JP2005147264A

JP2005147264A - ベルト式無段変速機

Info

Publication number: JP2005147264A
Application number: JP2003385494A
Authority: JP
Inventors: Yoshiaki Kato; 芳章加藤
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: JATCO Ltd
Priority date: 2003-11-14
Filing date: 2003-11-14
Publication date: 2005-06-09
Also published as: EP1531291A2; EP1531291A3; US20050107195A1

Abstract

【課題】ポンプ動力を低減しつつ、素早い変速が可能なベルト式無段変速機を提供すること。
【解決手段】油圧源と接続されたライン圧油路に設けられ、油圧回路内で最も高圧となるライン圧を調圧する調圧弁と、第１ピストン室と、プライマリ側とセカンダリ側で受圧面積が同一の第２ピストン室を有する二重ピストン構造を備えた可動プーリと、前記各第２ピストン室を連通すると共に前記ライン圧油路に接続された連通路とを備えたベルト式無段変速機とした。
【選択図】図３

Description

本発明は、ベルト式無段変速機に関し、特にプライマリプーリ及びセカンダリプーリのシリンダ室がダブルピストン構造のベルト式無段変速機に関する。

従来のダブルピストン構造のベルト式無段変速機として、特許文献１に記載の技術が開示されている。この公報に記載の技術には、トルクの入力側にトルクカム機構が設けられ、入力されたトルクに応じてライン圧を変更可能な油路が設けられている。この油路は、プライマリ側とセカンダリ側で連通されたピストン室と接続されている。このとき、プーリ比に応じて受圧面積を２段階に切り換え、ベルト滑り防止を考慮したライン圧に設定している。
特開２０００−２７９５９号公報。

しかしながら、従来のダブルピストン構造のベルト式無段変速機にあっては、必要以上に高いライン圧設定が必要であり、ポンプ消費動力が大きいという問題があった。また、連通するピストン室の受圧面積は、変速用ピストン室の受圧面積よりも大きいため、変速時の差推力が大きく取れず、素早い変速が困難となっていた。

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、ポンプ動力を低減しつつ、素早い変速が可能なベルト式無段変速機を提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、本発明では、油圧源と接続されたライン圧油路に設けられ、油圧回路内で最も高圧となるライン圧を調圧する調圧弁と、第１ピストン室と、プライマリ側とセカンダリ側で受圧面積が同一の第２ピストン室を有する二重ピストン構造を備えた可動プーリと、前記各第２ピストン室を連通すると共に前記ライン圧油路に接続された連通路とを備えたベルト式無段変速機とした。

よって、本発明のベルト式無段変速機にあっては、連通する第２ピストン室の受圧面積が同一であるため、変速比が変化したとしても、流量消費はほとんど発生せずポンプ効率を高めることができる。また、油圧回路内で最も高圧なライン圧を第２ピストン室に供給しているため、ポンプの動力を効率よく使用することが可能となり、ベルト滑りを確実に防止することができる。

以下、本発明のベルト式無段変速機を実現する最良の形態を、図面に示す実施例１に基づいて説明する。

図１は実施例１におけるベルト式無段変速機３（以下ＣＶＴと記載する）の制御系を表す図、図２はベルト式無段変速機３の断面図である。

エンジン出力軸にはトルクコンバータ１が連結されるとともに、エンジンとＣＶＴ３を直結するロックアップクラッチ１ａが備えられている。トルクコンバータ１の出力軸１３は前後進切換機構２のリングギア２ａと連結されている。前後進切換機構２は、トルクコンバータ出力軸１３と連結したリングギア２ａ，ピニオンキャリア２ｂ，変速機入力軸１４と連結したサンギア２ｃからなる遊星歯車機構から構成されている。ピニオンキャリア２ｂには、変速機ケースにピニオンキャリア２ｂを固定する後進ブレーキ２ｅと、変速機入力軸１４とピニオンキャリア２ｂを一体に連結する前進クラッチ２ｄが設けられている。

