記円盤部３１４ｂには、外周側に向かうほどプライマリ固定シーブ３１２から離間する円錐状のテーパ面８０がプライマリ固定シーブ３１２との対向面に形成されている。上記テーパ面８０は、プライマリ固定シーブ３１２のテーパ面７８とともに第１プーリ溝６４を形成している。

前記プライマリ油圧アクチュエータ３１６は、入力軸３０４のプライマリ可動シーブ３１４に対するプライマリ固定シーブ３１２とは反対側の一端部に配設されてプライマリ可動シーブ３１４と共に油密な油圧室８４を形成するための有底円筒状のシリンダ部材３１８を備えている。シリンダ部材３１８は、その内周部が入力軸３０４に形成されている段付端面に嵌め付けられているスペーサ８１と軸受５４との間に挟まれることで軸心方向への移動が阻止されている屈曲形状の壁部３１８ａと、その壁部３１８ａの外周部からプライマリ可動シーブ３１４の外側筒部３１４ｃの外周側に周方向に連続して突設され、プライマリ可動シーブ３１４の外側筒部３１４ｃの外周面に対してオイルシールを介して摺動する筒部３１８ｂとを備えている。このシリンダ部材３１８とプライマリ可動シーブ３１４と入力軸３０４とによって油密に囲まれる空間には、油圧室８４が形成される。この油圧室８４には、トランスアクスルケース３６に形成された第１油路８６と、入力軸３０４の内周側に形成されて第１油路８６に連通された第２油路８８と、その第２油路８８から入力軸３０４を径方向に貫通して形成された第３油路９０とをそれぞれ通じて、前記オイルポンプ２８から圧送された油圧が図示しない油圧制御回路により適宜調圧されて供給されるようになっている。

このようなプライマリプーリ３０６では、油圧室８４に供給される油圧に応じてプライマリ可動シーブ３１４が軸心方向においてプライマリ固定シーブ３１２に接近または離間して、第１プーリ溝６４の幅が変化させられるようになっている。図９において、軸心Ｃ１の下側に実線で示すプライマリ可動シーブ３１４は、プライマリ固定シーブ３１２との間に形成される第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６の巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機３０２の変速比γが最小変速比γminとなる。また、軸心Ｃ１の上側に実線で示すプライマリ可動シーブ３１４は、プライマリ固定シーブ３１２との間に形成される第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗmaxとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６の巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機３０２の変速比γが最大変速比γmaxとなる。

セカンダリプーリ３１０は、出力軸３０８の外周側に固設されたセカンダリ固定シーブ３２２（第２固定シーブ）と、そのセカンダリ固定シーブ３２２との間に第２プーリ溝６５を形成するように、出力軸３０８に相対回転不能且つ軸心方向に相対移動可能に設けられたセカンダリ可動シーブ３２４（第２可動シーブ）と、供給される油圧に応じてセカンダリ可動シーブ３２４を軸心方向に移動させてセカンダリ可動シーブ３２４とセカンダリ固定シーブ３２２とを接近または離間させることにより、第２プーリ溝６５の溝幅を変化させるセカンダリ油圧アクチュエー３２６とを備えている。

上記セカンダリ固定シーブ３２２は、出力軸３０８の外周面から外周側に突き出して出力軸３０８に一体に設けられた円盤状の部材である。このセカンダリ固定シーブ３２２には、外周側に向かうほどセカンダリ可動シーブ３２４から離間する円錐状のテーパ面９８がセカンダリ可動シーブ３２４との対向面に形成されている。

前記セカンダリ可動シーブ３２４は、出力軸３０８に対して軸心方向の相対移動可能且つ軸心Ｃ２まわりの相対回転不能にスプライン嵌合された内側筒部３２４ａと、その内側筒部３２４ａのセカンダリ固定シーブ３２２側の一端部から外周側に突き出して一体に設けられた円盤状の円盤部３２４ｂと、その円板部３２４ｂの外周部からセカンダリ固定シーブ３２２とは反対側に向けて軸心Ｃ２方向に突設された外側筒部３２４ｃとを有している。上記円盤部３２４ｂには、外周側に向かうほどセカンダリ固定シーブ３２２から離間する円錐状のテーパ面１０２がセカンダリ固定シーブ３２２との対向面に形成されている。上記テーパ面１０２は、セカンダリ固定シーブ４２２のテーパ面９８とともに第２プーリ溝６５を形成している。

前記セカンダリ油圧アクチュエータ３２６は、出力軸３０８のセカンダリ可動シーブ３２４に対するセカンダリ固定シーブ３２２とは反対側の一端部に配設されてセカンダリ可動シーブ３２４と共に油密な油圧室１０８を形成するための有底円筒状のシリンダ部材３２８を備えている。シリンダ部材３２８は、その内周部が出力軸３０８に形成されている段付端面と円筒部材１０４との間に挟まれることで軸心方向への移動が阻止されている内周壁部３２８ａと、その内周壁部３２８ａの外周部からセカンダリ可動シーブ３２４の円盤部３２４ｂ側に向けて延設された筒部３２８ｂと、その筒部３２８ｂのセカンダリ可動シーブ３２４側の一端部から周方向に連続して外周側に突設され、セカンダリ可動シーブ３２４の外側筒部３２４ｃの内周面に対してオイルシールを介して摺動する外周壁部３２８ｃとを備えている。このシリンダ部材３２８とセカンダリ可動シーブ３２４と出力軸３０８とによって油密に囲まれる空間には、油圧室１０８が形成されている。この油圧室１０８には、トランスアクスルケース３６に形成された第４油路１１０と、出力軸３０８の内周側に形成されて第４油路１１０に連通された第５油路１１２と、その第５油路１１２から出力軸３０８を径方向に貫通して形成された第６油路１１４とをそれぞれ通じて、前記オイルポンプ２８から圧送された油圧が図示しない油圧制御回路により適宜調圧されて供給されるようになっている。また、セカンダリ可動シーブ３２４の内側筒部３２４ａの外周面に形成された段付端面とシリンダ部材３２８の内周壁部３２８ａとの間には、セカンダリ可動シーブ３２４をセカンダリ固定シーブ３２２側へ付勢するコイルスプリング１１６が設けられている。

このようなセカンダリプーリ３１０では、油圧室１０８に供給される油圧に応じてセカンダリ可動シーブ３２４にセカンダリ固定シーブ３２２へ向かう推力すなわち伝動ベルト６６を挟圧する方向の推力が付与されるようになっている。図９において、軸心Ｃ１の下側に実線で示すセカンダリプーリ３１０は、セカンダリ固定シーブ３２２とセカンダリ可動シーブ３２４との間に形成される第２溝幅５が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ３１０への巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機３０２の変速比γが最大変速比γmaxとなる。また、軸心Ｃ１の上側に実線で示すセカンダリプーリ３１０は、セカンダリ固定シーブ３２２とセカンダリ可動シーブ３２４との間に形成される第２プーリ溝６５が最大幅とされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ３１０への巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機３０３が最小変速比γminとなる。

図１０は、図９のプライマリプーリ３０６のスプライン構造を説明するためにプライマリ可動シーブ３２４のスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。図１０において、プライマリ可動シーブ３１４の軸心方向において伝動ベルト６６側の内周面には雌スプライン３３０が軸心Ｃ１と平行に形成されている。この雌スプライン３３０が入力軸３０４の外周面３３２に形成されている雄スプライン３３４とスプライン嵌合されることで、プライマリ可動シーブ３１４が入力軸３０４と一体的に回転させられる。

また、プライマリ可動シーブ３１４の軸心方向において軸受５４側すなわち伝動ベルト６６と反対側には、内周面３３６が入力軸３０４の外周面３３２と摺接される円筒部３３８（第１円筒部）が形成されており、その円筒部３３８の内周面３３６と入力軸３０４の外周面３３２とが隙間なく摺接されることでシール部３４０が形成されている。シール部３４０は、円筒部３３８の内周面３３６と入力軸３０４の外周面３３２とが隙間なく金属接触されることで、プライマリ油圧アクチュエータ３１６の油圧室８４へ供給される作動油の漏れを抑制するものである。

図１１は、図９のセカンダリプーリ３１０のスプライン構造を説明するためにセカンダリ可動シーブ３２４のスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。図１１において、セカンダリ可動シーブ３２４の軸心方向において伝動ベルト６６側の内周面には、雌スプライン３５０が軸心Ｃ２と平行に形成されている。この雌スプライン３５０が出力軸３０８の外周面３５８に形成されている雄スプライン３５２とスプライン嵌合されることで、セカンダリ可動シーブ３２４が出力軸３０８と一体的に回転させられる。

また、セカンダリ可動シーブ３２４の軸心方向においてシリンダ部材３２８側すなわち軸心方向において伝動ベルト６６と反対側には、内周面３５６が出力軸３０８の外周面３５８と摺接される円筒部３６０（第２円筒部）が形成されており、その円筒部３６０の内周面３５６と出力軸３０８の外周面３５８とが隙間なく金属接触されることでシール部３６１が形成される。このシール部３６１によって、セカンダリ油圧アクチュエータ３２６の油圧室１０８へ供給される作動油の漏れが抑制される。

