JP2010014200A - Belt type continuously variable transmission - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To restrain an increase in energy required for operating a hydraulic fluid trapping device. <P>SOLUTION: This belt type continuously variable transmission has the hydraulic fluid trapping device 10 for prohibiting discharge of a main hydraulic fluid to the outside from a pulley hydraulic chamber, and is characterized in that the hydraulic fluid trapping device 10 has a valve hole 11f formed on an oil passage for making the main hydraulic fluid flow, a valve element 16 for blocking up the valve hole 11f, and a piston 12 for pushing the valve element 16, and the hydraulic fluid trapping device 10 is open normally when the pressure of a piston operating hydraulic fluid being a hydraulic fluid for controlling opening-closing of the hydraulic fluid trapping device 10 is 0. <P>COPYRIGHT: (C)2010,JPO&INPIT

Description

この発明は、ベルト式無段変速機に関する。   The present invention relates to a belt type continuously variable transmission.

従来、変速比が無段階に変更される無段変速機がある。例えば、特許文献１には、プライマリ油圧室からの作動油の排出の許容あるいは禁止を制御する作動油排出手段を備えるベルト式無段変速機が開示されている。なお、特許文献１の作動油排出手段は、本発明に係る作動油閉じ込み装置に対応するため、以下作動油排出手段を作動油閉じ込み装置という。   Conventionally, there is a continuously variable transmission in which a gear ratio is continuously changed. For example, Patent Document 1 discloses a belt-type continuously variable transmission that includes a hydraulic oil discharge unit that controls whether or not hydraulic oil is discharged from a primary hydraulic chamber. In addition, since the hydraulic-oil discharge means of patent document 1 respond | corresponds to the hydraulic-oil confinement apparatus which concerns on this invention, a hydraulic-oil discharge means is hereafter called a hydraulic-oil confinement apparatus.

特開２００７−５７０３３号公報JP 2007-57033 A

ここで、特許文献１に開示されているベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み装置を開弁させている間、常に作動油の圧力が必要となる。よって、特許文献１に開示されているベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み装置を開弁させている間、常に作動油を加圧するためのエネルギーが必要となる。このように、特許文献１に開示されているベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み装置を動作させるために必要なエネルギーが増大するおそれがある。   Here, the belt-type continuously variable transmission disclosed in Patent Document 1 always requires the pressure of hydraulic oil while the hydraulic oil confining device is opened. Therefore, the belt-type continuously variable transmission disclosed in Patent Literature 1 always requires energy for pressurizing the hydraulic oil while the hydraulic oil confining device is opened. Thus, the belt-type continuously variable transmission disclosed in Patent Document 1 may increase the energy required to operate the hydraulic oil confinement device.

本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、作動油閉じ込み装置を動作させるために必要なエネルギーの増大を抑制することを目的とする。   This invention is made | formed in view of the above, Comprising: It aims at suppressing the increase in energy required in order to operate a hydraulic-oil confinement apparatus.

上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明に係るベルト式無段変速機は、動力発生手段から回転が伝えられて回転するシャフトと、前記シャフトに設けられる可動シーブに対してメイン作動油の圧力によって力を与える油圧室であって、前記シャフトに設けられるプーリ油圧室と、前記プーリ油圧室から前記プーリ油圧室の外部への前記メイン作動油の排出を禁止する作動油閉じ込み手段と、を備え、前記作動油閉じ込み手段は、前記メイン作動油が流れる油路上に形成される孔であって、前記孔を介して前記メイン作動油を流すことで前記プーリ油圧室から前記プーリ油圧室の外部へ前記メイン作動油を排出する弁孔と、前記弁孔を塞ぐ弁体と、前記弁体に近づく方向に移動して、前記弁体が前記弁孔から離れる方向に前記弁体を押すピストンと、を有し、前記作動油閉じ込み手段の開閉を制御するための作動油であるピストン動作用作動油の圧力が０の時を常時とした場合、前記作動油閉じ込み手段は常時開であることを特徴とする。   In order to solve the above-described problems and achieve the object, a belt-type continuously variable transmission according to the present invention is provided with respect to a shaft that is rotated by power transmitted from a power generation means and a movable sheave provided on the shaft. A hydraulic chamber that applies force by the pressure of the main hydraulic oil, the pulley hydraulic chamber provided on the shaft, and the hydraulic oil closing that prohibits the discharge of the main hydraulic oil from the pulley hydraulic chamber to the outside of the pulley hydraulic chamber The hydraulic oil closing means is a hole formed on an oil passage through which the main hydraulic oil flows, and the main hydraulic oil is allowed to flow from the pulley hydraulic chamber by flowing the main hydraulic oil through the hole. A valve hole that discharges the main hydraulic oil to the outside of the pulley hydraulic chamber, a valve body that closes the valve hole, and a direction that approaches the valve body, and the valve body moves away from the valve hole. valve When the pressure of the hydraulic fluid for operating the piston, which is the hydraulic fluid for controlling the opening and closing of the hydraulic oil confining means, is always zero, the hydraulic oil confining means is It is always open.

上記構成により、前記ベルト式無段変速機は、ピストン動作用作動油を加圧する必要なく作動油閉じ込み手段の開弁を維持できる。これにより、前記ベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み手段の開弁時にピストン動作用作動油を加圧するために必要なエネルギーを抑制できる。   With the above configuration, the belt-type continuously variable transmission can maintain the valve opening of the hydraulic oil closing means without the need to pressurize the hydraulic oil for piston operation. Thereby, the belt-type continuously variable transmission can suppress energy necessary for pressurizing the hydraulic fluid for operating the piston when the hydraulic fluid confining means is opened.

ここで、作動油閉じ込み手段は、通常、開弁時間の方が閉弁時間よりも長い。よって、前記ベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み手段の開弁時に必要とされるエネルギーを低減することにより、最終的に作動油閉じ込み手段が必要とするエネルギーの増大を抑制できる。   Here, the hydraulic oil closing means usually has a longer valve opening time than a valve closing time. Therefore, the belt type continuously variable transmission can suppress an increase in energy finally required by the hydraulic oil confining means by reducing the energy required when the hydraulic oil confining means is opened.

本発明の好ましい態様としては、前記ピストンは、前記メイン作動油の圧力を受けることによって生じる力であって、前記弁体に近づく方向の力と、前記ピストン動作用作動油の圧力を受けることによって生じる力であって、前記弁体から離れる方向の力と、を受けることが望ましい。   As a preferred aspect of the present invention, the piston is a force generated by receiving the pressure of the main hydraulic oil, and receives a force in a direction approaching the valve body and a pressure of the hydraulic oil for operating the piston. It is desirable that the generated force is a force in a direction away from the valve body.

本発明の好ましい態様としては、前記ピストンには、前記ピストン動作用作動油の圧力を受ける面であって、前記ピストンが前記弁体から離れる方向の力を受ける第１受圧面と、前記ピストン動作用作動油の圧力を受ける面であって、前記ピストンが前記弁体に近づく方向の力を受ける第２受圧面と、が形成され、前記第１受圧面の面積は、前記第２受圧面の面積よりも大きいことが望ましい。   As a preferred aspect of the present invention, the piston is a surface that receives the pressure of the hydraulic fluid for operating the piston, and a first pressure receiving surface that receives a force in a direction in which the piston moves away from the valve body, and the piston operation And a second pressure receiving surface that receives a force in a direction in which the piston approaches the valve body, and the area of the first pressure receiving surface is the surface of the second pressure receiving surface. It is desirable that it be larger than the area.

本発明の好ましい態様としては、前記ピストンには、前記メイン作動油の圧力を受ける面であって、前記ピストンが前記弁体に近づく方向の力を受ける第３受圧面と、前記メイン作動油の圧力を受ける面であって、前記ピストンが前記弁体から離れる方向の力を受ける第４受圧面と、が形成され、前記第３受圧面の面積は、前記第４受圧面の面積よりも大きいことが望ましい。   As a preferred aspect of the present invention, the piston is a surface that receives the pressure of the main hydraulic oil, the third pressure receiving surface receiving a force in a direction in which the piston approaches the valve body, and the main hydraulic oil. A pressure receiving surface that receives a force in a direction in which the piston separates from the valve body, and an area of the third pressure receiving surface is larger than an area of the fourth pressure receiving surface. It is desirable.