ＣＶＴ３は、プライマリプーリ１０と、セカンダリプーリ４０と、プライマリプーリ１０の回転力をセカンダリプーリ４０に伝達するベルト１５等からなっている。

変速機入力軸１４の端部にはＣＶＴ３のプライマリプーリ１０が設けられている。プライマリプーリ１０は、変速機入力軸１４と一体に回転する固定プーリ１４ａと、固定プーリ１４ａに対向配置され、Ｖ字状プーリ溝を形成する可動プーリ１２を備えている。可動プーリ１２の軸方向位置（溝幅）は、プライマリプーリシリンダ室２０及びプライマリクランプ室３０に作用する油圧によって規定される。

セカンダリプーリ４０は、従動軸１６上に設けられている。セカンダリプーリ４０は、従動軸１６と一体に回転する固定プーリ１６ａと、固定プーリ１６ａに対向配置され、Ｖ字状プーリ溝を形成する可動プーリ４２を備えている。可動プーリ４２の軸方向位置（溝幅）は、セカンダリプーリシリンダ室６０及びセカンダリクランプ室５０に作用する油圧によって規定される。

ここで、プライマリプーリ１０及びセカンダリプーリ４０のピストン室構造について図２に基づいて説明する。プライマリプーリシリンダ室２０は、可動プーリ１２と可動プーリ１２の延長部１２ａと固定壁２１により区画されている。延長部１２ａの内周部と固定壁２１の外周部は、シール２１ａを介してシールされている。よって、可動プーリ１２が軸方向に移動してもプライマリプーリシリンダ室２０は液密状態を維持している。

プライマリクランプ室３０は、固定壁２１，２２とピストン２４とで区画されている。ピストン２４の外径部は可動プーリ１２の延長部１２ａと当接する。また、ピストン２４はシール２４ａ，２４ｂによってプライマリクランプ室３０を液密状態に維持している。

セカンダリプーリシリンダ室６０は、可動プーリ４２と可動プーリ４２の延長部４２ａと固定壁４１により区画されている。延長部４２ａの内周部と固定壁４１の外周部は、シール４１ａを介してシールされている。よって、可動プーリ４２が軸方向に移動してもセカンダリプーリシリンダ室６０は液密状態を維持している。

セカンダリクランプ室５０は、固定壁４１，４３とピストン４４とで区画されている。よって、ピストン４４の外径部は可動プーリ４２の延長部４２ａと当接する。また、ピストン４４はシール４４ａ，４４ｂによってセカンダリクランプ室５０を液密状態に維持している。また、セカンダリプーリシリンダ室６０とセカンダリクランプ室５０の間には、遠心キャンセル室５５が設けられている。従動軸１６内には、この遠心キャンセル室５５に遠心油圧を供給する軸心油路５２が設けられている。この軸心油路５２には遠心キャンセル室５５に遠心油圧を供給する遠心キャンセル用油路５４が設けられている。

軸心油路５２は遠心キャンセル室５５と離れた位置となるセカンダリプーリの軸部５３において大気開放されている。よって、油の粘性等から遠心キャンセル室５５に作用する遠心油圧の有効半径は、大気開放位置よりも従動軸１６の軸心側に取ることが可能となる。

セカンダリプーリシリンダ室６０の遠心油圧は、固定壁４１との関係からプーリ溝幅を縮める方向に作用する。また、セカンダリクランプ室５０の遠心油圧は、固定壁４３との関係からプーリ溝幅を縮める方向に作用する。このとき、遠心キャンセル室５５には固定壁４１との関係からプーリ溝幅を広げる方向に作用する。よって、セカンダリプーリシリンダ室６０及びセカンダリクランプ室５０の両方の遠心油圧をキャンセルする。また、大気解放された油をベルト潤滑用として利用することで、大気解放圧を効率よく利用している。

尚、プライマリクランプ室３０とセカンダリクランプ室５０の受圧面積は等しく（断面積Acl）しており、両室３０，５０は油路７０により連通している。また、プライマリプーリシリンダ室２０とセカンダリプーリシリンダ室６０の受圧面積も等しく（断面積Asft）している。

従動軸１６には駆動ギアが固着されており、この駆動ギアはアイドラ軸に設けられたピニオン、ファイナルギア、差動装置を介して図外の車輪に至るドライブシャフトを駆動する。