本実施例では、ベルト式無段変速機３０２のプライマリプーリ３０６において第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗmaxが規定されると共に、セカンダリプーリ３１０において第２プーリ溝の最小溝幅Ｗminが規定される。具体的には、第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗmaxの状態は、図９において軸心Ｃ１の上側に示す状態となり、プライマリ可動シーブ３１４のシリンダ部材３１８側の端面３６２がスペーサ８１の端面に当接させられることで、プライマリ可動シーブ３１４のシリンダ部材３１８側（プライマリ固定シーブ３１４と反対側）への移動が阻止される。このとき、第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗmaxに規定される。この状態において、伝動ベルト６６のプライマリプーリ３０６への巻掛け半径が最小となり、ベルト式無段変速機３０２の変速比γが最大変速比γmaxとなる。なお、なお、スペーサ８１が、本発明の第１可動シーブの軸心方向において前記第１固定シーブと反対側の端面が当接する所定の部材に対応しており、プライマリ可動シーブ３１４の端面３６２とそのスペーサ８１の端面によって、本発明の第１溝幅規定手段が構成される。

一方、第２プーリ溝が最小溝幅Ｗmaxの状態は、図９において、軸心Ｃ２の上側に示す状態となり、セカンダリ可動シーブ３２４のシリンダ部材３２８側（セカンダリ固定シーブ３２２と反対側）の端面３６４がシリンダ部材３２８の内周壁部３２８ａの端面と当接させられることで、セカンダリ可動シーブ３２４のシリンダ部材３２８側（セカンダリ固定シーブ３２２と反対側）への移動が阻止される。このとき、第２プーリ溝が最小溝幅Ｗmaxに規定される。この状態において、伝動ベルト６６のセカンダリプーリへの巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機３０２の変速比γが最小変速比γminとなる。このように、本実施例では、プライマリプーリ３０６においてベルト式無段変速機３０２の最大変速比γmaxが達成されるプライマリ可動シーブ３１４の位置が規定され、セカンダリプーリ３１０においてベルト式無段変速機３０２の最小変速比γminが達成されるセカンダリ可動シーブ３２４の位置が規定される。なお、第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗmaxである場合には、伝動ベルト６６の巻き掛け径の変化に応じて、セカンダリプーリ３１０において第２プーリ溝６４の溝幅が最小溝幅Ｗminに規定される。一方、第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗmaxである場合には、伝動ベルト６６の巻き掛け径の変化に応じて、プライマリプーリ３０６において第１プーリ溝６４の溝幅が最小溝幅Ｗminに規定される。このようにして、第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminおよび第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminが規定される。なお、内周壁部３２８ａが、本発明の第２可動シーブの軸心方向において前記第２固定シーブと反対側の端面が当接する所定の部材に対応しており、セカンダリ可動シーブ３２４の端面３６４および内周壁部３２８ａの端面によって第２溝幅規定手段が構成される。

上記のように構成されるベルト式無段変速機３０２において、伝動ベルト６６が狭圧される際には、前述の実施例と同様に、プライマリ可動シーブ３１４のシール部３４０およびセカンダリ可動シーブ３２４のシール部３６１に反力荷重すなわちラジアル荷重が大きく作用する。これに対して、プライマリプーリ３０６のシール部３４０は、円筒部３３８の内周面３３６と入力軸３０４の外周面３３２とが接触されているため、例えば円筒部３３８にスプライン歯が形成されている場合と比較して接触面積が大きくなり、大きな荷重を受けることが可能となる。また、セカンダリプーリ３１０のシール部３６１は、円筒部３６０の内周面３５６と出力軸３０８の外周面３５８とが接触されているため、スプライン歯が形成されている場合と比較して接触面積大きくなり、大きな荷重を受けることが可能となる。したがって、接触面積を確保するためにシール部３４０、３６１の軸心方向の長さを延長することなくシール部３４０、３６１に作用する荷重を受けることができる。

また、プライマリプーリ３０６のシール部３４０の軸心方向の長さすなわちシール幅は、円筒部３３６が摺接する範囲において入力軸３０４に段付部等が形成されないため、プライマリ可動シーブ３１４の軸心方向の位置の変化に拘わらず変化しない。したがって、シール部３４０からの作動油の漏れ量は、プライマリ油圧アクチュエータ３１６の油圧室８４の油圧に応じた漏れ量となり、漏れ量を油圧に基づいて予測することで、プライマリプーリ３０６の制御性を向上させることができる。同様に、セカンダリプーリ３１０のシール部３６１の軸心方向の長さすなわちシール幅は、円筒部３６１が摺接する範囲において出力軸３０８に段付部等が形成されないため、セカンダリ可動シーブ３２４の軸心方向の位置の変化に拘わらず変化しない。したがって、シール部３６１からの作動油の漏れ量は、セカンダリ油圧アクチュエータ３２６の油圧室１０８の油圧に応じた漏れ量となり、漏れ量を油圧に応じて予測するで、セカンダリプーリ３１０の制御性を向上させることができる。

また、本実施例では、プライマリプーリ３０６において、円筒部３３８が軸心方向に摺動する範囲では、雄スプライン３３０が形成されている部位を除いて入力軸３０４の軸径が一定とされている。これより、段付部等が形成されることで入力軸３０４が細くなって入力軸３０４の強度が低下することが防止される。或いは、段付部等が形成されることで、その段付部分だけ入力軸３０４の軸径が大きくなることが防止される。さらに、セカンダリプーリ３１０において、円筒部３６０が軸心方向に摺動する範囲では、出力軸３０８の軸径が一定とされている。これより、段付部等が形成されることで出力軸３０８が細くなって出力軸３０８の強度が低下することが防止される。或いは、段付部等が形成されることで、その段付部形成分だけ出力軸３０８の軸径が大きくなることが防止される。

上述のように、本実施例によれば、プライマリプーリ３０６に、第１プーリ溝の最小溝幅Ｗmaxを規定するスペーサ８１が設けられると共に、セカンダリプーリ３１０に、第２プーリ溝の最小溝幅Ｗmaxを規定するシリンダ部材３２８の内周壁部３２８ａが設けられる。このようにすれば、プライマリプーリ３０６の第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminを規定するための段付部、およびセカンダリプーリ３１０の第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminを規定するための段付部を設ける必要がなくなるため、例えば入力軸３０４および出力軸３０８にそれぞれプーリ溝の最小溝幅Ｗminを規定するための段付部を設けることを防止することができる。

図１２は、本発明の他の実施例である車両用動力伝達装置５００の一部を示す断面図であり、図２等に対応するものである。本実施例の車両用動力伝達装置５００には、ベルト式無段変速機５０２が備えられている。ベルト式無段変速機５００は、一対の軸受５４を介してトランスアクスルケース３６によって軸心Ｃ１まわりの回転可能に支持された入力軸５０４と、その入力軸５０４の外周側に設けられたプライマリプーリ（入力側溝幅可変プーリ）５０６と、入力軸５０４と平行に設けられ一対の軸受６０を介してトランスアクスルケース３６によって軸心Ｃ２まわりの回転可能に支持された出力軸５０８と、その出力軸５０８の外周側に設けられたセカンダリプーリ（出力側溝幅可変プーリ）５１０と、プライマリプーリ５０６およびセカンダリプーリ５１０にそれぞれ巻き掛けられて両プーリ間において摩擦力により動力伝達を行う良く知られた無端環状の伝動ベルト６６とを備えている。

プライマリプーリ５０６は、入力軸５０４の外周側に固設された円盤状のプライマリ固定シーブ５１２（第１固定シーブ）と、そのプライマリ固定シーブ５１２との間に前記第１プーリ溝６４を形成するように、入力軸５０４に相対回転不能且つ軸心方向の相対移動可能に設けられたプライマリ可動シーブ５１４（第１可動シーブ）と、供給される油圧に応じてプライマリ可動シーブ５１４を軸心Ｃ１方向に移動させてプライマリ可動シーブ５１４とプライマリ固定シーブ５１２とを接近または離間させることにより、第１プーリ溝６４の溝幅を変化させるプライマリ油圧アクチュエータ５１６とを備えている。

プライマリ固定シーブ５１２は、入力軸５０４の外周面から外周側に突き出して入力軸５０４に一体に設けられた円盤状の部材である。このプライマリ固定シーブ５１２には、外周側に向かうほどプライマリ可動シーブ５１４から離間する円錐状のテーパ面７８がプライマリ可動シーブ５１４との対向面に形成されている。

プライマリ可動シーブ５１４は、入力軸５０４に軸心方向の相対移動可能且つ軸心Ｃ１まわりの相対回転不能にスプライン嵌合された内側筒部５１４ａと、その内側筒部５１４ａのプライマリ固定シーブ５１２側の一端部から外周側に突き出して一体に設けられた円盤部５１４ｂと、その円盤部５１４ｂの外周部からプライマリ固定シーブ５１４とは反対側に向けて軸心Ｃ１方向に突設された外側筒部５１４ｃとを有している。上記円盤部５１４ｂには、外周側に向かうほどプライマリ固定シーブ５１２から離間する円錐状のテーパ面８０がプライマリ固定シーブ５１２との対向面に形成されている。上記テーパ面８０は、プライマリ固定シーブ５１２のテーパ面７８とともに第１プーリ溝６４を形成している。