本発明の好ましい態様としては、前記作動油閉じ込み手段は、前記弁体を前記弁孔に押し付ける押付手段と、前記ピストンを前記弁体から離れる方向に押す補助閉弁力発生手段と、を有し、前記第１受圧面の面積をＳ０１ａとし、前記第２受圧面の面積をＳ０１ｂとし、前記第３受圧面の面積をＳ０２ａとし、前記第４受圧面の面積をＳ０２ｂとし、前記ピストン動作用作動油の圧力をＰｓとし、前記メイン作動油の圧力をＰｉｎとし、前記補助閉弁力発生手段が前記ピストンを前記弁体から離れる方向に押す力をＦｓｐ０１とし、前記押付手段が前記弁体を前記弁孔に押し付ける力をＦｓｐ０２とすると、Ｐｓ（Ｓ０１ａ−Ｓ０１ｂ）＋Ｆｓｐ０１＞Ｐｉｎ（Ｓ０２ａ−Ｓ０２ｂ）−Ｆｓｐ０２を満たす際に前記ピストンが前記弁体から離れる方向に移動して、前記弁体が前記弁孔を塞ぐことが望ましい。   As a preferred aspect of the present invention, the hydraulic oil confining means includes pressing means for pressing the valve element against the valve hole, and auxiliary valve closing force generating means for pressing the piston away from the valve element. The area of the first pressure receiving surface is S01a, the area of the second pressure receiving surface is S01b, the area of the third pressure receiving surface is S02a, the area of the fourth pressure receiving surface is S02b, and is used for the piston operation. The pressure of the hydraulic oil is Ps, the pressure of the main hydraulic oil is Pin, the force that the auxiliary valve closing force generating means pushes the piston away from the valve body is Fsp01, and the pressing means is the valve body. Assuming that the force that presses against the valve hole is Fsp02, the piston separates from the valve body when Ps (S01a-S01b) + Fsp01> Pin (S02a-S02b) -Fsp02 is satisfied. That moves in the direction, the valve body it is desired to close the valve hole.

本発明に係るベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み装置を動作させるために必要なエネルギーの増大を抑制できる。   The belt type continuously variable transmission according to the present invention can suppress an increase in energy necessary for operating the hydraulic oil confining device.

以下、この発明につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、この発明を実施するための最良の形態（以下実施形態という）によりこの発明が限定されるものではない。また、下記実施形態における構成要素には、当業者が容易に想定できるもの、実質的に同一のもの、いわゆる均等の範囲のものが含まれる。   Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the drawings. The present invention is not limited by the best mode for carrying out the invention (hereinafter referred to as an embodiment). In addition, constituent elements in the following embodiments include those that can be easily assumed by those skilled in the art, those that are substantially the same, and those in a so-called equivalent range.

（実施形態）
図１は、ベルト式無段変速機を備えた車両の動力伝達部分における全体を示す構成図である。図１に示すように、車両１００は、動力発生手段としての内燃機関１２０から取り出された回転が、トルクコンバータ１３０と、前後進切換機構１４０と、ベルト式無段変速機１１０と、減速装置１５０と、差動装置１６０と、ドライブシャフト１７０とを介して車輪１８０に伝えられる。これにより、車輪１８０は回転し、車輪１８０が路面に前記回転を伝達する。このようにして、車両１００は走行する。 (Embodiment)
FIG. 1 is a block diagram showing the entire power transmission portion of a vehicle equipped with a belt type continuously variable transmission. As shown in FIG. 1, in the vehicle 100, the rotation extracted from the internal combustion engine 120 as power generation means is converted into a torque converter 130, a forward / reverse switching mechanism 140, a belt-type continuously variable transmission 110, and a reduction gear 150. And transmitted to the wheel 180 through the differential 160 and the drive shaft 170. As a result, the wheel 180 rotates and the wheel 180 transmits the rotation to the road surface. In this way, the vehicle 100 travels.

ベルト式無段変速機１１０は、プライマリプーリ５０と、セカンダリプーリ６０と、ベルト８０とを含んで構成される。ベルト式無段変速機１１０は、プライマリプーリ５０に回転が入力される。プライマリプーリ５０に入力された回転は、回転速度が調節されてセカンダリプーリ６０に伝えられる。   The belt type continuously variable transmission 110 includes a primary pulley 50, a secondary pulley 60, and a belt 80. Belt type continuously variable transmission 110 receives rotation input to primary pulley 50. The rotation input to the primary pulley 50 is transmitted to the secondary pulley 60 with the rotation speed adjusted.

セカンダリプーリ６０に伝えられた回転は、減速装置１５０に伝えられる。なお、入力軸であるプライマリシャフト５１の回転速度をセカンダリシャフト６１の回転速度で除算した値を変速比という。また、変速比を変更することを、以下、変速という。   The rotation transmitted to the secondary pulley 60 is transmitted to the speed reducer 150. A value obtained by dividing the rotational speed of the primary shaft 51 as the input shaft by the rotational speed of the secondary shaft 61 is referred to as a gear ratio. Also, changing the gear ratio is hereinafter referred to as a gear change.

ベルト式無段変速機１１０は、例えば、プライマリプーリ５０がベルト式無段変速機１１０の変速比を調節し、セカンダリプーリ６０がプライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０との間でのベルト８０の張力を調節する。但し、プライマリプーリ５０及びセカンダリプーリ６０は、後述する可動シーブと固定シーブとの距離を変更する点で共通し、構成も同様である。よって、以下、プライマリプーリ５０を主に説明する。   In the belt type continuously variable transmission 110, for example, the primary pulley 50 adjusts the transmission ratio of the belt type continuously variable transmission 110, and the secondary pulley 60 adjusts the tension of the belt 80 between the primary pulley 50 and the secondary pulley 60. Adjust. However, the primary pulley 50 and the secondary pulley 60 are common in that the distance between a movable sheave and a fixed sheave to be described later is changed, and the configuration is also the same. Therefore, the primary pulley 50 will be mainly described below.

図２は、プライマリプーリを示す断面図である。プライマリプーリ５０は、プライマリシャフト５１と、プライマリ固定シーブ５２と、プライマリ可動シーブ５３と、プライマリプーリ油圧室５４と、スプライン部５５と、プライマリシリンダ５６と、作動油閉じ込み装置１０とを備える。   FIG. 2 is a cross-sectional view showing the primary pulley. The primary pulley 50 includes a primary shaft 51, a primary fixed sheave 52, a primary movable sheave 53, a primary pulley hydraulic chamber 54, a spline portion 55, a primary cylinder 56, and a hydraulic oil confinement device 10.

プライマリシャフト５１は、図１に示すように、軸受８１、軸受８２によってインプットシャフト１３１の回転軸と同軸上に回転可能に支持される。また、セカンダリシャフト６１は、軸受８３、軸受８４によってプライマリシャフト５１に対して平行に回転可能に支持される。   As shown in FIG. 1, the primary shaft 51 is supported by a bearing 81 and a bearing 82 so as to be rotatable coaxially with the rotation shaft of the input shaft 131. The secondary shaft 61 is supported by a bearing 83 and a bearing 84 so as to be rotatable in parallel with the primary shaft 51.

プライマリシャフト５１は、筒状に形成される。図２に示すように、プライマリシャフト５１は、回転軸ＲＬを軸として回転する。プライマリ固定シーブ５２は、通常、プライマリシャフト５１と一体に形成される。なお、プライマリ固定シーブ５２は、プライマリシャフト５１と別個に形成され、プライマリシャフト５１に固定して設けられてもよい。   The primary shaft 51 is formed in a cylindrical shape. As shown in FIG. 2, the primary shaft 51 rotates about the rotation axis RL. The primary fixed sheave 52 is usually formed integrally with the primary shaft 51. The primary fixed sheave 52 may be formed separately from the primary shaft 51 and fixed to the primary shaft 51.

プライマリ固定シーブ５２は、回転軸ＲＬを軸にプライマリシャフト５１と一体に回転する。ここで、回転軸ＲＬと直交する方向を径方向という。プライマリ固定シーブ５２は、プライマリシャフト５１の外周から径方向に突出して形成される。   The primary fixed sheave 52 rotates integrally with the primary shaft 51 around the rotation axis RL. Here, a direction orthogonal to the rotation axis RL is referred to as a radial direction. The primary fixed sheave 52 is formed to protrude in the radial direction from the outer periphery of the primary shaft 51.

プライマリ可動シーブ５３は、プライマリシャフト５１とは別個に形成される。プライマリ可動シーブ５３は、プライマリシャフト５１が嵌め込まれる貫通孔を有して形成される。   Primary movable sheave 53 is formed separately from primary shaft 51. The primary movable sheave 53 has a through hole into which the primary shaft 51 is fitted.

前記貫通孔の内周面には、スプライン部５５が形成される。スプライン部５５は、キー溝となるスプラインと、前記スプラインに嵌め込まれる凸部とが対になって構成される。ベルト式無段変速機１１０は、プライマリ可動シーブ５３の前記貫通孔の内周面に前記スプラインが形成され、プライマリシャフト５１の外周面に前記凸部が形成される。   A spline portion 55 is formed on the inner peripheral surface of the through hole. The spline portion 55 is configured by a pair of a spline serving as a key groove and a convex portion fitted into the spline. In the belt-type continuously variable transmission 110, the spline is formed on the inner peripheral surface of the through hole of the primary movable sheave 53, and the convex portion is formed on the outer peripheral surface of the primary shaft 51.