上記のような動力伝達の際に、プライマリプーリ１０の可動プーリ１２及びセカンダリプーリ４０の可動プーリ４２を軸方向に移動させてベルト１５との接触位置半径を変えることにより、プライマリプーリ１０とセカンダリプーリ４０との間の回転比つまり変速比を変更する。このようなＶ字状のプーリ溝の幅を変化させる制御は、ＣＶＴコントロールユニット５を介してプライマリプーリシリンダ室２０，セカンダリプーリシリンダ室６０，プライマリクランプ室３０及びセカンダリクランプ室５０への油圧制御により行われる。

ＣＶＴコントロールユニット５には、スロットル開度センサ８からのスロットル開度TVO、油温センサ９からの変速機内油温ｆ、プライマリ回転数センサ６からのプライマリ回転数Ｎpri、セカンダリ回転数センサ７からのセカンダリ回転数Ｎsec等が入力される。この入力信号を元に制御信号を演算し、エンジンにより駆動されるオイルポンプ100を油圧源とする油圧コントロールバルブユニット４へ制御信号を出力する。

油圧コントロールバルブユニット４へは、ＣＶＴコントロールユニット５からの制御信号が入力され、この制御信号に基づいて油圧コントロールバルブユニット４内のソレノイドを駆動し、各シリンダ室及びクランプ室へ制御圧を供給することで変速制御を行う。

(油圧回路構成について)
図３は油圧コントロールバルブユニット４内の油圧回路の一部を示す油圧回路図である。オイルポンプ100の吐出ポートには、油路101を介してライン圧を調圧するプレッシャレギュレータバルブ（P.REG.V）110が接続されている。オイルポンプ100とP.REG.V110との間で調圧されたライン圧は、油路101に接続された油路102，油路103に供給される。

油路102には、プライマリクランプ室３０及びセカンダリクランプ室５０を連通する油路７０に接続されている。P.REG.V110で調圧されたライン圧は、油路７０を介してプライマリクランプ室３０及びセカンダリクランプ室５０に常に供給される。

油路103には、油路104，油路106及び油路108が接続されている。油路104には、オリフィス105を介して後述する油路111に接続されている。油路106には、セカンダリプーリシリンダ室６０の油圧を制御するセカンダリバルブSEC.V140が接続されている。油路107には、プライマリプーリシリンダ室２０の油圧を制御する変速制御弁170が接続されている。油路108には、信号圧の元圧となるパイロット圧を調圧するパイロットバルブPILOT.V130が接続されている。

P.REG.V110の下流には油路111を介してライン圧よりも低い第２油圧（例えば前進クラッチ２ｄ用の締結圧）を調圧するクラッチレギュレータバルブ（CL.REG.V）120が接続されている。油路111には、油路104がオリフィス105を介して接続されている。P.REG.V110と油路111との間で調圧された第２油圧は、図外のセレクトスイッチングバルブへ供給されると共に、油路113を介してセカンダリコントロールバルブ（SEC.CONT.V）150へ供給される。

PILOT.V130で調圧されたパイロット圧は、油路131を介してSEC圧ソレノイド160に供給される。SEC圧ソレノイド160により調圧された信号圧は、油路161を介してSEC.CONT.V150の背圧として供給される。SEC.CONT.V150において調圧された第３油圧（第２油圧を調圧した油圧）は、SEC.V140の背圧として供給される。SEC.V140において調圧されたセカンダリ変速油圧（ライン圧を調圧した油圧）は、セカンダリプーリシリンダ室に供給される。

変速制御弁170には、ステップモータ180及びプライマリプーリの溝幅を示す機構とリンク190を介して接続され、メカニカルフィードバック機構を備えている。また、変速制御弁170からプライマリプーリシリンダ室２０に油圧を供給する油路171が接続されている。

メカニカルフィードバック機構について説明する。ステップモータ180の駆動によりリンク190を介して変速制御弁170が遮断位置から移動すると、プライマリプーリシリンダ室２０の油圧が変更され、変速が行われる。尚、油路171とドレンポートを接続する時は、溝幅が広がり、油路171と油路107を接続する時は、溝幅が狭くなるよう構成されている。この変速によってプライマリプーリ１０の溝幅が変更されると、リンク190を介したフィードバック情報が変速制御弁170に伝達され、遮断位置に戻される。すなわち、ステップモータ180の駆動量（ステップ数）によって変速比をフィードバック制御するよう構成されている。