前記プライマリ油圧アクチュエータ５１６は、入力軸５０４のプライマリ可動シーブ５１４に対するプライマリ固定シーブ５１２とは反対側の一端部に配設されてプライマリ可動シーブ５１４と共に油密な油圧室８４を形成するための有底円筒状のシリンダ部材５１８を備えている。シリンダ部材５１８は、その内周部が入力軸５０４に形成されている段付端面に嵌め付けられているスペーサ８１と軸受５４との間に挟まれることで軸心方向への移動が阻止されている屈曲形状の壁部５１８ａと、その壁部５１８ａの外周部からプライマリ可動シーブ５１４の外側筒部５１４ｃの外周側に周方向に連続して突設され、プライマリ可動シーブ５１４の外側筒部５１４ｃの外周面に対してオイルシールを介して摺動する筒部５１８ｂとを備えている。このシリンダ部材５１８とプライマリ可動シーブ５１４と入力軸５０４とによって油密に囲まれる空間には、油圧室８４が形成される。この油圧室８４には、トランスアクスルケース３６に形成された第１油路８６と、入力軸５０４の内周側に形成されて第１油路８６に連通された第２油路８８と、その第２油路８８から入力軸５０４を径方向に貫通して形成された第３油路９０とをそれぞれ通じて、前記オイルポンプ２８から圧送された油圧が図示しない油圧制御回路により適宜調圧されて供給されるようになっている。

このようなプライマリプーリ５０６では、油圧室８４に供給される油圧に応じてプライマリ可動シーブ５１４が軸心Ｃ１方向においてプライマリ固定シーブ５１２に接近または離間して、第１プーリ溝６４の幅が変化させられるようになっている。図１２において、軸心Ｃ１の下側に実線で示すプライマリ可動シーブ５１４は、プライマリ固定シーブ５１２との間に形成される第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６の巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機５０２の変速比γが最小変速比γminとなる。また、軸心Ｃ１の上側に実線で示すプライマリ可動シーブ５１４は、プライマリ固定シーブ５１２との間に形成される第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗmaxとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６の巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機５０２の変速比γが最大変速比γmaxとなる。

セカンダリプーリ５１０は、出力軸５０８の外周側に固設されたセカンダリ固定シーブ５２２（第２固定シーブ）と、そのセカンダリ固定シーブ５２２との間に前記第２プーリ溝６５を形成するように、出力軸５０８に相対回転不能且つ軸心Ｃ２方向に相対移動可能に設けられたセカンダリ可動シーブ５２４（第２可動シーブ）と、供給される油圧に応じてセカンダリ可動シーブ５２４を軸心方向に移動させてセカンダリ可動シーブ５２４とセカンダリ固定シーブ５２２とを接近または離間させることにより、第２プーリ溝６５の溝幅を変化させるセカンダリ油圧アクチュエータ５２６とを備えている。

上記セカンダリ固定シーブ５２２は、出力軸５０８の外周面から外周側に突き出して出力軸５０８に一体に設けられた円盤状の部材である。このセカンダリ固定シーブ５２２には、外周側に向かうほどセカンダリ可動シーブ５２４から離間する円錐状のテーパ面９８がセカンダリ可動シーブ５２４との対向面に形成されている。

前記セカンダリ可動シーブ５２４は、出力軸５０８に対して軸心方向の相対移動可能且つ軸心Ｃ２まわりの相対回転不能にスプライン嵌合された内側筒部５２４ａと、その内側筒部５２４ａのセカンダリ固定シーブ５２２側の一端部から外周側に突き出して一体に設けられた円盤状の円盤部５２４ｂと、その円盤部５２４ｂの外周部からセカンダリ固定シーブ５２２とは反対側に向けて軸心Ｃ２方向に突設された外側筒部５２４ｃとを有している。上記円盤部２２４ｂには、外周側に向かうほどセカンダリ固定シーブ５２２から離間する円錐状のテーパ面１０２がセカンダリ固定シーブ５２２との対向面に形成されている。上記テーパ面１０２は、セカンダリ固定シーブ５２２のテーパ面９８とともに第２プーリ溝６５を形成している。

前記セカンダリ油圧アクチュエータ５２６は、出力軸５０８のセカンダリ可動シーブ５２４に対するセカンダリ固定シーブ５２２とは反対側の一端部に配設されてセカンダリ可動シーブ５２４と共に油密な油圧室１０８を形成するための有底円筒状のシリンダ部材５２８を備えている。シリンダ部材５２８は、その内周部が出力軸５０８に形成されている段付端面と円筒部材１０４との間に挟まれることで軸心方向への移動が阻止されている内周壁部５２８ａと、その内周壁部５２８ａの外周部からセカンダリ可動シーブ５２４の円盤部５２４ｂ側に向けて延設された筒部５２８ｂと、その筒部５２８ｂのセカンダリ可動シーブ５２４側の一端部から周方向に連続して外周側に突設され、セカンダリ可動シーブ５２４の外側筒部５２４ｃの内周面に対してオイルシールを介して摺動する外周壁部５２８ｃとを備えている。このシリンダ部材５２８とセカンダリ可動シーブ５２４と出力軸５０８とによって油密に囲まれる空間には、油圧室１０８が形成されている。この油圧室１０８には、トランスアクスルケース３６に形成された第４油路１１０と、出力軸５０８の内周側に形成されて第４油路１１０に連通された第５油路１１２と、その第５油路１１２から出力軸５０８を径方向に貫通して形成された第６油路１１４とをそれぞれ通じて、前記オイルポンプ２８から圧送された油圧が図示しない油圧制御回路により適宜調圧されて供給されるようになっている。また、セカンダリ可動シーブ５２４の内側筒部５２４ａの外周面に形成された段付端面とシリンダ部材５２８の内周壁部５２８ａとの間には、セカンダリ可動シーブ５２４をセカンダリ固定シーブ５２２側へ付勢するコイルスプリング１１６が設けられている。

このようなセカンダリプーリ５１０では、油圧室１０８に供給される油圧に応じてセカンダリ可動シーブ５２４にセカンダリ固定シーブ５２２へ向かう推力すなわち伝動ベルト６６を挟圧する方向の推力が付与されるようになっている。図１２において、軸心Ｃ１の下側に実線で示すセカンダリプーリ５１０は、セカンダリ固定シーブ５２２とセカンダリ可動シーブ５２４との間に形成される第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ５１０への巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機５０２の変速比γが最大変速比γmaxとなる。また、軸心Ｃ１の上側に実線で示すセカンダリプーリ５１０は、セカンダリ固定シーブ５２２とセカンダリ可動シーブ５２４との間に形成される第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗmaxとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ５１０への巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機５０２の変速比γが最小変速比γminとなる。

図１３は、図１２のプライマリプーリ５０６のスプライン構造を説明するためにプライマリ可動シーブ５１４のスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。図１３において、プライマリ可動シーブ２１４の軸心方向において伝動ベルト６６側の内周部には雌スプライン５３０が軸心Ｃ１と平行に形成されている。この雌スプライン５３０が入力軸５０４の外周面５３２に形成されている雄スプライン５３４とスプライン嵌合されることで、プライマリ可動シーブ５１４が入力軸５０４と一体的に回転させられる。

また、プライマリ可動シーブ５１４の軸心方向において軸受５４側すなわち伝動ベルト６６と反対側には、内周面５３６が入力軸５０４の外周面５３２と摺接される円筒部５３８（第１円筒部）が形成されており、その円筒部５３８の内周面５３６と入力軸５０４の外周面５３２とが隙間なく摺接されるシール部５４０が形成されている。シール部５４０は、円筒部５３８の内周面５３６と入力軸５０４の外周面５３２とが隙間なく金属接触されることで、プライマリ油圧アクチュエータ５１６の油圧室８４へ供給される作動油の漏れを抑制するものである。

図１４は、図１２のセカンダリプーリ５１０のスプライン構造を説明するためにセカンダリ可動シーブ５２４のスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。図１４において、セカンダリ可動シーブ５２４の軸心方向において伝動ベルト６６側の内周面には、雌スプライン５５０が軸心Ｃ２と平行に形成されている。この雌スプライン５５０が出力軸５０８の外周面に形成されている雄スプライン５５２とスプライン嵌合されることで、セカンダリ可動シーブ５２４が出力軸５０８と一体的に回転させられる。

また、セカンダリ可動シーブ５２４の軸心方向においてシリンダ部材５２８側すなわち軸心方向において伝動ベルト６６と反対側には、内周面５５６が出力軸５０８の外周面５５８と摺接される円筒部５６０（第２円筒部）が形成されており、その円筒部５６０の内周面５５６と出力軸５０８の外周面５５８とが隙間なく金属接触されることでシール部５６１が形成され、セカンダリ油圧アクチュエータ５２６の油圧室１０８へ供給される作動油の漏れを抑制する。

セカンダリ可動シーブ５２４の雌スプライン５５０と円筒部５６０との境界には、段付端面５６２が形成されている。また、出力軸５０８の雄スプライン５５２近傍においても段付端面５６４が形成されており、前記段付部５６２の端面５６３と段付部５６４の端面５６５が当接することで、ベルト式無段変速機５０２の最大変速比γmaxが達成されるセカンダリ可動シーブ５２４の位置が規定される。具体的には、図１２において軸心Ｃ２の下側に示す状態となり、セカンダリ可動シーブ５２４の段付端面５６２の端面５６３と出力軸５０８の段付端面５６４の端面５６５とが当接されることで、セカンダリ可動シーブ５２４のセカンダリ固定シーブ５２２側への移動が阻止されている。この状態において、第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗminに規定され、ベルト式無段変速機５０２が最大変速比γmaxとなる。

また、本実施例では、ベルト式無段変速機５０２の最小変速比γminの位置決めが、油圧制御によって実行される。具体的には、プライマリプーリ５０６の油圧室８４およびセカンダリプーリ５１０の油圧室１０８に供給される油圧を予め設定された油圧に制御することで、セカンダリプーリ５１０において第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗmaxが規定され、ベルト式無段変速機５０２が最小変速比γminとなる。上記のように、セカンダリプーリ５１０の第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗmaxを油圧制御によって規定することもできる。なお、本実施例においては、油圧制御よって第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗmaxを規定する手段が、本発明の第２溝幅規定手段となる。