プライマリ可動シーブ５３は、前記スプラインが、プライマリシャフト５１の凸部に嵌め込まれて、プライマリシャフト５１に取り付けられる。プライマリ可動シーブ５３は、プライマリ固定シーブ５２と対向してプライマリシャフト５１に嵌め込まれる。   The primary movable sheave 53 is attached to the primary shaft 51 with the spline fitted into the convex portion of the primary shaft 51. The primary movable sheave 53 is fitted into the primary shaft 51 so as to face the primary fixed sheave 52.

スプライン部５５は、プライマリ可動シーブ５３がプライマリシャフト５１上をプライマリシャフト５１の回転軸ＲＬに沿って摺動できるようにプライマリ可動シーブ５３を支持する。加えて、スプライン部５５は、回転軸ＲＬを軸とする回転をプライマリシャフト５１からプライマリ可動シーブ５３へ伝える。   The spline portion 55 supports the primary movable sheave 53 so that the primary movable sheave 53 can slide on the primary shaft 51 along the rotation axis RL of the primary shaft 51. In addition, the spline portion 55 transmits rotation about the rotation axis RL from the primary shaft 51 to the primary movable sheave 53.

上記構成により、プライマリ可動シーブ５３は、プライマリシャフト５１と一体に回転すると共に、プライマリシャフト５１上をプライマリ固定シーブ５２に対して近づく方向及びプライマリ固定シーブ５２に対して遠ざかる方向にスライドして移動する。   With the above configuration, the primary movable sheave 53 rotates integrally with the primary shaft 51 and slides and moves on the primary shaft 51 in a direction approaching the primary fixed sheave 52 and a direction moving away from the primary fixed sheave 52. .

プライマリ固定シーブ５２とプライマリ可動シーブ５３との間には、略Ｖ字形状のプライマリ溝８０ａが形成される。また、セカンダリプーリ６０にも、図１に示すように、プライマリ溝８０ａと同様のセカンダリ溝８０ｂが形成される。プライマリ溝８０ａとセカンダリ溝８０ｂとの間には、金属で形成された無端のベルト８０が巻き掛けられている。これにより、ベルト８０は、プライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０との間で回転を伝える。   A substantially V-shaped primary groove 80 a is formed between the primary fixed sheave 52 and the primary movable sheave 53. Further, as shown in FIG. 1, the secondary pulley 60 is also formed with a secondary groove 80b similar to the primary groove 80a. An endless belt 80 made of metal is wound between the primary groove 80a and the secondary groove 80b. As a result, the belt 80 transmits the rotation between the primary pulley 50 and the secondary pulley 60.

プライマリ可動シーブ５３がプライマリシャフト５１上をスライド移動することにより、プライマリ固定シーブ５２とプライマリ可動シーブ５３との距離が変化する。また、プライマリ可動シーブ５３の移動と共に、図１に示すセカンダリ可動シーブ６３もセカンダリ固定シーブ６２に対して移動する。これにより、ベルト式無段変速機１１０は変速比が変わる。以下にプライマリ可動シーブ５３を移動させるための機構と変速比が変化するメカニズムとを説明する。   As primary movable sheave 53 slides on primary shaft 51, the distance between primary fixed sheave 52 and primary movable sheave 53 changes. As the primary movable sheave 53 moves, the secondary movable sheave 63 shown in FIG. 1 also moves relative to the secondary fixed sheave 62. Thereby, the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 110 changes. Hereinafter, a mechanism for moving the primary movable sheave 53 and a mechanism for changing the transmission gear ratio will be described.

図２に示すように、プライマリプーリ油圧室５４は、プライマリシャフト５１と、プライマリ可動シーブ５３と、プライマリシリンダ５６とによって囲まれて形成される空間である。プライマリシリンダ５６は、第１開口５６ａと第２開口５６ｂとを有して形成される。   As shown in FIG. 2, the primary pulley hydraulic chamber 54 is a space formed by being surrounded by a primary shaft 51, a primary movable sheave 53, and a primary cylinder 56. The primary cylinder 56 has a first opening 56a and a second opening 56b.

第２開口５６ｂは、第１開口５６ａよりも大きい開口である。プライマリシリンダ５６は、第１開口５６ａ及び第２開口５６ｂにプライマリシャフト５１が嵌め込まれる。ここで、プライマリシャフト５１は、第２開口５６ｂからプライマリシリンダ５６に嵌め込まれる。   The second opening 56b is an opening larger than the first opening 56a. In the primary cylinder 56, the primary shaft 51 is fitted into the first opening 56a and the second opening 56b. Here, the primary shaft 51 is fitted into the primary cylinder 56 through the second opening 56b.

第２開口５６ｂには、プライマリ可動シーブ５３も嵌め込まれる。ここで、プライマリ可動シーブ５３は、プライマリ可動シーブ５３の一部分がプライマリシリンダ５６の内壁面に接触する。なお、プライマリシリンダ５６の内壁面とは、プライマリシャフト５１の回転軸ＲＬ側の壁面である。本実施形態では、プライマリ可動シーブ５３は、プライマリ可動シーブ５３の最も径方向外側の部分がプライマリシリンダ５６の内壁面に隙間無く接触する。   The primary movable sheave 53 is also fitted in the second opening 56b. Here, in the primary movable sheave 53, a part of the primary movable sheave 53 comes into contact with the inner wall surface of the primary cylinder 56. The inner wall surface of the primary cylinder 56 is a wall surface of the primary shaft 51 on the rotation axis RL side. In the present embodiment, in the primary movable sheave 53, the radially outermost portion of the primary movable sheave 53 contacts the inner wall surface of the primary cylinder 56 without a gap.

第１開口５６ａは、プライマリシャフト５１と隙間無く接触する。これにより、プライマリシャフト５１と、プライマリ可動シーブ５３と、プライマリシリンダ５６の内壁面とによって密閉された空間が形成される。この空間が、プライマリプーリ油圧室５４である。   The first opening 56a contacts the primary shaft 51 without a gap. As a result, a sealed space is formed by the primary shaft 51, the primary movable sheave 53, and the inner wall surface of the primary cylinder 56. This space is the primary pulley hydraulic chamber 54.

なお、例えば、プライマリプーリ油圧室５４は、プライマリシリンダ５６とプライマリ可動シーブ５３との隙間にシール部材を介在されて隙間が低減されている。しかしながら、プライマリ可動シーブ５３はプライマリシリンダ５６に対して摺動するため、プライマリ可動シーブ５３とプライマリシリンダ５６との間に微小な隙間が生じる。本実施形態では、このように実際は微小な隙間がある場合でも、隙間がないものとして説明する。   For example, in the primary pulley hydraulic chamber 54, a gap is reduced by interposing a seal member between the primary cylinder 56 and the primary movable sheave 53. However, since the primary movable sheave 53 slides with respect to the primary cylinder 56, a minute gap is generated between the primary movable sheave 53 and the primary cylinder 56. In the present embodiment, description will be made assuming that there is no gap even if there is actually such a small gap.

プライマリプーリ油圧室５４には、作動油が供給されると、プライマリプーリ油圧室５４内での前記作動油の圧力により、プライマリ可動シーブ５３は、プライマリ固定シーブ５２側へ押される。これにより、プライマリ可動シーブ５３とプライマリ固定シーブ５２との間の距離が小さくなる。   When hydraulic oil is supplied to the primary pulley hydraulic chamber 54, the primary movable sheave 53 is pushed toward the primary fixed sheave 52 due to the pressure of the hydraulic oil in the primary pulley hydraulic chamber 54. Thereby, the distance between the primary movable sheave 53 and the primary fixed sheave 52 is reduced.

すると、ベルト８０は、径方向外側へ移動する。ここで、ベルト８０とプライマリ溝８０ａとが接触する部分と、回転軸ＲＬとの距離を接触半径という。このようにして、プライマリプーリ油圧室５４に作動油が供給されて、プライマリ可動シーブ５３がプライマリ固定シーブ５２に近づく方向へスライド移動すると、プライマリプーリ５０の接触半径が増加する。   Then, the belt 80 moves radially outward. Here, a distance between a portion where the belt 80 and the primary groove 80a are in contact with the rotation axis RL is referred to as a contact radius. In this way, when the hydraulic oil is supplied to the primary pulley hydraulic chamber 54 and the primary movable sheave 53 slides in a direction approaching the primary fixed sheave 52, the contact radius of the primary pulley 50 increases.