尚、変速時におけるセカンダリプーリシリンダ室６０の油圧は、低めに設定することで大きな差推力を得られるため高い変速速度を得られる。ただし、十分なクランプ力が得られる一定圧を出力した状態を維持するように制御しても変速制御を達成可能である。

（クランプ室とシリンダ室の有効受圧面積について）
次に、クランプ室とシリンダ室の有効受圧面積について説明する。プライマリプーリシリンダ室２０及びセカンダリプーリシリンダ室６０の有効受圧面積はAsftに設定されている。また、プライマリクランプ室３０及びセカンダリクランプ室５０の有効受圧面積はAclに設定されている。例えば、従来から知られているシングルピストンタイプのベルト式無段変速機の有効受圧面積をAとすると、本実施例１の有効受圧面積の和に対し、
A<Acl＋Asft
の関係を有する。特に、本実施例１では、Aに対し約1.4倍程度の有効受圧面積の和を有している。また、AclはAsftの約40％程度の関係となっている。

［制御処理］
実施例１の変速制御処理について説明する。図４は設定周期毎に実行される変速制御処理の流れを示すフローチャートである。以下、各ステップについて説明する。

ステップ２０１では、目標変速比GR^*を演算する。尚、目標変速比GR^*は、スロットル開度TVOと車速VSPに基づいてマップ等から設定されるものとする。

ステップ２０２では、プライマリ回転数センサ値Npri，セカンダリ回転数センサNsecの値から実変速比GRを演算する。

ステップ２０３では、目標変速比GR^*と実変速比GRとの偏差に基づいて、ステップモータ駆動量を演算する。

ステップ２０４では、ライン圧を十分なベルトクランプ力が得られるライン圧まで上昇させる。

ステップ２０５では、ステップ２０３で演算されたステップモータ駆動量に基づいてステップモータ180に駆動指令を出力する。

ステップ２０６では、変速が終了したかどうかを判断し、変速が終了していなければステップ２０４へ戻り、ライン圧上昇処理及び変速制御を継続し、変速が終了した時はステップ２０７へ進む。

ステップ２０７では、ライン圧を通常ライン圧に設定する。

（アップシフト）
図５は、変速比GR1から変速比GR2（>GR1）へのアップシフト時のタイムチャートである。

時刻ｔ１において、アップシフト指令が出力されると、目標変速比GR^*としてGR2がセットされる。次に、偏差（GR2−GR1）に基づいてステップモータ180の駆動量が演算されると共に、高めのライン圧P_PLが設定される。このとき、高めのライン圧P_PLは、プライマリプーリシリンダ室２０に要求される油圧Ppよりも高くなるようにセットする。

このように、ベルトクランプ用の圧力としてライン圧が高めにセットされているため、ベルト滑りの虞がない。また、クランプ室３０，５０の有効受圧面積がシリンダ室２０，６０の有効受圧面積の1/2以下（本実施例１では約40％）とされている。よって、変速用の差推力となる（Pp−Ps）を大きな値にセットすることが可能（Psを低めに設定できる）となり、シングルピストンタイプのベルト式無段変速機に比べ、素早い変速を可能としている。また、アップシフト時は、セカンダリプーリの溝幅を広くしてベルト巻き付き半径を小さくする。このとき、セカンダリプーリ回転数が高回転側になり、遠心キャンセル室５５に高いレベルの遠心キャンセル油圧が発生し、プーリ溝幅を広げる方向に作用するため、より素早い変速を可能としている。

また、プライマリクランプ室３０とセカンダリクランプ室５０は油路７０を介して連通しているため、変速比が変化したとしても消費流量はほとんど０である。また、油圧回路の中で最も高い圧を有するライン圧を導入しているため、ポンプ損失が非常に小さい。

時刻ｔ２において、実変速比GRが目標変速比GR^*と一致すると、差推力を変速比GR2が維持可能な差推力に設定する。尚、本実施例１では、メカニカルフィードバック機構を用いて変速比を制御するため、変速安定性とフェール時の信頼性を確保することができる。例えば、各シリンダ室２０，６０に独立に油圧制御弁を設けると、それぞれの油圧制御弁に対し常に安定方向となる制御信号を出力する必要があり、演算負荷が大きい。また、フェール時等には、シリンダ室の油圧制御を行うことができず、変速比を維持するのが困難となるからである。