上記のように構成されるベルト式無段変速機５０２であっても、前述した各実施例と同様の効果を得ることができる。なお、本実施例では、セカンダリプーリ５１０の最小溝幅Ｗmaxを油圧制御によって規定したが、プライマリプーリ５０６の第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗmaxを油圧制御よって規定することもできる。

図３に示すプライマリプーリ５８において、第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminの位置を、プライマリ可動シーブ７４に形成されている段付端面１３４と入力軸５６に形成されている段付端面１３６とが当接する位置に規定していたが、図１５に示すように、第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminの位置を、プライマリ可動シーブ７４に形成されている雌スプライン１２０の端面５８０と入力軸５６に形成されている雄スプライン１２２の端面５８２とが当接する位置に規定しても構わない。ここで、プライマリ可動シーブ７４の端面５８０とは、プライマリ可動シーブ７４の雌スプライン１２０と円筒部１３０との境界に形成される端面である。また、入力軸５６の端面５８２とは、入力軸５６に形成されている雄スプライン１２２の伝動ベルト６６とは反対側（軸受５４側）の端面である。プライマリ可動シーブの端面５８０が入力軸５６の雄スプライン１２２の端面５８２と当接されると、プライマリ可動シーブ７４のプライマリ固定シーブ７２側への移動が阻止される。この位置がプライマリプーリ５８の第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗminとなる位置に規定される。この状態においてベルト式無段変速機１８が最小変速比γminとなるように設定される。なお、端面５８０および端面５８２は、お互いの端面が乗り越えることのないように、それぞれ軸心Ｃ１に対して垂直に形成されている。また、端面５８０および端面５８２の径方向の高さも同様に、お互いの端面が乗り越えない寸法に設計されている。

これより、プライマリプーリ５８の第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminを規定するに際して、プライマリ可動シーブ７４および入力軸５６においても段付部を設ける必要がなくなり、特に、入力軸５６の強度低下、或いは、段付部を設けることによる軸径増加を防止することができる。すなわち、プライマリプーリ５８およびセカンダリプーリ６２共に段付部をなくすことができる。さらに、段付部が形成される場合、例えば図３に示す段付部１３４と段付部１３６との間では、プライマリ可動シーブ７４と入力軸５６との間に間隙が形成され、伝動ベルト６６を挟持した際に発生するラジアル荷重を受けない部位が形成されるが、本実施例では、プライマリ可動シーブ７４と入力軸５６とが軸心方向において何れの部位においても接触するため、ラジアル荷重を受けない無駄な部位が形成されない。したがって、ラジアル荷重を受け持つ面積が増加するに従い、その面積確保のためにプライマリプーリ５８を軸心方向に延長することが防止される。

なお、上記構成は、プライマリプーリ５８だけでなく、セカンダリプーリにおいても適用することができる。例えば、図１１のセカンダリプーリ３１０において、セカンダリ可動シーブ３２４の雌スプライン３５０と円筒部３６０との間に形成される端面を、出力軸３０８の雄スプライン３５２の軸心方向においてシリンダ部材３２８側の端面とを当接させる構成とし、その当接させた位置が第２プーリ溝５６の最小溝幅Ｗminに規定される。このように構成されることで、セカンダリプーリにおいても段付部等を設けることなく、第２プーリ溝５６の最小溝幅Ｗminを規定することができる。すなわち、プライマリプーリおよびセカンダリプーリ共に段付部をなくすことができる。なお、この場合においても、互いの端面が乗り越えることのないように、それぞれの端面が軸心Ｃ２に対して垂直に形成され、その端面の径方向の高さも同様に、互いの端面が乗り越えない寸法に設計されている。

上述のように、本実施例によれば、プライマリ可動シーブ７４がプライマリ固定シーブ７２側に移動した際には、プライマリ可動シーブ７４の内周部に形成されている雌スプライン１２０と円筒部１３０との境界に形成される端面５８０が、入力軸５６に形成されている雄スプライン１２２の端面５８２と当接する位置において、前記第１シーブ溝の最小溝幅Ｗminが規定される構成とすることができる。このようにすれば、プライマリ可動シーブ７４に形成される端面５８０と入力軸５６の雄スプライン１２２に形成される端面５８２とが当接する位置で第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminを規定することで、入力軸５６およびプライマリ可動シーブ７４に段付部を設けることなく、第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminを規定することができる。

また、本実施例によれば、セカンダリ可動シーブ３２４がセカンダリ固定シーブ３２２側に移動した際には、セカンダリ可動シーブ３２４の内周部に形成されている雌スプライン３５０と円筒部３６０との境界に形成される端面が、出力軸３０８に形成されている雄スプライン３５２の端面と当接する位置において、第２シーブ溝６５の最小溝幅Ｗminが既定される構成とすることができる。このようにすれば、セカンダリ可動シーブ３２４に形成される端面と出力軸３０８の雄スプライン３５２に形成される端面とが当接する位置において、第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminを規定することで、出力軸３０８およびセカンダリ可動シーブ３２４に段付部を設けることなく、第２プーリ溝の最小溝幅Ｗminを規定することができる。

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、前述の実施例において、セカンダリプーリ５１０の第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗmaxを油圧制御よって規定するとしたが、例えばプライマリプーリ５１４の第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗmaxを油圧制御によって規定する構成であっても構わない。さらには、第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗmaxおよび第２プーリ溝６５の最大溝幅Ｗmaxの両方を油圧によって制御する構成であっても構わない。

なお、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。

１８、２０２、３０２、５０２：ベルト式無段変速機
４０、２０８、３０８、５０８：出力軸
５６、２０４、３０４、５０４：入力軸
６４：第１プーリ溝
６５：第２プーリ溝
６６：伝動ベルト
７２、２１２、３１２、５１２：プライマリ固定シーブ（第１固定シーブ）
７４、２１４、３１４、５１４：プライマリ可動シーブ（第１可動シーブ）
８１：スペーサ（第１溝幅規定手段、所定の部材）
９２、２２２、３２２、５２２：セカンダリ固定シーブ（第２固定シーブ）
９４、２２４、３２４、５２４：セカンダリ可動シーブ（第２可動シーブ）
１２０、１４０、２３０、２５０、３３０、３５０、５３０、５５０：雌スプライン
１２２、１４２、２３４、２５２、３３４、３５２、５３４、５５２：雄スプライン
１３０、２３８、３３８、５３８：円筒部（第１円筒部）
１３４、１３６、２６２、２６４、５６２、５６４：段付部
１５０、２６０、３６０、５６０：円筒部（第２円筒部）
２２８ａ、３２８ａ：内周壁部（第２溝幅規定手段、所定の部材）

【０００６】
車両用ベルト式無段変速機であって、（ｂ）前記プライマリプーリの第１可動シーブの内周部に形成される前記雌スプラインは、前記伝動ベルトが前記第１プーリ溝に巻き掛けられた状態において、軸心方向の伝動ベルト側に形成される一方、その第１可動シーブの軸心方向の伝動ベルト側と反対側には、内周面が前記入力軸の外周面に摺接される円筒状の第１円筒部が形成されており、（ｃ）前記セカンダリプーリの第２可動シーブの内周部に形成される前記雌スプラインは、前記伝動ベルトが前記第２プーリ溝に巻き掛けられた状態において、軸心方向の伝動ベルト側に形成される一方、その第２可動シーブの軸心方向の伝動ベルト側と反対側には、内周面が前記出力軸の外周面に摺接される円筒状の第２円筒部が形成されており、（ｄ）前記プライマリプーリに設けられて第１プーリ溝の最大溝幅を規定するための第１溝幅規定手段、および、前記セカンダリプーリに設けられて第２プーリ溝の最大溝幅を規定するための第２溝幅規定手段の少なくとも一方が設けられており、（ｅ）前記入力軸および前記出力軸のうち、前記第１溝幅規定手段または前記第２溝幅規定手段が設けられた一方の軸とは反対側の他方の軸は、前記雄スプラインが形成されている部位を除いて、前記第１可動シーブまたは前記第２可動シーブが軸心方向に摺動する範囲において軸径が等しくされていることを特徴とする。
発明の効果
［００１６］
このようにすれば、プライマリプーリに第１溝幅規定手段が設けられた場合、第１プーリ溝の最大溝幅が規定される。ここで、さらにプライマリプーリに第１プーリ溝の最小溝幅を規定するよく知られた段付部が入力軸および第１可動シーブに設けられれば、セカンダリプーリの第２プーリ溝の最小溝幅および最大溝幅は、プライマリプーリの最小溝幅および最大溝幅に応じて一義的に決定される。したがって、セカンダリプーリにおいて、第２プーリ溝の最小溝幅および最大溝幅を規定する段付部を設ける必要がなくなるため、出力軸の軸径が段付部を設ける分だけ大きくなることが防止される。
［００１７］
また、セカンダリプーリに第２溝幅規定手段が設けられた場合、第２プーリ溝の最大溝幅が規定される。ここで、さらにセカンダリプーリに第２プーリ溝の最小溝幅を規定するよく知られた段付部が出力軸および第２可動シーブに設けられれば、プライマリプーリの第１プーリ溝の最小溝幅および最大溝幅は、セカンダリプーリの最小溝幅および最大溝幅に応じて一義的に決定