一方、セカンダリプーリ６０では、セカンダリ可動シーブ６３はセカンダリ固定シーブ６２から遠ざかる方向へスライド移動する。これは、ベルト８０の長さは一定であり、ベルト８０の張力を略一定に保つためである。ベルト式無段変速機１１０は、セカンダリプーリ６０での接触半径を減少させることにより、ベルト８０のプライマリプーリ５０とセカンダリプーリ６０との間の張力を略一定に保つ。   On the other hand, in the secondary pulley 60, the secondary movable sheave 63 slides in a direction away from the secondary fixed sheave 62. This is because the length of the belt 80 is constant and the tension of the belt 80 is kept substantially constant. The belt-type continuously variable transmission 110 keeps the tension between the primary pulley 50 and the secondary pulley 60 of the belt 80 substantially constant by reducing the contact radius at the secondary pulley 60.

このようにして、プライマリプーリ５０での接触半径とセカンダリプーリ６０での接触半径とが変化することにより変速比が変化する。ここで、具体的には、プライマリ可動シーブ５３がプライマリ固定シーブ５２側へ近づくと、変速比は小さくなる。つまり、ベルト式無段変速機１１０はいわゆるシフトアップする。一方、プライマリ可動シーブ５３がプライマリ固定シーブ５２から遠ざかると、変速比は大きくなる。つまり、ベルト式無段変速機１１０はいわゆるシフトダウンする。   In this way, the gear ratio changes as the contact radius at the primary pulley 50 and the contact radius at the secondary pulley 60 change. Here, specifically, when the primary movable sheave 53 approaches the primary fixed sheave 52 side, the gear ratio decreases. That is, the belt type continuously variable transmission 110 shifts up. On the other hand, when the primary movable sheave 53 moves away from the primary fixed sheave 52, the gear ratio increases. In other words, the belt type continuously variable transmission 110 shifts down.

作動油閉じ込み装置１０は、作動油が溜められるオイルパンＯＴからプライマリプーリ油圧室５４に至るまでにプライマリプーリ油圧室５４に供給される作動油が流れるメイン油路上に設けられる。作動油閉じ込み装置１０は、プライマリプーリ油圧室５４を強制的に閉じ込める手段である。なお、後に作動油閉じ込み装置１０を詳細に説明する。   The hydraulic oil confining device 10 is provided on a main oil passage through which hydraulic oil supplied to the primary pulley hydraulic chamber 54 flows from the oil pan OT where the hydraulic oil is accumulated to the primary pulley hydraulic chamber 54. The hydraulic oil confinement device 10 is means for forcibly confining the primary pulley hydraulic chamber 54. The hydraulic oil confinement device 10 will be described in detail later.

次に、作動油が溜められるオイルパンＯＴからプライマリプーリ油圧室５４に至るまでにプライマリプーリ油圧室５４に供給される作動油が流れるメイン油路の構成及び前記メイン油路上に設けられる各構成を説明する。   Next, the configuration of the main oil passage through which the hydraulic oil supplied to the primary pulley hydraulic chamber 54 flows from the oil pan OT in which the hydraulic oil is accumulated to the primary pulley hydraulic chamber 54 and each configuration provided on the main oil passage are as follows. explain.

図３は、プライマリプーリ油圧室に供給される作動油が流れる油路を示す模式図である。以下、作動油の流れの上流側を単に上流側といい、作動油の流れの下流側を単に下流側という。   FIG. 3 is a schematic diagram showing an oil passage through which hydraulic oil supplied to the primary pulley hydraulic chamber flows. Hereinafter, the upstream side of the hydraulic oil flow is simply referred to as the upstream side, and the downstream side of the hydraulic oil flow is simply referred to as the downstream side.

前記メイン油路は、図３に示すように、オイルパンＯＴからプライマリプーリ油圧室５４に向かって順に、シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１と、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１と、シャフト内軸方油路ＯＬ０１と、シャフト内径方油路ＯＬ０２と、可動シーブ油路ＯＬ０３とを含んで構成される。   As shown in FIG. 3, the main oil passage includes, in order from the oil pan OT toward the primary pulley hydraulic chamber 54, a main hydraulic oil passage OL <b> 21 outside the shaft, a main oil passage OL <b> 11 within the hydraulic oil confinement device, A shaft inner axial oil passage OL01, a shaft inner diameter oil passage OL02, and a movable sheave oil passage OL03 are included.

シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１上には、オイルパンＯＴからプライマリプーリ油圧室５４に向かって順に、オイルポンプＯＰと、調圧弁ＯＲ０１と、流量調節弁ＯＦとが設けられている。   An oil pump OP, a pressure regulating valve OR01, and a flow rate adjusting valve OF are provided in this order from the oil pan OT toward the primary pulley hydraulic chamber 54 on the oil passage OL21 outside the shaft.

オイルポンプＯＰは、シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介してオイルパンＯＴ内の作動油を吸い上げて、下流側のシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１へ前記作動油を送る。   The oil pump OP sucks up the hydraulic oil in the oil pan OT via the non-shaft main hydraulic oil passage OL21 and sends the hydraulic oil to the downstream main hydraulic oil passage OL21 on the downstream side.

調圧弁ＯＲ０１は、オイルポンプＯＰから送り出された作動油がシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介して供給される。調圧弁ＯＲ０１は、調圧弁ＯＲ０１よりも下流側のシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１へ流す作動油の圧力を調節する。   The pressure adjusting valve OR01 is supplied with hydraulic oil sent from the oil pump OP via an oil passage OL21 for main hydraulic oil outside the shaft. The pressure regulating valve OR01 adjusts the pressure of the hydraulic fluid that flows to the off-shaft main hydraulic fluid oil passage OL21 downstream of the pressure regulating valve OR01.

調圧弁ＯＲ０１によって作動油の圧力が調節された結果、調圧弁ＯＲ０１に供給された作動油のうちシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介して下流側の流量調節弁ＯＦに供給されない作動油は、ドレン油路ＯＬｄ０１を介してオイルパンＯＴへ戻される。   As a result of adjusting the pressure of the hydraulic oil by the pressure regulating valve OR01, the hydraulic oil supplied to the pressure regulating valve OR01 is not supplied to the downstream flow rate regulating valve OF via the main hydraulic oil passage OL21 outside the shaft. Then, the oil is returned to the oil pan OT via the drain oil passage OLd01.

流量調節弁ＯＦは、調圧弁ＯＲ０１によって圧力を調節されてシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介して作動油が供給される。流量調節弁ＯＦは、下流側のシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１へ流す作動油の流量を調節する。   The flow rate adjusting valve OF is adjusted in pressure by the pressure regulating valve OR01 and is supplied with hydraulic oil via the non-shaft main hydraulic oil passage OL21. The flow rate adjustment valve OF adjusts the flow rate of the hydraulic fluid that flows to the downstream main shaft hydraulic fluid passage OL21 on the downstream side.

流量調節弁ＯＦによって流量が調節された結果、流量調節弁ＯＦに供給された作動油のうちシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介して下流側の作動油閉じ込み手段としての作動油閉じ込み装置１０に供給されない作動油は、ドレン油路ＯＬｄ０２を介してオイルパンＯＴへ戻される。   As a result of the flow rate being adjusted by the flow rate adjustment valve OF, the hydraulic fluid supplied to the flow rate adjustment valve OF is shut down as hydraulic oil closing means on the downstream side via the main hydraulic oil passage OL21 outside the shaft. The hydraulic oil that is not supplied to the device 10 is returned to the oil pan OT via the drain oil passage OLd02.

シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１は、下流側の端部が作動油閉じ込み装置１０に接続される。流量調節弁ＯＦによって流量を調節された作動油は、シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１を介して下流側の作動油閉じ込み装置１０に供給される。作動油閉じ込み装置１０は、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１を有する。   The downstream end of the main-shaft oil passage OL21 outside the shaft is connected to the hydraulic oil confining device 10. The hydraulic oil whose flow rate is adjusted by the flow rate adjustment valve OF is supplied to the hydraulic oil confining device 10 on the downstream side via the non-shaft main hydraulic oil passage OL21. The hydraulic oil confining device 10 has a main oil passage OL11 in the hydraulic oil confining device.

作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１の一方の端部ＯＬ１１ａは、シャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１と連通する。また、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１の他方の端部ＯＬ１１ｂは、シャフト内軸方油路ＯＬ０１と連通する。   One end OL11a of the main oil passage OL11 within the hydraulic oil confinement device communicates with the main hydraulic oil passage OL21 outside the shaft. Further, the other end OL11b of the main oil passage OL11 in the hydraulic oil confining device communicates with the shaft inner axial oil passage OL01.

シャフト内軸方油路ＯＬ０１は、図２に示すように、回転軸ＲＬに沿ってプライマリシャフト５１に形成される。プライマリシャフト５１には、回転軸ＲＬに沿って軸方向穴５７が形成される。シャフト内軸方油路ＯＬ０１は、軸方向穴５７の一部である。   As shown in FIG. 2, the shaft inner axial oil passage OL01 is formed in the primary shaft 51 along the rotation axis RL. An axial hole 57 is formed in the primary shaft 51 along the rotation axis RL. The shaft inner axial oil passage OL <b> 01 is a part of the axial hole 57.