時刻ｔ３において、差推力が設定された値に収束するとライン圧P_PLを通常のライン圧にセットし、変速を終了する。

（ダウンシフト）
図６は、変速比GR2から変速比GR1へのダウンシフト時のタイムチャートである。

時刻ｔ１１において、ダウンシフト指令が出力されると、目標変速比GR^*としてGR1がセットされる。次に、偏差（GR1−GR2）に基づいてステップモータ180の駆動量が演算されると共に、高めのライン圧P_PLが設定される。このとき、高めのライン圧P_PLは、セカンダリプーリシリンダ室６０に要求される油圧Psよりも高くなるようにセットする。

ここで、実施例１のダブルピストンタイプのベルト式無段変速機の有効受圧面積の和（Acl＋Asft）は、シングルピストンタイプのベルト式無段変速機の有効受圧面積Aに比べ、1.4倍程度である。更に、連通するクランプ室３０，５０の有効受圧面積は、シリンダ室２０，６０の有効受圧面積の40％程度確保されている。よって、シングルピストンタイプのベルト式無段変速機よりも低いPsで変速に必要な差推力を確保することができる。また、ダウンシフト時は、セカンダリプーリの溝幅を狭くしてベルト巻き付き半径を大きくする。このとき、セカンダリプーリ回転数が低回転側になり、遠心キャンセル室５５にはさほど遠心キャンセル油圧が発生せず、変速を妨げることがない。時刻ｔ１２以降についてはアップシフト時と同様であるため説明を省略する。

（実施例１の作用及び効果）
実施例１のベルト式無段変速機にあっては、下記に列挙する効果を得ることができる。

(1) プライマリ側とセカンダリ側で受圧面積が同一のクランプ室３０，５０を連通するとともに、ライン圧を供給することとした。

よって、変速比が変化したとしても、クランプ室３０，５０における流量消費はほとんど発生せずオイルポンプ100のポンプ効率を高めることができる。また、油圧回路内で最も高圧なライン圧を各クランプ室３０，５０に供給しているため、オイルポンプ100の動力を効率よく使用することが可能となり、ベルト滑りを確実に防止することができる。

(2) クランプ室３０，５０の受圧面積を、プライマリプーリシリンダ室２０及びプライマリクランプ室３０の受圧面積の和であるトータル受圧面積（Acl＋Asft）、またはセカンダリプーリシリンダ室６０及びセカンダリクランプ室５０の受圧面積の和であるトータル受圧面積（Acl＋Asft）のうち、小さい方のトータル受圧面積の1/2以下に設定した。

よって、各クランプ室３０，５０の受圧面積がトータル受圧面積の半分以下になるため、各シリンダ室２０，６０で発生させる差推力を最大限有効に活用することができる。

(3) プライマリプーリシリンダ室３０の油圧は、メカニカルフィードバック機構を備えた変速制御弁170により行うこととした。よって、ステップモータ180の駆動制御によって容易に変速比を制御することが可能となり、変速安定性とフェール時の信頼性を確保することができる。

(4) 変速時には、P.REG.V110によるライン圧制御、変速制御弁170による流量制御、及びSEC.V140による減圧制御を協調して行うこととした。

よって、ライン圧制御により必要油圧よりも高めのライン圧に設定する。このとき、各クランプ室３０，５０によりベルト滑りが防止されており、この範囲内でプライマリプーリシリンダ室２０及びセカンダリプーリシリンダ室６０の油圧を変動させることができる。よって、変速応答性の向上を図ることができる。

(5) セカンダリプーリシリンダ室６０とセカンダリクランプ室５０の間には、遠心キャンセル室５５が設けられている。

よって、アップシフト時は、プライマリプーリ回転数が高回転側になり、遠心キャンセル室５５に高いレベルの遠心キャンセル油圧が発生し、プーリ溝幅を広げる方向に作用するため、より素早い変速を可能としている。

（他の実施例）
尚、変速時におけるライン圧の設定については、予めマップ等で設定してもよいし、必要推力の演算により設定してもよい。すなわち、目標変速比GR^*と実変速比GRの偏差に基づいて、プライマリプーリ１０とセカンダリプーリ４０の必要な差推力ΔFzを演算する。次に、プライマリプーリ１０の可動プーリ必要推力Fzp，及びセカンダリプーリ４０の可動プーリ必要推力Fzsを演算する。