また、好適には、前記第１可動シーブが前記第１固定シーブ側に移動した際には、その第１可動シーブの内周部に形成されている前記雌スプラインと前記第１円筒部との境界に形成される端面が、前記入力軸に形成されている前記雄スプラインの端面と当接する位置において、前記第１プーリ溝の最小溝幅が規定されるものである。このようにすれば、第１可動シーブに形成される端面と入力軸の雄スプラインに形成される端面とが当接する位置で第１プーリ溝の最小溝幅が規定され、入力軸および第１可動シーブに段付部を設けることなく、第１プーリ溝の最小溝幅を規定することができる。

また、好適には、前記第２可動シーブが前記第２固定シーブ側に移動した際には、その第２可動シーブの内周部に形成されている前記雌スプラインと前記第２円筒部との境界に形成される端面が、前記出力軸に形成されている前記雄スプラインの端面と当接する位置において、前記第２プーリ溝の最小溝幅が既定されるものである。このようにすれば、第２可動シーブに形成される端面と出力軸の雄スプラインに形成される端面とが当接する位置で前記第２プーリ溝の最小溝幅が規定され、出力軸および第２可動シーブに段付部を設けることなく、第２プーリ溝の最小溝幅を規定することができる。

このようなプライマリプーリ５８では、油圧室８４に供給される油圧に応じてプライマリ可動シーブ７４が軸心Ｃ１方向においてプライマリ固定シーブ７２に接近または離間して、第１プーリ溝６４の幅が変化させられるようになっている。図２において、軸心Ｃ１の下側に実線で示すプライマリ可動シーブ７４は、プライマリ固定シーブ７２との間に形成される第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態において、伝動ベルト６６の巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機１８の変速比γが最小変速比γminとなる。また、軸心Ｃ１の上側に実線で示すプライマリ可動シーブ７４は、プライマリ固定シーブ７２との間に形成される第１プーリ溝６４が最大溝幅Ｗmaxとされた状態を示している。この状態において、伝動ベルト６６の巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxとなる。

このようなセカンダリプーリ６２では、油圧室１０８に供給される油圧に応じてセカンダリ可動シーブ９４にセカンダリ固定シーブ９２へ向かう推力すなわち伝動ベルト６６を挟圧する方向の推力が付与されるようになっている。図２において、軸心Ｃ２の下側に実線で示すセカンダリプーリ６２は、セカンダリ固定シーブ９２とセカンダリ可動シーブ９４との間に形成される第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ６２への巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxとなる。また、軸心Ｃ２の上側に実線で示すセカンダリプーリ６２は、セカンダリ固定シーブ９２とセカンダリ可動シーブ９４との間に形成される第２プーリ溝６５が最大溝幅Ｗmaxとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ６２への巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機１８の変速比γが最小変速比γminとなる。

一方、プライマリプーリ５８の第１プーリ溝６４の最大溝幅Ｗmaxは、プライマリ可動シーブ７４の軸心方向において軸受５４側（プライマリ固定シーブ７２と反対側）の端面１３８がスペーサ８１の端面と当接する位置で規定される。具体的には、図２において軸心Ｃ１の上側に示す状態となり、プライマリ可動シーブ７４の端面１３８がスペーサ８１の端面と当接されており、プライマリ可動シーブ７４の軸受５４側への移動が阻止されている。この第１プーリ溝６４が最大溝幅Ｗmaxとなる位置において、ベルト式無段変速機１８の変速比γが最大変速比γmaxとなるり、プライマリ可動シーブ７４の端面１３８がスペーサ８１の端面と当接されることで、ベルト式無段変速機１８の最大変速比γmaxが達成される。このように、本実施例では、ベルト式無段変速機１８において最小変速比γminが達成されるプライマリ可動シーブ７４の位置を規定する機構、および最大変速比γmaxが達成されるプライマリ可動シーブ７４の位置を規定する機構がプライマリプーリ５８側に設けられている。なお、スペーサ８１が、本発明の第１可動シーブの軸心方向において前記第１固定シーブと反対側の端面が当接する所定の部材に対応しており、プライマリ可動シーブ７４の端面１３８とそのスペーサ８１の端面によって、本発明の第１溝幅規定手段が構成される。

また、本実施例では、プライマリプーリ５８側にベルト式無段変速機１８の最小変速比γminおよび最大変速比γmaxを達成するプライマリ可動シーブ７４の位置を規定する機械的な位置決め構造が設けられている。すなわち、セカンダリプーリ６２において、それらの位置決めを行う構造が形成されない。したがって、図４に示すように、セカンダリ可動シーブ９４が摺動する範囲では、出力軸４０の雄スプライン１４２が形成されている部位を除いてその軸径が一定とされている。これより、段付部等が形成されることでその段付部分だけ出力軸４０が太くなり、出力軸４０が大型化されることが防止される。なお、第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗminである場合には、伝動ベルト６６の巻き掛け径の変化に応じて、セカンダリプーリ６２において第２プーリ溝６５が最大溝幅Ｗmaxとなり、ベルト式無段変速機１８が最小変速比γminとなる。一方、第１プーリ溝６４が最大溝幅Ｗmaxである場合には、伝動ベルト６６の巻き掛け径の変化に応じて、セカンダリプーリ６２において第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗminとなり、ベルト式無段変速機１８が最大変速比γmaxとなる。このように、プライマリプーリ５８に設けられている機械的な機構によって、第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminおよび最大溝幅Ｗmaxが規定される。

上述のように、本実施例によれば、プライマリプーリ５８にプライマリ可動シーブ７４のプライマリ固定シーブ７２と反対側への移動を阻止するスペーサ８１が設けられるため、第１プーリ溝６４の最大溝幅Ｗmaxが規定される。ここで、さらにプライマリプーリ５８に第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminを規定するよく知られた段付部１３４、１３６が入力軸５６およびプライマリ可動シーブ７４に設けられることで、セカンダリプーリ６２の第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminおよび最大溝幅Ｗmaxは、プライマリプーリ５８の最小溝幅Ｗminおよび最大溝幅Ｗmaxに応じて一義的に決定される。したがって、セカンダリプーリ６２において、第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminを規定する段付部を設ける必要がなくなるため、出力軸４０の軸径が段付部を設ける分だけ大きくなることが防止される。

また、本実施例によれば、プライマリ可動シーブ７４の軸心方向の伝動ベルト６６側と反対側には、入力軸５６の外周面１２８ａに摺接される円筒状の円筒部１３０が形成されるため、伝動ベルト６６と反対側においてプライマリ可動シーブ７４の内周面１２６と入力軸５６の外周面１２８ａとが接触する接触面積が、従来構造である可動シーブの雌スプラインの歯先面と入力軸の外周面とが接触する場合に比較して大きくなる。同様に、セカンダリ可動シーブ９４の軸心方向の伝動ベルト６６側と反対側には、出力軸４０の外周面１４８に摺接される円筒状の円筒部１５０が形成されるため、伝動ベルト６６と反対側においてセカンダリ可動シーブの内周面１２６と出力軸４０の外周面１４８とが接触する接触面積が、従来構造である可動シーブの雌スプラインの歯先面と出力軸の外周面とが接触する場合に比較して大きくなる。ここで、プライマリプーリ５８およびセカンダリプーリ６２が伝動ベルト６６を挟持する際、その反力が円筒部１３０の内周面１４６と入力軸５６の外周面１２８ａとの接触面、および円筒部１５０の内周面１４６と出力軸４０の外周面１４８との接触面に垂直に作用するラジアル荷重として作用するが、これに対して、それぞれの接触面ではその接触面積が大きく確保されているため、そのラジアル荷重を受け持つことができる。すなわち、接触面積を確保するためにプライマリプーリ５８およびセカンダリプーリ６２の軸長を長くする必要がなくなり、その軸長を短縮化することも可能となる。

また、本実施例によれば、プライマリプーリ５８に、第１プーリ溝６４の最大溝幅Ｗmaxを規定するスペーサ８１が設けられ、入力軸５６の外周面１２８ａおよびプライマリ可動シーブ７４の内周面１２６には、それぞれ段付部１３４、１３６が設けられ、プライマリ可動シーブ７４の段付部１３４の端面１３５が入力軸５６の段付部１３６の端面１３７に当接する位置において、第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminが規定される。このようにすれば、セカンダリプーリ６２に第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminおよび最大溝幅Ｗmaxを規定する機械的な機構を設ける必要がなくなり、例えば出力軸４０に第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminを規定するための段付部を設けることを防止することができる。

また、本実施例によれば、プライマリ可動シーブ７４の軸心方向においてプライマリ固定シーブ７２と反対側の端面１３８がスペーサ８１の端面と当接することで、プライマリ可動シーブ７４の軸心方向においてプライマリ固定シーブ７２と反対側への移動が阻止される。このようにすれば、プライマリ可動シーブ７４の端面１３８がスペーサ８１と当接すると、プライマリ可動シーブ７４のそれ以上の軸心方向への移動が阻止されるため、第１プーリ溝６４の最大溝幅Ｗmaxが規定される。

このようなプライマリプーリ２０６では、油圧室８４に供給される油圧に応じてプライマリ可動シーブ２１４が軸心Ｃ１方向においてプライマリ固定シーブ２１２に接近または離間して、第１プーリ溝６４の溝幅が変化させられるようになっている。図６において、軸心Ｃ１の下側に実線で示すプライマリ可動シーブ２１４は、プライマリ固定シーブ２１２との間に形成される第１プーリ溝が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６の巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機２０２の変速比γが最小変速比γminとなる。また、軸心Ｃ１の上側に実線で示すプライマリ可動シーブ２１４は、プライマリ固定シーブ２１２との間に形成される第１プーリ溝６４が最大溝幅Ｗmaxとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６の巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機２０２の変速比γが最大変速比γmaxとなる。