具体的には、軸方向穴５７は、開口としての入口５７ａと、閉塞部としての底部５７ｂとが形成される。作動油閉じ込み装置１０は、入口５７ａから軸方向穴５７に挿入される。ここで、軸方向穴５７の軸方向の長さは、作動油閉じ込み装置１０の軸方向の長さよりも長く形成される。作動油閉じ込み装置１０は、軸方向穴５７に挿入される際に、端部ＯＬ１１ｂが底部５７ｂよりも浅い位置、つまり入口５７ａ側に配置される。   Specifically, the axial hole 57 is formed with an inlet 57a as an opening and a bottom 57b as a closing portion. The hydraulic oil confinement device 10 is inserted into the axial hole 57 from the inlet 57a. Here, the axial length of the axial hole 57 is formed longer than the axial length of the hydraulic oil confinement device 10. When the hydraulic oil confinement device 10 is inserted into the axial hole 57, the end OL11b is disposed at a position shallower than the bottom 57b, that is, on the inlet 57a side.

このようにして、端部ＯＬ１１ｂと底部５７ｂとの間に形成された空間がシャフト内軸方油路ＯＬ０１となる。シャフト内径方油路ＯＬ０２は、一方の端部ＯＬ０２ａがシャフト内軸方油路ＯＬ０１と連通し、他方の端部ＯＬ０２ｂがプライマリシャフト５１の外周面に開口する。   In this way, the space formed between the end portion OL11b and the bottom portion 57b becomes the shaft inner axial oil passage OL01. In the shaft inner diameter oil passage OL02, one end portion OL02a communicates with the shaft inner axial oil passage OL01, and the other end portion OL02b opens on the outer peripheral surface of the primary shaft 51.

前記外周面とはプライマリ可動シーブ５３と対向するプライマリシャフト５１の側周部である。プライマリシャフト５１の前記外周面と対向するプライマリ可動シーブ５３の面をプライマリ可動シーブ５３の内周面とする。   The outer peripheral surface is a side peripheral portion of the primary shaft 51 that faces the primary movable sheave 53. The surface of the primary movable sheave 53 that faces the outer peripheral surface of the primary shaft 51 is defined as the inner peripheral surface of the primary movable sheave 53.

可動シーブ油路ＯＬ０３は、プライマリ可動シーブ５３に形成される。可動シーブ油路ＯＬ０３は、一方の端部ＯＬ０３ａがシャフト内径方油路ＯＬ０２の端部ＯＬ０２ｂと連通し、他方の端部ＯＬ０３ｂがプライマリプーリ油圧室５４に開口する。ここで、端部ＯＬ０３ａは、プライマリ可動シーブ５３がプライマリシャフト５１上をスライド移動しても、常に空間部５８を介して端部ＯＬ０２ｂと連通するように構成される。   The movable sheave oil passage OL03 is formed in the primary movable sheave 53. One end portion OL03a of the movable sheave oil passage OL03 communicates with the end portion OL02b of the shaft inner diameter oil passage OL02, and the other end portion OL03b opens to the primary pulley hydraulic chamber 54. Here, the end portion OL03a is configured to always communicate with the end portion OL02b through the space 58 even when the primary movable sheave 53 slides on the primary shaft 51.

このようにして、作動油閉じ込み装置１０の作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１を介してシャフト内軸方油路ＯＬ０１に供給された作動油は、シャフト内径方油路ＯＬ０２、空間部５８、可動シーブ油路ＯＬ０３を順に介してプライマリプーリ油圧室５４に供給される。   In this way, the hydraulic oil supplied to the shaft inner axial oil passage OL01 via the main oil passage OL11 in the hydraulic oil closing device 10 of the hydraulic oil closing device 10 is the shaft inner diameter oil passage OL02, the space 58. Then, the oil is supplied to the primary pulley hydraulic chamber 54 through the movable sheave oil passage OL03 in order.

また、プライマリプーリ油圧室５４から排出される作動油は、可動シーブ油路ＯＬ０３、空間部５８、シャフト内径方油路ＯＬ０２、シャフト内軸方油路ＯＬ０１、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１を順に介してプライマリプーリ５０の外部に排出される。次に、作動油閉じ込み装置１０の構成を詳細に説明する。   The hydraulic oil discharged from the primary pulley hydraulic chamber 54 is movable sheave oil passage OL03, space 58, shaft inner diameter oil passage OL02, shaft inner axial oil passage OL01, hydraulic oil confining device main oil passage OL11. Are sequentially discharged to the outside of the primary pulley 50. Next, the configuration of the hydraulic oil confinement device 10 will be described in detail.

図４は、作動油閉じ込み装置を拡大して示す断面図である。作動油閉じ込み装置１０は、シリンダ１１と、ピストン１２と、油路構成部材１３と、スナップリング１４ａ及びスナップリング１４ｂと、ピストン動作用油圧室１５と、弁体１６と、押付手段としてのスプリング１７とを含んで構成される。なお、前記押付手段は、スプリング１７に限定されない。押付手段は、例えば弾性部材であり、板バネや、ゴム等でもよい。   FIG. 4 is an enlarged cross-sectional view of the hydraulic oil confinement device. The hydraulic oil confining device 10 includes a cylinder 11, a piston 12, an oil passage constituting member 13, a snap ring 14a and a snap ring 14b, a piston operating hydraulic chamber 15, a valve body 16, and a spring as a pressing means. 17. The pressing means is not limited to the spring 17. The pressing means is, for example, an elastic member, and may be a leaf spring, rubber, or the like.

ここで、作動油閉じ込み装置１０は、プライマリシャフト５１の軸方向穴５７に挿入されて配置されるため、プライマリシャフト５１と共に回転軸ＲＬを中心に回転する。しかし、以下では説明の便宜上、プライマリシャフト５１が回転していないものとして説明する。   Here, since the hydraulic oil confinement device 10 is inserted and disposed in the axial hole 57 of the primary shaft 51, it rotates around the rotation axis RL together with the primary shaft 51. However, the following description will be made assuming that the primary shaft 51 is not rotating for convenience of explanation.

よって、実際はプライマリシャフト５１と共に回転軸ＲＬを軸に回転する部材であっても、プライマリシャフト５１に対して相対移動しない部材を単に静止部材という。一方、プライマリシャフト５１に対して相対移動する部材を可動部材という。   Therefore, a member that does not move relative to the primary shaft 51 is simply referred to as a stationary member even if it is a member that rotates about the rotation axis RL together with the primary shaft 51. On the other hand, a member that moves relative to the primary shaft 51 is referred to as a movable member.

シリンダ１１は、静止部材である。シリンダ１１は、貫通孔１１ａを有するように筒状に形成される。また、シリンダ１１は、大外径部１１ｂと、小外径部１１ｃと、段差面１１ｄとが形成される。シリンダ１１は、段差面１１ｄよりも底部５７ｂ側が大外径部１１ｂであり、段差面１１ｄよりも入口５７ａ側が小外径部１１ｃである。大外径部１１ｂは、小外径部１１ｃよりも回転軸ＲＬから外周面までの距離が大きい。なお、回転軸ＲＬから外周面までの距離を外径といい、回転軸ＲＬから内周面までの距離を内径という。   The cylinder 11 is a stationary member. The cylinder 11 is formed in a cylindrical shape so as to have a through hole 11a. The cylinder 11 has a large outer diameter portion 11b, a small outer diameter portion 11c, and a step surface 11d. The cylinder 11 has a large outer diameter portion 11b on the bottom 57b side of the step surface 11d, and a small outer diameter portion 11c on the inlet 57a side of the step surface 11d. The large outer diameter portion 11b has a larger distance from the rotation axis RL to the outer peripheral surface than the small outer diameter portion 11c. The distance from the rotation axis RL to the outer peripheral surface is referred to as the outer diameter, and the distance from the rotation axis RL to the inner peripheral surface is referred to as the inner diameter.

シリンダ１１は、大外径部１１ｂの外径が軸方向穴５７の入口５７ａの内径と略同一に形成される。シリンダ１１は、軸方向穴５７に入口５７ａから挿入される。この際、軸方向穴５７の内壁面と、シリンダ１１の外周面との間の隙間を低減するために、軸方向穴５７の壁面と、シリンダ１１の外周面との間にはシール部材ＳＬ０１が介在される。   The cylinder 11 is formed so that the outer diameter of the large outer diameter portion 11 b is substantially the same as the inner diameter of the inlet 57 a of the axial hole 57. The cylinder 11 is inserted into the axial hole 57 from the inlet 57a. At this time, in order to reduce a gap between the inner wall surface of the axial hole 57 and the outer peripheral surface of the cylinder 11, a seal member SL01 is provided between the wall surface of the axial hole 57 and the outer peripheral surface of the cylinder 11. Intervened.