例えば、アップシフトに要求される推力の関係からPp>Psとなるため、P_PL>Ppとなるようにセットする。
Fzp＝P_PL・Acl＋Pp・Asft
Fzs＝P_PL・Acl＋Ps・Asft
ΔFz＝Fzp−Fzs＝（Pp−Ps）・Asft
以上から、
Fzp＝P_PL・Acl＋Pp・Asft
Fzs＝P_PL・Acl＋Pp・Asft−ΔFz
Fzp，Fzs，ΔFz，Acl，Asftは既知であるため、この２つの連立方程式から、P_PL，Ppを設定すればよい。尚、プライマリクランプ室３０及びセカンダリクランプ室５０の有効受圧面積Aclは同一であるためライン圧を高めに設定しても変速には影響はない。よって、安全率を考慮し、算出されたP_PLに所定圧を加算した値を出力することで、確実にクランプ力を得つつ、変速を達成することができる。

一方、ダウンシフトについては、要求される推力の関係からPs>Ppとなるため、P_PL>Psとなるように上記関係式から設定すればよいため説明を省略する。

実施例１のベルト式無段変速機を示す全体システム図である。実施例１のベルト式無段変速機の断面図である。実施例１のベルト式無段変速機の油圧回路を表す回路図である。実施例１のベルト式無段変速機における変速制御を表すフローチャートである。実施例１のアップシフト時におけるタイムチャートである。実施例１のダウンシフト時におけるタイムチャートである。

符号の説明

１トルクコンバータ
２前後進切り換え機構
３ベルト式無段変速機
４油圧コントロールバルブユニット
５ CVTコントロールユニット
６プライマリ回転数センサ
７セカンダリ回転数センサ
８スロットル開度センサ
９油温センサ
１０プライマリプーリ
１２可動プーリ
１３トルクコンバータ出力軸
１４変速機入力軸
１５ベルト
１６従動軸
２０プライマリプーリシリンダ室
３０プライマリクランプ室
４０セカンダリプーリ
５０セカンダリクランプ室
５５遠心キャンセル室
６０セカンダリプーリシリンダ室
７０油路
100 オイルポンプ
110 プレッシャレギュレータバルブ（P.REG.V）
120 クラッチレギュレータバルブ（CL.REG.V）
130 パイロットバルブ（PILOT.V）
140 セカンダリバルブ（SEC.V）
150 セカンダリコントロールバルブ（SEC.CONT.V）
160 SEC圧ソレノイド
170 変速制御弁
180 ステップモータ
190 リンク機構

Claims

油圧源と接続されたライン圧油路に設けられ、油圧回路内で最も高圧となるライン圧を調圧する調圧弁と、
第１ピストン室と、プライマリ側とセカンダリ側で受圧面積が同一の第２ピストン室を有する二重ピストン構造を備えた可動プーリと、
前記各第２ピストン室を連通すると共に前記ライン圧油路に接続された連通路と、
を備えたことを特徴とするベルト式無段変速機。
請求項１に記載のベルト式無段変速機において、
前記第２ピストン室の受圧面積を、プライマリ側の第１及び第２ピストン室の受圧面積の和であるトータル受圧面積、またはセカンダリ側の第１及び第２ピストン室の受圧面積の和であるトータル受圧面積のうち、小さい方のトータル受圧面積の1/2以下に設定したことを特徴とするベルト式無段変速機。
請求項１または２に記載のベルト式無段変速機において、
前記プライマリ側第１ピストン室の油圧を調圧する流量制御弁と、
前記セカンダリ側第１ピストン室の油圧を調圧する減圧弁と、
前記流量制御弁を駆動する変速アクチュエータと、
検出された走行状態に応じて前記変速アクチュエータへ駆動指令を出力し、所望の変速比を達成する変速制御手段と、
を設けたことを特徴とするベルト式無段変速機。
請求項３に記載のベルト式無段変速機において、
変速時には、前記調圧弁によるライン圧制御、前記流量制御弁及び前記減圧弁による圧力制御を協調して行うことを特徴とするベルト式無段変速機。