上記セカンダリ固定シーブ２２２は、出力軸２０８の外周面から外周側に突き出して出力軸２０８に一体に設けられた円盤状の部材である。このセカンダリ固定シーブ２２２には、外周側に向かうほどセカンダリ可動シーブ２２４から離間する円錐状のテーパ面９８がセカンダリ可動シーブ２２４との対向面に形成されている。

このようなセカンダリプーリ２１０では、油圧室１０８に供給される油圧に応じてセカンダリ可動シーブ２２４にセカンダリ固定シーブ２２２へ向かう推力すなわち伝動ベルト６６を挟圧する方向の推力が付与されるようになっている。図６において、軸心Ｃ２の下側に実線で示すセカンダリプーリ２１０は、セカンダリ固定シーブ２２２とセカンダリ可動シーブ２２４との間に形成される第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ２１０への巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機２０２の変速比γが最大変速比γmaxとなる。また、軸心Ｃ２の上側に実線で示すセカンダリプーリ２１０は、セカンダリ固定シーブ２２２とセカンダリ可動シーブ２２４との間に形成される第２プーリ溝６５が最大溝幅Ｗmaxとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ２１０への巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機２０２の変速比γが最小変速比γminとなる。

また、前記セカンダリ可動シーブ２２４の雌スプライン２５０と円筒部２６０との境界には、段付部２６２が形成されている。また、出力軸２０８の雄スプライン２５２近傍においても段付部２６４が形成されており、前記段付端面２６２の端面２６３と段付部２６４の端面２６６が当接することで、セカンダリ可動シーブ２２４のセカンダリ固定シーブ２２２側への移動が阻止される。具体的には、図６において、軸心Ｃ２の下側に示す状態となり、この状態で第２プーリ溝の溝幅が最小溝幅Ｗminに規定される。この第２プーリ溝が最小溝幅Ｗminとなる位置において、ベルト式無段変速機２０２が最大変速比γmaxとなるように設定されており、段付部２６２、２６４は、ベルト式無段変速機２０２が最大小変速比γmaxとなるセカンダリ可動シーブ２２４の軸心方向の位置を規定する位置決め機構として機能する。なお、このとき、プライマリプーリ２０６においては、スプリング２２０によってプライマリ可動シーブ２１４がプライマリ固定シーブ２１２側に付勢されることで、伝動ベルト６６が挟持される。

一方、セカンダリプーリ２１０の第２プーリ溝６５の最大溝幅Ｗmaxは、セカンダリ可動シーブ２２４の軸心方向において軸受６０側すなわちセカンダリ固定シーブ２２２と反対側の端面２６８がシリンダ部材２２８の内周壁部２２８ａの端面と当接する位置に規定される。具体的には、図６において軸心Ｃ２の上側に示す状態となり、セカンダリ可動シーブ２２４がシリンダ部材２２８側に移動されることで、セカンダリ可動シーブ２２４の端面２６８がシリンダ部材２２８の内周壁部２２８ａの端面と当接されて、セカンダリ可動シーブ２２４のシリンダ部材２２８側への移動が阻止されている。この第２プーリ溝６５が最大溝幅Ｗmaxとなる位置において、ベルト式無段変速機２０２が最小変速比γminとなるように設定されており、セカンダリ可動シーブ２２４の端面２６８が内周壁部２２８ａの端面と当接されることで、ベルト式無段変速機２０２の最小変速比が達成される。このように、本実施例では、ベルト式無段変速機２０２において最小変速比γminが達成されるセカンダリ可動シーブ２２４の位置を規定する機構、および、最大変速比γmaxが達成されるセカンダリ可動シーブ２２４の位置を規定する機構がセカンダリプーリ２１０側に設けられている。なお、第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗminである場合には、伝動ベルト６６の巻き掛け径の変化に応じて、プライマリプーリ２０６において第１プーリ溝６４が最大溝幅Ｗmaxとなる。一方、第２プーリ溝６５が最大溝幅Ｗmaxである場合には、伝動ベルト６６の巻き掛け径の変化に応じて、プライマリプーリ２０６において第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminとなる。このように、セカンダリプーリ２１０に設けられている第２プーリ溝６５の溝幅を規定する機械的な機構によって、第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminおよび最大溝幅Ｗmaxが規定される。なお、内周壁部２２８ａが、本発明の第２可動シーブの軸心方向において前記第２固定シーブと反対側の端面が当接する所定の部材に対応しており、セカンダリ可動シーブ２２４の端面２６８および内周壁部２２８ａの端面によって第２溝幅規定手段が構成される。

ここで、本実施例では、図７に示したようにプライマリプーリ２０６の雄スプライン２３４が形成されている部位を除いて、プライマリ可動シーブ２２４が軸心方向に移動する範囲において、入力軸２０４の軸径が一定に設定されている。例えば、入力軸２０４側には、第１プーリ溝６４の最大溝幅Ｗmaxおよび最小溝幅Ｗminを規定する段付部等の機構が設けられていない。これは、ベルト式無段変速機２０２では、セカンダリプーリ２１０にベルト式無段変速機２０２の最小変速比γminおよび最大変速比γmaxを達成するためのセカンダリ可動シーブ２２４の位置決め機構が設定されているためである。

上述のように、本実施例によれば、セカンダリプーリ２１０に、セカンダリ可動シーブ２２４の移動を阻止して第２プーリ溝６５の最大溝幅Ｗmaxを規定するためのシリンダ部材２２８が設けられ、出力軸２０８の外周面２５８およびセカンダリ可動シーブ２２４の内周面には、それぞれ段付部２６２、２６４が設けられ、セカンダリ可動シーブ２２４の段付部２６２の端面２６３が出力軸２０８の段付部２６４の端面２６６に当接する位置において、第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminが規定される。このようにすれば、プライマリプーリ２０６に第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminおよび最大溝幅Ｗmaxを規定する機械的な機構を設ける必要がなくなり、例えば入力軸２０４に第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminを規定するための段付部を設けることを防止することができる。

また、本実施例によれば、セカンダリ可動シーブ２２４の軸心方向においてセカンダリ固定シーブ２２２と反対側の端面２６８が、シリンダ部材２２８の内周壁部２２８ａと当接することで、セカンダリ可動シーブ２２４の軸心方向においてセカンダリ固定シーブ２２２と反対側への移動が阻止される構造である。このようにすれば、セカンダリ可動シーブ２２４のセカンダリ固定シーブ２２２と反対側に形成される端面２６８が内周壁部２２８ａと当接すると、セカンダリ可動シーブ２２４のそれ以上の軸心方向への移動が阻止されるため、第２プーリ溝６５の最大溝幅Ｗmaxが既定される。

図９は、本発明の他の実施例である車両用動力伝達装置３００の一部を示す断面図であり、図２および図６に対応するものである。本実施例の車両用動力伝達装置３００には、ベルト式無段変速機３０２が備えられている。ベルト式無段変速機３０２は、一対の軸受５４を介してトランスアクスルケース３６によって軸心Ｃ１まわりの回転可能に支持されている入力軸３０４と、その入力軸３０４の外周側に設けられたプライマリプーリ（入力側溝幅可変プーリ）３０６と、入力軸３０４の平行に設けられた一対の軸受６０を介してトランスアクスルケース３６によって軸心Ｃ２回りの回転可能に支持された出力軸３０８と、その出力軸３０８の外周側に設けられたセカンダリプーリ３１０（出力側溝幅可変プーリ）と、プライマリプーリ３０６およびセカンダリプーリ３１０にそれぞれ巻き掛けられて両プーリ間において摩擦力により動力伝達を行う無端環状の伝動ベルトとを備えている

プライマリ可動シーブ３１４は、入力軸３０４に軸心方向の相対移動可能且つ軸心Ｃ１まわりの相対回転不能にスプライン嵌合された内側筒部３１４ａと、その内側筒部３１４ａのプライマリ固定シーブ３１２側の一端部から外周側に突き出して一体に設けられた円盤部３１４ｂと、その円盤部３１４ｂの外周部からプライマリ固定シーブ３１２とは反対側に向けて軸心方向に突設された外側筒部３１４ｃとを有している。前記円盤部３１４ｂには、外周側に向かうほどプライマリ固定シーブ３１２から離間する円錐状のテーパ面８０がプライマリ固定シーブ３１２との対向面に形成されている。上記テーパ面８０は、プライマリ固定シーブ３１２のテーパ面７８とともに第１プーリ溝６４を形成している。

このようなプライマリプーリ３０６では、油圧室８４に供給される油圧に応じてプライマリ可動シーブ３１４が軸心方向においてプライマリ固定シーブ３１２に接近または離間して、第１プーリ溝６４の幅が変化させられるようになっている。図９において、軸心Ｃ１の下側に実線で示すプライマリ可動シーブ３１４は、プライマリ固定シーブ３１２との間に形成される第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６の巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機３０２の変速比γが最小変速比γminとなる。また、軸心Ｃ１の上側に実線で示すプライマリ可動シーブ３１４は、プライマリ固定シーブ３１２との間に形成される第１プーリ溝６４が最大溝幅Ｗmaxとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６の巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機３０２の変速比γが最大変速比γmaxとなる。