ここで、軸方向穴５７の内壁面には、例えば段差部５７ｃが形成される。具体的には、段差部５７ｃの位置より底部５７ｂ側の軸方向穴５７の内径よりも、段差部５７ｃの位置より入口５７ａ側の軸方向穴５７の内径の方が大きく形成される。また、シリンダ１１の大外径部１１ｂの外径は、段差部５７ｃより底部５７ｂ側の軸方向穴５７の内径よりも大きい。これにより、シリンダ１１は、底部５７ｂ側へ向かう軸方向の移動が段差部５７ｃにより規制される。   Here, for example, a stepped portion 57 c is formed on the inner wall surface of the axial hole 57. Specifically, the inner diameter of the axial hole 57 on the inlet 57a side is formed larger than the inner diameter of the axial hole 57 on the bottom 57b side from the position of the stepped part 57c. Further, the outer diameter of the large outer diameter portion 11b of the cylinder 11 is larger than the inner diameter of the axial hole 57 on the bottom 57b side than the stepped portion 57c. As a result, the cylinder 11 is restricted from moving in the axial direction toward the bottom 57b by the step 57c.

また、シリンダ１１は、段差面１１ｄがスナップリング１４ａと接触する。スナップリング１４ａは、軸方向穴５７の内壁面に形成された溝に嵌め込まれる。これにより、シリンダ１１は、入口５７ａ側へ向かう軸方向の移動がスナップリング１４ａにより規制される。   Moreover, the step surface 11d of the cylinder 11 contacts the snap ring 14a. The snap ring 14 a is fitted into a groove formed on the inner wall surface of the axial hole 57. Thereby, the cylinder 11 is restricted by the snap ring 14a from moving in the axial direction toward the inlet 57a.

このようにして、シリンダ１１は、段差部５７ｃとスナップリング１４ａとによって挟まれて軸方向の移動が規制される。しかしながら、例えば、段差部５７ｃは必ずしも形成されなくてもよい。シリンダ１１に働く軸方向の力は、通常、シリンダ１１が底部５７ｂに近づく方向の力よりも、シリンダ１１が入口５７ａに近づく方向の力の方が大きい。よって、シリンダ１１は、少なくとも入口５７ａ側へ近づく方向の移動が規制されればよい。   In this way, the cylinder 11 is sandwiched between the stepped portion 57c and the snap ring 14a and the movement in the axial direction is restricted. However, for example, the stepped portion 57c is not necessarily formed. The axial force acting on the cylinder 11 is usually greater in the direction in which the cylinder 11 approaches the inlet 57a than in the direction in which the cylinder 11 approaches the bottom 57b. Therefore, it is only necessary for the cylinder 11 to be restricted from moving in a direction that approaches at least the inlet 57a side.

また、シリンダ１１の入口５７ａ側へ近づく方向の移動を規制する手段は、スナップリング１４ａに限定されない。例えば、軸方向穴５７の内壁面にメスネジを形成し、シリンダ１１の外周面にオスネジを形成して、シリンダ１１は軸方向穴５７の内部にねじ込まれて固定されてもよい。この場合であっても、シリンダ１１は、軸方向の移動が規制される。   The means for restricting the movement of the cylinder 11 in the direction approaching the inlet 57a side is not limited to the snap ring 14a. For example, a female screw may be formed on the inner wall surface of the axial hole 57, a male screw may be formed on the outer peripheral surface of the cylinder 11, and the cylinder 11 may be screwed into the axial hole 57 and fixed. Even in this case, the cylinder 11 is restricted from moving in the axial direction.

図５は、ピストンを立体的に示す模式図である。図５では、説明の便宜を図り、ピストン１２の一部を切り欠いて示す。図５に示す切り欠きは、実際はピストン１２に形成されない。   FIG. 5 is a schematic diagram illustrating the piston three-dimensionally. In FIG. 5, for the convenience of explanation, a part of the piston 12 is cut away. The notch shown in FIG. 5 is not actually formed in the piston 12.

図４及び図５に示すピストン１２は、軸方向に移動する可動部材である。ピストン１２は、貫通孔１２ａを有するように筒状に形成される。また、ピストン１２は、外周面１２ｂと、シリンダ対向部１２ｃと、油路構成部材対向部１２ｄと、支持部１２ｅと、孔１２ｆと、柱状体１２ｇと、第１受圧面１２ｈと、第２受圧面１２ｉとを含んで形成される。   The piston 12 shown in FIGS. 4 and 5 is a movable member that moves in the axial direction. The piston 12 is formed in a cylindrical shape so as to have a through hole 12a. The piston 12 includes an outer peripheral surface 12b, a cylinder facing portion 12c, an oil passage component facing portion 12d, a support portion 12e, a hole 12f, a columnar body 12g, a first pressure receiving surface 12h, and a second pressure receiving surface. And the surface 12i.

図４に示すように、ピストン１２は、支持部１２ｅよりも底部５７ｂ側であってシリンダ１１側の部分がシリンダ対向部１２ｃであり、支持部１２ｅよりも入口５７ａ側であって油路構成部材１３側の部分が油路構成部材対向部１２ｄである。外周面１２ｂの外径は、段差部５７ｃよりも入口５７ａ側の軸方向穴５７の内径よりも小さい。   As shown in FIG. 4, the piston 12 is on the bottom 57b side with respect to the support portion 12e and the portion on the cylinder 11 side is the cylinder facing portion 12c, and is on the inlet 57a side with respect to the support portion 12e and is an oil passage component. The portion on the 13th side is an oil passage component facing portion 12d. The outer diameter of the outer peripheral surface 12b is smaller than the inner diameter of the axial hole 57 on the inlet 57a side than the stepped portion 57c.

シリンダ対向部１２ｃの内径、つまり回転軸ＲＬからシリンダ対向部１２ｃの内周面１２ｋまでの距離は、小外径部１１ｃの外径よりもわずかに大きい。ピストン１２は、シリンダ対向部１２ｃの内周面１２ｋに小外径部１１ｃの外周面が対向するように配置される。シリンダ対向部１２ｃの内周面１２ｋと小外径部１１ｃの外周面との隙間には、シール部材ＳＬ０２が介在される。シール部材ＳＬ０２は、前記隙間を流れる作動油の量を低減する。   The inner diameter of the cylinder facing portion 12c, that is, the distance from the rotation axis RL to the inner peripheral surface 12k of the cylinder facing portion 12c is slightly larger than the outer diameter of the small outer diameter portion 11c. The piston 12 is disposed so that the outer peripheral surface of the small outer diameter portion 11c faces the inner peripheral surface 12k of the cylinder facing portion 12c. A seal member SL02 is interposed in the gap between the inner peripheral surface 12k of the cylinder facing portion 12c and the outer peripheral surface of the small outer diameter portion 11c. The seal member SL02 reduces the amount of hydraulic oil flowing through the gap.

油路構成部材対向部１２ｄの内径、つまり回転軸ＲＬから油路構成部材対向部１２ｄの内周面１２ｍまでの距離は、後述する小外径部１３ｂの外径よりもわずかに大きい。また、油路構成部材対向部１２ｄの内径は、シリンダ対向部１２ｃの内径よりも大きい。   The inner diameter of the oil path constituent member facing portion 12d, that is, the distance from the rotation axis RL to the inner peripheral surface 12m of the oil path constituent member facing portion 12d is slightly larger than the outer diameter of the small outer diameter portion 13b described later. Further, the inner diameter of the oil path component facing portion 12d is larger than the inner diameter of the cylinder facing portion 12c.

油路構成部材対向部１２ｄ部分の貫通孔１２ａには、小外径部１３ｂが嵌め込まれる。これにより、油路構成部材対向部１２ｄの内周面１２ｍは、小外径部１３ｂの外周面と対向する。油路構成部材対向部１２ｄの内周面１２ｍと小外径部１３ｂの外周面との隙間には、シール部材ＳＬ０３が介在される。シール部材ＳＬ０３は、前記隙間を流れる作動油の量を低減する。   A small outer diameter portion 13b is fitted into the through hole 12a of the oil passage component facing portion 12d. Thereby, the inner peripheral surface 12m of the oil path constituent member facing portion 12d faces the outer peripheral surface of the small outer diameter portion 13b. A seal member SL03 is interposed in the gap between the inner peripheral surface 12m of the oil passage component facing portion 12d and the outer peripheral surface of the small outer diameter portion 13b. The seal member SL03 reduces the amount of hydraulic oil flowing through the gap.

支持部１２ｅは、柱状体１２ｇを支持する。柱状体１２ｇは、回転軸ＲＬに沿うように貫通孔１２ａ及び貫通孔１１ａの内部に支持される。支持部１２ｅは、孔１２ｆが形成される。これにより、支持部１２ｅよりもシリンダ１１側の貫通孔１２ａの空間と、支持部１２ｅよりも油路構成部材１３側の貫通孔１２ａの空間とが、孔１２ｆを介して連通する。つまり、貫通孔１２ａは、支持部１２ｅよりもシリンダ１１側の筒状部の内側の空間と、支持部１２ｅよりも油路構成部材１３側の筒状部の内側の空間と、孔１２ｆとを含んで構成される空間である。   The support part 12e supports the columnar body 12g. The columnar body 12g is supported inside the through hole 12a and the through hole 11a along the rotation axis RL. The support portion 12e is formed with a hole 12f. Thereby, the space of the through hole 12a closer to the cylinder 11 than the support portion 12e communicates with the space of the through hole 12a closer to the oil passage constituting member 13 than the support portion 12e via the hole 12f. That is, the through-hole 12a includes a space inside the cylindrical portion closer to the cylinder 11 than the support portion 12e, a space inside the cylindrical portion closer to the oil passage component 13 than the support portion 12e, and the hole 12f. It is a space that includes.

このように、ピストン１２は、シリンダ対向部１２ｃの内周面１２ｋが小外径部１１ｃの外周面と対向し、油路構成部材対向部１２ｄの内周面１２ｍが小外径部１３ｂの外周面と対向する。これにより、ピストン１２は、小外径部１１ｃの外周面及び小外径部１３ｂの外周面にガイドされて、回転軸ＲＬに沿って移動する。   Thus, in the piston 12, the inner peripheral surface 12k of the cylinder facing portion 12c faces the outer peripheral surface of the small outer diameter portion 11c, and the inner peripheral surface 12m of the oil passage component facing portion 12d is the outer periphery of the small outer diameter portion 13b. Opposite the surface. Thereby, the piston 12 is guided along the outer peripheral surface of the small outer diameter portion 11c and the outer peripheral surface of the small outer diameter portion 13b, and moves along the rotation axis RL.

第１受圧面１２ｈは、ピストン１２のシリンダ１１側の端面である。第１受圧面１２ｈは、例えば、回転軸ＲＬに直交する面である。第１受圧面１２ｈは、ピストン動作用作動油の圧力を受ける。これにより、第１受圧面１２ｈが受けたピストン動作用作動油の圧力によって、ピストン１２は、弁体１６から離れる方向に移動する力を受ける。   The first pressure receiving surface 12h is an end surface of the piston 12 on the cylinder 11 side. The first pressure receiving surface 12h is, for example, a surface orthogonal to the rotation axis RL. The first pressure receiving surface 12h receives the pressure of the hydraulic fluid for piston operation. As a result, the piston 12 receives a force that moves in a direction away from the valve body 16 by the pressure of the hydraulic fluid for piston operation received by the first pressure receiving surface 12h.

なお、ピストン１２を移動させるためにピストン動作用油圧室１５に供給される作動油と、プライマリ可動シーブ５３をプライマリ固定シーブ５２側へ押すためにプライマリプーリ油圧室５４に供給される作動油とを区別するために、ピストン１２を弁体１６側へ押すためにピストン動作用油圧室１５に供給される作動油をピストン動作用作動油という。ピストン動作用作動油は、作動油閉じ込み装置１０の開閉を制御するための作動油である。   The hydraulic oil supplied to the piston operating hydraulic chamber 15 to move the piston 12 and the hydraulic oil supplied to the primary pulley hydraulic chamber 54 to push the primary movable sheave 53 toward the primary fixed sheave 52 side. In order to distinguish, the hydraulic fluid supplied to the piston operating hydraulic chamber 15 to push the piston 12 toward the valve body 16 is referred to as piston operating hydraulic fluid. The piston operating hydraulic oil is hydraulic oil for controlling the opening and closing of the hydraulic oil confinement device 10.

また、プライマリ可動シーブ５３をプライマリ固定シーブ５２側へ押すためにプライマリプーリ油圧室５４に供給される作動油を、メイン作動油という。但し、本実施形態では、ピストン動作用作動油とメイン作動油とは、実際は同じ作動油である。   The hydraulic fluid supplied to the primary pulley hydraulic chamber 54 to push the primary movable sheave 53 toward the primary fixed sheave 52 is referred to as main hydraulic fluid. However, in this embodiment, the piston operating hydraulic fluid and the main hydraulic fluid are actually the same hydraulic fluid.

第１受圧面１２ｈは、ピストン１２が最もシリンダ１１側に移動した際でも、段差面１１ｄと接触しない。ピストン１２は、第１受圧面１２ｈと段差面１１ｄとの間に常に空間が形成されるように構成される。   The first pressure receiving surface 12h does not come into contact with the step surface 11d even when the piston 12 moves most toward the cylinder 11 side. The piston 12 is configured such that a space is always formed between the first pressure receiving surface 12h and the step surface 11d.

具体的には、ピストン１２は、ピストン１２がシリンダ１１側へ移動した際に、第１受圧面１２ｈが段差面１１ｄに接触するよりも以前に、シリンダ１１の入口５７ａ側の端部１１ｅが支持部１２ｅのシリンダ１１側の面と接触するように構成される。   Specifically, the piston 12 is supported by the end portion 11e on the inlet 57a side of the cylinder 11 before the first pressure receiving surface 12h contacts the step surface 11d when the piston 12 moves to the cylinder 11 side. It is comprised so that the surface by the side of the cylinder 11 of the part 12e may be contacted.

つまり、ピストン１２は、支持部１２ｅのシリンダ１１側の面と第１受圧面１２ｈとの距離が、段差面１１ｄから端部１１ｅまでの距離よりも短く形成される。これにより、ピストン１２は、底部５７ｂ側へ向かう移動が、支持部１２ｅ及び端部１１ｅによって規制される。   That is, the piston 12 is formed such that the distance between the cylinder 11 side surface of the support portion 12e and the first pressure receiving surface 12h is shorter than the distance from the step surface 11d to the end portion 11e. As a result, the piston 12 is restricted from moving toward the bottom 57b by the support 12e and the end 11e.

第２受圧面１２ｉは、ピストン１２の入口５７ａ側の端面である。第２受圧面１２ｉは、例えば、回転軸ＲＬに直交する面である。第２受圧面１２ｉは、ピストン動作用作動油の圧力を受ける。これにより、第２受圧面１２ｉが受けたピストン動作用作動油の圧力によって、ピストン１２は、弁体１６に近づく方向に移動する力を受ける。   The second pressure receiving surface 12i is an end surface of the piston 12 on the inlet 57a side. The second pressure receiving surface 12i is, for example, a surface orthogonal to the rotation axis RL. The second pressure receiving surface 12i receives the pressure of the hydraulic fluid for piston operation. Accordingly, the piston 12 receives a force that moves in a direction approaching the valve body 16 by the pressure of the hydraulic fluid for piston operation received by the second pressure receiving surface 12i.

内周面１２ｋは、シリンダ対向部１２ｃ部分の内周面である。内周面１２ｍは、油路構成部材対向部１２ｄ部分の内周面である。   The inner peripheral surface 12k is an inner peripheral surface of the cylinder facing portion 12c portion. The inner peripheral surface 12m is an inner peripheral surface of the oil path constituent member facing portion 12d portion.

第３受圧面１２ｎは、ピストン１２の支持部１２ｅの端面のうち、油路構成部材対向部１２ｄ側の端面である。第３受圧面１２ｎは、メイン作動油の圧力を受ける。これにより、第３受圧面１２ｎが受けたメイン作動油の圧力によって、ピストン１２は、弁体１６に近づく方向に移動する力を受ける。   The third pressure receiving surface 12n is an end surface of the support portion 12e of the piston 12 on the oil path constituting member facing portion 12d side. The third pressure receiving surface 12n receives the pressure of the main hydraulic oil. Thereby, the piston 12 receives a force that moves in a direction approaching the valve body 16 by the pressure of the main hydraulic oil received by the third pressure receiving surface 12n.

第４受圧面１２ｏは、ピストン１２の支持部１２ｅの端面のうち、シリンダ対向部１２ｃ側の端面である。第４受圧面１２ｏは、メイン作動油の圧力を受ける。これにより、第４受圧面１２ｏが受けたメイン作動油の圧力によって、ピストン１２は、弁体１６から離れる方向に移動する力を受ける。   The fourth pressure receiving surface 12o is an end surface of the support portion 12e of the piston 12 on the cylinder facing portion 12c side. The fourth pressure receiving surface 12o receives the pressure of the main hydraulic oil. Accordingly, the piston 12 receives a force that moves in a direction away from the valve body 16 by the pressure of the main hydraulic oil received by the fourth pressure receiving surface 12o.