前記セカンダリ可動シーブ３２４は、出力軸３０８に対して軸心方向の相対移動可能且つ軸心Ｃ２まわりの相対回転不能にスプライン嵌合された内側筒部３２４ａと、その内側筒部３２４ａのセカンダリ固定シーブ３２２側の一端部から外周側に突き出して一体に設けられた円盤状の円盤部３２４ｂと、その円板部３２４ｂの外周部からセカンダリ固定シーブ３２２とは反対側に向けて軸心Ｃ２方向に突設された外側筒部３２４ｃとを有している。上記円盤部３２４ｂには、外周側に向かうほどセカンダリ固定シーブ３２２から離間する円錐状のテーパ面１０２がセカンダリ固定シーブ３２２との対向面に形成されている。上記テーパ面１０２は、セカンダリ固定シーブ３２２のテーパ面９８とともに第２プーリ溝６５を形成している。

このようなセカンダリプーリ３１０では、油圧室１０８に供給される油圧に応じてセカンダリ可動シーブ３２４にセカンダリ固定シーブ３２２へ向かう推力すなわち伝動ベルト６６を挟圧する方向の推力が付与されるようになっている。図９において、軸心Ｃ１の下側に実線で示すセカンダリプーリ３１０は、セカンダリ固定シーブ３２２とセカンダリ可動シーブ３２４との間に形成される第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ３１０への巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機３０２の変速比γが最大変速比γmaxとなる。また、軸心Ｃ１の上側に実線で示すセカンダリプーリ３１０は、セカンダリ固定シーブ３２２とセカンダリ可動シーブ３２４との間に形成される第２プーリ溝６５が最大幅とされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ３１０への巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機３０２が最小変速比γminとなる。

図１０は、図９のプライマリプーリ３０６のスプライン構造を説明するためにプライマリ可動シーブ３１４のスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。図１０において、プライマリ可動シーブ３１４の軸心方向において伝動ベルト６６側の内周面には雌スプライン３３０が軸心Ｃ１と平行に形成されている。この雌スプライン３３０が入力軸３０４の外周面３３２に形成されている雄スプライン３３４とスプライン嵌合されることで、プライマリ可動シーブ３１４が入力軸３０４と一体的に回転させられる。

本実施例では、ベルト式無段変速機３０２のプライマリプーリ３０６において第１プーリ溝６４の最大溝幅Ｗmaxが規定されると共に、セカンダリプーリ３１０において第２プーリ溝の最小溝幅Ｗminが規定される。具体的には、第１プーリ溝６４が最大溝幅Ｗmaxの状態は、図９において軸心Ｃ１の上側に示す状態となり、プライマリ可動シーブ３１４のシリンダ部材３１８側の端面３６２がスペーサ８１の端面に当接させられることで、プライマリ可動シーブ３１４のシリンダ部材３１８側（プライマリ固定シーブ３１２と反対側）への移動が阻止される。このとき、第１プーリ溝６４が最大溝幅Ｗmaxに規定される。この状態において、伝動ベルト６６のプライマリプーリ３０６への巻掛け半径が最小となり、ベルト式無段変速機３０２の変速比γが最大変速比γmaxとなる。なお、なお、スペーサ８１が、本発明の第１可動シーブの軸心方向において前記第１固定シーブと反対側の端面が当接する所定の部材に対応しており、プライマリ可動シーブ３１４の端面３６２とそのスペーサ８１の端面によって、本発明の第１溝幅規定手段が構成される。

一方、第２プーリ溝が最大溝幅Ｗmaxの状態は、図９において、軸心Ｃ２の上側に示す状態となり、セカンダリ可動シーブ３２４のシリンダ部材３２８側（セカンダリ固定シーブ３２２と反対側）の端面３６４がシリンダ部材３２８の内周壁部３２８ａの端面と当接させられることで、セカンダリ可動シーブ３２４のシリンダ部材３２８側（セカンダリ固定シーブ３２２と反対側）への移動が阻止される。このとき、第２プーリ溝が最大溝幅Ｗmaxに規定される。この状態において、伝動ベルト６６のセカンダリプーリへの巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機３０２の変速比γが最小変速比γminとなる。このように、本実施例では、プライマリプーリ３０６においてベルト式無段変速機３０２の最大変速比γmaxが達成されるプライマリ可動シーブ３１４の位置が規定され、セカンダリプーリ３１０においてベルト式無段変速機３０２の最小変速比γminが達成されるセカンダリ可動シーブ３２４の位置が規定される。なお、第１プーリ溝６４が最大溝幅Ｗmaxである場合には、伝動ベルト６６の巻き掛け径の変化に応じて、セカンダリプーリ３１０において第２プーリ溝６５の溝幅が最小溝幅Ｗminに規定される。一方、第２プーリ溝６５が最大溝幅Ｗmaxである場合には、伝動ベルト６６の巻き掛け径の変化に応じて、プライマリプーリ３０６において第１プーリ溝６４の溝幅が最小溝幅Ｗminに規定される。このようにして、第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminおよび第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminが規定される。なお、内周壁部３２８ａが、本発明の第２可動シーブの軸心方向において前記第２固定シーブと反対側の端面が当接する所定の部材に対応しており、セカンダリ可動シーブ３２４の端面３６４および内周壁部３２８ａの端面によって第２溝幅規定手段が構成される。

また、本実施例では、プライマリプーリ３０６において、円筒部３３８が軸心方向に摺動する範囲では、雄スプライン３３４が形成されている部位を除いて入力軸３０４の軸径が一定とされている。これより、段付部等が形成されることで入力軸３０４が細くなって入力軸３０４の強度が低下することが防止される。或いは、段付部等が形成されることで、その段付部分だけ入力軸３０４の軸径が大きくなることが防止される。さらに、セカンダリプーリ３１０において、円筒部３６０が軸心方向に摺動する範囲では、出力軸３０８の軸径が一定とされている。これより、段付部等が形成されることで出力軸３０８が細くなって出力軸３０８の強度が低下することが防止される。或いは、段付部等が形成されることで、その段付部形成分だけ出力軸３０８の軸径が大きくなることが防止される。

上述のように、本実施例によれば、プライマリプーリ３０６に、第１プーリ溝の最大溝幅Ｗmaxを規定するスペーサ８１が設けられると共に、セカンダリプーリ３１０に、第２プーリ溝の最大溝幅Ｗmaxを規定するシリンダ部材３２８の内周壁部３２８ａが設けられる。このようにすれば、プライマリプーリ３０６の第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminを規定するための段付部、およびセカンダリプーリ３１０の第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminを規定するための段付部を設ける必要がなくなるため、例えば入力軸３０４および出力軸３０８にそれぞれプーリ溝の最小溝幅Ｗminを規定するための段付部を設けることを防止することができる。

図１２は、本発明の他の実施例である車両用動力伝達装置５００の一部を示す断面図であり、図２等に対応するものである。本実施例の車両用動力伝達装置５００には、ベルト式無段変速機５０２が備えられている。ベルト式無段変速機５０２は、一対の軸受５４を介してトランスアクスルケース３６によって軸心Ｃ１まわりの回転可能に支持された入力軸５０４と、その入力軸５０４の外周側に設けられたプライマリプーリ（入力側溝幅可変プーリ）５０６と、入力軸５０４と平行に設けられ一対の軸受６０を介してトランスアクスルケース３６によって軸心Ｃ２まわりの回転可能に支持された出力軸５０８と、その出力軸５０８の外周側に設けられたセカンダリプーリ（出力側溝幅可変プーリ）５１０と、プライマリプーリ５０６およびセカンダリプーリ５１０にそれぞれ巻き掛けられて両プーリ間において摩擦力により動力伝達を行う良く知られた無端環状の伝動ベルト６６とを備えている。

このようなプライマリプーリ５０６では、油圧室８４に供給される油圧に応じてプライマリ可動シーブ５１４が軸心Ｃ１方向においてプライマリ固定シーブ５１２に接近または離間して、第１プーリ溝６４の幅が変化させられるようになっている。図１２において、軸心Ｃ１の下側に実線で示すプライマリ可動シーブ５１４は、プライマリ固定シーブ５１２との間に形成される第１プーリ溝６４が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６の巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機５０２の変速比γが最小変速比γminとなる。また、軸心Ｃ１の上側に実線で示すプライマリ可動シーブ５１４は、プライマリ固定シーブ５１２との間に形成される第１プーリ溝６４が最大溝幅Ｗmaxとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６の巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機５０２の変速比γが最大変速比γmaxとなる。

前記セカンダリ可動シーブ５２４は、出力軸５０８に対して軸心方向の相対移動可能且つ軸心Ｃ２まわりの相対回転不能にスプライン嵌合された内側筒部５２４ａと、その内側筒部５２４ａのセカンダリ固定シーブ５２２側の一端部から外周側に突き出して一体に設けられた円盤状の円盤部５２４ｂと、その円盤部５２４ｂの外周部からセカンダリ固定シーブ５２２とは反対側に向けて軸心Ｃ２方向に突設された外側筒部５２４ｃとを有している。上記円盤部５２４ｂには、外周側に向かうほどセカンダリ固定シーブ５２２から離間する円錐状のテーパ面１０２がセカンダリ固定シーブ５２２との対向面に形成されている。上記テーパ面１０２は、セカンダリ固定シーブ５２２のテーパ面９８とともに第２プーリ溝６５を形成している。

このようなセカンダリプーリ５１０では、油圧室１０８に供給される油圧に応じてセカンダリ可動シーブ５２４にセカンダリ固定シーブ５２２へ向かう推力すなわち伝動ベルト６６を挟圧する方向の推力が付与されるようになっている。図１２において、軸心Ｃ１の下側に実線で示すセカンダリプーリ５１０は、セカンダリ固定シーブ５２２とセカンダリ可動シーブ５２４との間に形成される第２プーリ溝６５が最小溝幅Ｗminとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ５１０への巻掛半径が最大となり、ベルト式無段変速機５０２の変速比γが最大変速比γmaxとなる。また、軸心Ｃ１の上側に実線で示すセカンダリプーリ５１０は、セカンダリ固定シーブ５２２とセカンダリ可動シーブ５２４との間に形成される第２プーリ溝６５が最大溝幅Ｗmaxとされた状態を示している。この状態においては、伝動ベルト６６のセカンダリプーリ５１０への巻掛半径が最小となり、ベルト式無段変速機５０２の変速比γが最小変速比γminとなる。

図１３は、図１２のプライマリプーリ５０６のスプライン構造を説明するためにプライマリ可動シーブ５１４のスプライン嵌合部近傍を拡大した拡大断面図である。図１３において、プライマリ可動シーブ５１４の軸心方向において伝動ベルト６６側の内周部には雌スプライン５３０が軸心Ｃ１と平行に形成されている。この雌スプライン５３０が入力軸５０４の外周面５３２に形成されている雄スプライン５３４とスプライン嵌合されることで、プライマリ可動シーブ５１４が入力軸５０４と一体的に回転させられる。

また、本実施例では、ベルト式無段変速機５０２の最小変速比γminの位置決めが、油圧制御によって実行される。具体的には、プライマリプーリ５０６の油圧室８４およびセカンダリプーリ５１０の油圧室１０８に供給される油圧を予め設定された油圧に制御することで、セカンダリプーリ５１０において第２プーリ溝６５の最大溝幅Ｗmaxが規定され、ベルト式無段変速機５０２が最小変速比γminとなる。上記のように、セカンダリプーリ５１０の第２プーリ溝６５の最大溝幅Ｗmaxを油圧制御によって規定することもできる。なお、本実施例においては、油圧制御よって第２プーリ溝６５の最大溝幅Ｗmaxを規定する手段が、本発明の第２溝幅規定手段となる。

上記のように構成されるベルト式無段変速機５０２であっても、前述した各実施例と同様の効果を得ることができる。なお、本実施例では、セカンダリプーリ５１０の最大溝幅Ｗmaxを油圧制御によって規定したが、プライマリプーリ５０６の第１プーリ溝６４の最大溝幅Ｗmaxを油圧制御よって規定することもできる。

上述のように、本実施例によれば、プライマリ可動シーブ７４がプライマリ固定シーブ７２側に移動した際には、プライマリ可動シーブ７４の内周部に形成されている雌スプライン１２０と円筒部１３０との境界に形成される端面５８０が、入力軸５６に形成されている雄スプライン１２２の端面５８２と当接する位置において、前記第１プーリ溝の最小溝幅Ｗminが規定される構成とすることができる。このようにすれば、プライマリ可動シーブ７４に形成される端面５８０と入力軸５６の雄スプライン１２２に形成される端面５８２とが当接する位置で第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminを規定することで、入力軸５６およびプライマリ可動シーブ７４に段付部を設けることなく、第１プーリ溝６４の最小溝幅Ｗminを規定することができる。

また、本実施例によれば、セカンダリ可動シーブ３２４がセカンダリ固定シーブ３２２側に移動した際には、セカンダリ可動シーブ３２４の内周部に形成されている雌スプライン３５０と円筒部３６０との境界に形成される端面が、出力軸３０８に形成されている雄スプライン３５２の端面と当接する位置において、第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminが既定される構成とすることができる。このようにすれば、セカンダリ可動シーブ３２４に形成される端面と出力軸３０８の雄スプライン３５２に形成される端面とが当接する位置において、第２プーリ溝６５の最小溝幅Ｗminを規定することで、出力軸３０８およびセカンダリ可動シーブ３２４に段付部を設けることなく、第２プーリ溝の最小溝幅Ｗminを規定することができる。

例えば、前述の実施例において、セカンダリプーリ５１０の第２プーリ溝６５の最大溝幅Ｗmaxを油圧制御よって規定するとしたが、例えばプライマリプーリ５０６の第１プーリ溝６４の最大溝幅Ｗmaxを油圧制御によって規定する構成であっても構わない。さらには、第１プーリ溝６４の最大溝幅Ｗmaxおよび第２プーリ溝６５の最大溝幅Ｗmaxの両方を油圧によって制御する構成であっても構わない。

Claims (9)

1. 入力軸に固定されている第１固定シーブと、内周部に形成されている雌スプラインが該入力軸に形成されている雄スプラインとスプライン嵌合されることで該入力軸に相対回転不能且つ軸心方向の相対移動可能な第１可動シーブとを有するプライマリプーリと、前記入力軸に平行な出力軸に固定されている第２固定シーブと、内周部に形成されている雌スプラインが該出力軸に形成されている雄スプラインとスプライン嵌合されることで該出力軸に相対回転不能且つ軸心方向の相対移動可能な第２可動シーブとを有するセカンダリプーリと、前記第１固定シーブと前記第１可動シーブとの間に形成されるＶ字形状の第１プーリ溝および前記第２固定シーブと前記第２可動シーブとの間に形成されるＶ字形状の第２プーリ溝に巻き掛けられる伝動ベルトとを備える車両用ベルト式無段変速機であって、
   前記プライマリプーリの第１可動シーブの内周部に形成される前記雌スプラインは、前記伝動ベルトが前記第１プーリ溝に巻き掛けられた状態において、軸心方向の該伝動ベルト側に形成される一方、該第１可動シーブの軸心方向の該伝動ベルト側と反対側には、内周面が前記入力軸の外周面に摺接される円筒状の第１円筒部が形成されており、
   前記セカンダリプーリの第２可動シーブの内周部に形成される前記雌スプラインは、前記伝動ベルトが前記第２プーリ溝に巻き掛けられた状態において、軸心方向の該伝動ベルト側に形成される一方、該第２可動シーブの軸心方向の該伝動ベルト側と反対側には、内周面が前記出力軸の外周面に摺接される円筒状の第２円筒部が形成されており、
   前記プライマリプーリに設けられて前記第１プーリ溝の最大溝幅を規定するための第１溝幅規定手段、および、前記セカンダリプーリに設けられて前記第２プーリ溝の最大溝幅を規定するための第２溝幅規定手段の少なくとも一方が設けられていることを特徴とする車両用ベルト式無段変速機。
2. 前記第１可動シーブが前記第１固定シーブ側に移動した際には、該第１可動シーブの内周部に形成されている前記雌スプラインと前記第１円筒部との境界に形成される端面が、前記入力軸に形成されている前記雄スプラインの端面と当接する位置において、前記第１シーブ溝の最小溝幅が規定されることを特徴とする請求項１の車両用ベルト式無段変速機。
3. 前記第２可動シーブが前記第２固定シーブ側に移動した際には、該第２可動シーブの内周部に形成されている前記雌スプラインと前記第２円筒部との境界に形成される端面が、前記出力軸に形成されている前記雄スプラインの端面と当接する位置において、前記第２シーブ溝の最小溝幅が規定されることを特徴とする請求項１の車両用ベルト式無段変速機。
4. 前記プライマリプーリに、前記第１プーリ溝の最大溝幅を規定する第１溝幅規定手段が設けられ、
   前記入力軸の外周面および前記第１可動シーブの内周面には、それぞれ段付部が設けられ、該第１可動シーブの段付部の端面が該入力軸の段付部の端面に当接する位置において、前記第１プーリ溝の最小溝幅が規定されることを特徴とする請求項１の車両用ベルト式無段変速機。
5. 前記セカンダリプーリに、前記第２プーリ溝の最大溝幅を規定する第２溝幅規定手段が設けられ、
   前記出力軸の外周面および前記第２可動シーブの内周面には、それぞれ段付部が設けられ、該第２可動シーブの段付部の端面が該出力軸の段付部の端面に当接する位置において、前記第２プーリ溝の最小溝幅が規定されることを特徴とする請求項１の車両用ベルト式無段変速機。
6. 前記プライマリプーリに、前記第１プーリ溝の最大溝幅を規定する第１溝幅規定手段が設けられると共に、前記セカンダリプーリに、前記第２プーリ溝の最大溝幅を規定する第２溝幅規定手段が設けられていることを特徴とする請求項１の車両用ベルト式無段変速機。
7. 前記第１溝幅規定手段は、前記第１可動シーブの軸心方向において前記第１固定シーブと反対側の端面が所定の部材と当接することで、該第１可動シーブの軸心方向において該第１固定シーブと反対側への移動を阻止するものであることを特徴とする請求項１、４、６のいずれか１の車両用ベルト式無段変速機。
8. 前記第２溝幅規定手段は、前記第２可動シーブの軸心方向において前記第２固定シーブと反対側の端面が所定の部材と当接することで、該第２可動シーブの軸心方向において該第２固定シーブと反対側への移動を阻止するものであることを特徴とする請求項１、５、６のいずれか１の車両用ベルト式無段変速機。
9. 前記入力軸および出力軸の少なくとも一方は、前記雄スプラインが形成されている部位を除いて、前記第１可動シーブまたは前記第２可動シーブが軸心方向に摺動する範囲において、軸径が等しくされることを特徴とする請求項１乃至８のいずれか１の車両用ベルト式無段変速機。

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