油路構成部材１３は、静止部材である。油路構成部材１３は、貫通孔１３ａを有するように筒状に形成される。また、油路構成部材１３は、小外径部１３ｂと、大外径部１３ｃと、段差部１３ｄと、最大外径部１３ｅとが形成される。   The oil passage constituent member 13 is a stationary member. The oil passage constituting member 13 is formed in a cylindrical shape so as to have a through hole 13a. Further, the oil passage constituting member 13 includes a small outer diameter portion 13b, a large outer diameter portion 13c, a step portion 13d, and a maximum outer diameter portion 13e.

油路構成部材１３は、段差部１３ｄよりも底部５７ｂ側が小外径部１３ｂであり、段差部１３ｄよりも入口５７ａ側が大外径部１３ｃである。小外径部１３ｂの外径は、ピストン１２の油路構成部材対向部１２ｄの内径よりもわずかに小さい。油路構成部材１３は、小外径部１３ｂの外周面が、油路構成部材対向部１２ｄの内周面１２ｍと対向するように配置される。   The oil passage constituting member 13 has a small outer diameter portion 13b on the bottom 57b side with respect to the step portion 13d and a large outer diameter portion 13c on the inlet 57a side with respect to the step portion 13d. The outer diameter of the small outer diameter portion 13b is slightly smaller than the inner diameter of the oil passage component facing portion 12d of the piston 12. The oil passage constituent member 13 is disposed such that the outer peripheral surface of the small outer diameter portion 13b faces the inner peripheral surface 12m of the oil passage constituent member facing portion 12d.

大外径部１３ｃの外径は、油路構成部材対向部１２ｄの内径よりも大きく、軸方向穴５７の内径よりも小さい。これにより、大外径部１３ｃは、ピストン１２の油路構成部材対向部１２ｄ部分の貫通孔１２ａには挿入されずに、段差部１３ｄが第２受圧面１２ｉと干渉する。これにより、ピストン１２は、軸方向の移動のうち入口５７ａ側に向かう移動が段差部１３ｄによって規制される。   The outer diameter of the large outer diameter portion 13 c is larger than the inner diameter of the oil passage component facing portion 12 d and smaller than the inner diameter of the axial hole 57. Thus, the large outer diameter portion 13c is not inserted into the through hole 12a in the oil passage constituting member facing portion 12d portion of the piston 12, and the step portion 13d interferes with the second pressure receiving surface 12i. Accordingly, the movement of the piston 12 toward the inlet 57a in the movement in the axial direction is restricted by the step portion 13d.

また、好ましくは、ピストン１２が入口５７ａ側へ移動し、第２受圧面１２ｉと段差部１３ｄとが干渉すると同時に、油路構成部材１３の底部５７ｂ側の端部１３ｆとピストン１２の支持部１２ｅとが干渉すると好ましい。これにより、ピストン１２が入口５７ａ側へ移動し、油路構成部材１３と接触する際に、第２受圧面１２ｉのみが油路構成部材１３に接触する場合よりもピストン１２と油路構成部材１３との接触面積が増加する。   Preferably, the piston 12 moves to the inlet 57a side, and the second pressure receiving surface 12i and the stepped portion 13d interfere with each other, and at the same time, the end portion 13f on the bottom 57b side of the oil passage constituting member 13 and the support portion 12e of the piston 12. Are preferred to interfere with each other. Thereby, when the piston 12 moves to the inlet 57 a side and contacts the oil passage component member 13, the piston 12 and the oil passage component member 13 than when only the second pressure receiving surface 12 i contacts the oil passage member 13. Increases the contact area.

接触部分に同じ大きさの力が与えられる場合、前記接触部分の接触面積が大きいほど、前記接触部分の摩耗は抑制される。よって、第２受圧面１２ｉのみが油路構成部材１３に接触する場合よりも、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン１２及び油路構成部材１３の摩耗を抑制できる。   When the same force is applied to the contact portion, the wear of the contact portion is suppressed as the contact area of the contact portion increases. Therefore, the belt-type continuously variable transmission 110 can suppress wear of the piston 12 and the oil passage component member 13 as compared with the case where only the second pressure receiving surface 12 i contacts the oil passage component member 13.

油路構成部材１３は、最大外径部１３ｅの外径が、軸方向穴５７の内径と略同一に形成される。また、油路構成部材１３は、最大外径部１３ｅの外周面と軸方向穴５７の内周面との隙間にシール部材ＳＬ０４が介在される。これにより、油路構成部材１３は、軸方向穴５７に最大外径部１３ｅが隙間無く挿入される。   The oil path component 13 is formed so that the outer diameter of the maximum outer diameter portion 13 e is substantially the same as the inner diameter of the axial hole 57. Further, in the oil passage component member 13, the seal member SL <b> 04 is interposed in the gap between the outer peripheral surface of the maximum outer diameter portion 13 e and the inner peripheral surface of the axial hole 57. As a result, in the oil passage constituting member 13, the maximum outer diameter portion 13e is inserted into the axial hole 57 without any gap.

また、油路構成部材１３は、入口５７ａ側の端部がスナップリング１４ｂと接触する。スナップリング１４ｂは、軸方向穴５７の内壁面に形成された溝に嵌め込まれる。これにより、油路構成部材１３は、入口５７ａ側へ向かう軸方向の移動がスナップリング１４ｂにより規制される。   Further, the oil path component 13 is in contact with the snap ring 14b at the end on the inlet 57a side. The snap ring 14 b is fitted in a groove formed on the inner wall surface of the axial hole 57. As a result, the movement of the oil passage constituting member 13 in the axial direction toward the inlet 57a side is restricted by the snap ring 14b.

ピストン動作用油圧室１５は、例えば、第１受圧面１２ｈと、小外径部１１ｃの外周面と、段差面１１ｄと、軸方向穴５７の内周面の一部とで囲まれる空間である。本実施形態では、油路構成部材１３の大外径部１３ｃの外周面と軸方向穴５７の内周面とで囲まれる空間及びピストン１２の外周面１２ｂと軸方向穴５７の内周面とで囲まれる空間を、ピストン動作用油圧室１５に作動油を供給するためのピストン動作用第３油路ＯＬ１４として取り扱う。   The piston operating hydraulic chamber 15 is a space surrounded by, for example, the first pressure receiving surface 12h, the outer peripheral surface of the small outer diameter portion 11c, the step surface 11d, and a part of the inner peripheral surface of the axial hole 57. . In the present embodiment, the space surrounded by the outer peripheral surface of the large outer diameter portion 13 c of the oil passage component 13 and the inner peripheral surface of the axial hole 57, and the outer peripheral surface 12 b of the piston 12 and the inner peripheral surface of the axial hole 57 The space surrounded by is handled as a piston operating third oil passage OL14 for supplying hydraulic oil to the piston operating hydraulic chamber 15.

但し、油路構成部材１３の大外径部１３ｃの外周面と軸方向穴５７の内周面とで囲まれる空間及びピストン１２の外周面１２ｂと軸方向穴５７の内周面とで囲まれる空間をピストン動作用油圧室１５として取り扱ってもよい。ピストン動作用油圧室１５は、第１受圧面１２ｈに弁体１６から離れる方向にピストン１２を押す力を与えられる構成であればよい。   However, the space surrounded by the outer peripheral surface of the large outer diameter portion 13 c of the oil passage component 13 and the inner peripheral surface of the axial hole 57 and the outer peripheral surface 12 b of the piston 12 and the inner peripheral surface of the axial hole 57 are surrounded. The space may be handled as the piston operating hydraulic chamber 15. The piston operating hydraulic chamber 15 only needs to be configured to apply a force to push the piston 12 in the direction away from the valve body 16 to the first pressure receiving surface 12h.

ここで、作動油閉じ込み装置１０は、ピストン１２が最も底部５７ｂ側に位置する場合であっても、必ずピストン１２の第１受圧面１２ｈが段差面１１ｄに接触しないように構成される。つまり、作動油閉じ込み装置１０は、段差面１１ｄと第１受圧面１２ｈとの間には常に隙間が存在する。   Here, the hydraulic oil confining device 10 is configured such that the first pressure receiving surface 12h of the piston 12 does not necessarily contact the step surface 11d even when the piston 12 is located closest to the bottom 57b. That is, the hydraulic oil confining device 10 always has a gap between the step surface 11d and the first pressure receiving surface 12h.

なお、本実施形態では、作動油閉じ込み装置１０は、段差面１１ｄと第１受圧面１２ｈとの間に補助スプリング１７ａが配置される。補助スプリング１７ａは、弁体１６から離れる方向にピストン１２を押す。   In the present embodiment, in the hydraulic oil confinement device 10, the auxiliary spring 17a is disposed between the step surface 11d and the first pressure receiving surface 12h. The auxiliary spring 17 a pushes the piston 12 in a direction away from the valve body 16.

補助スプリング１７ａは、ピストン１２を弁体１６から離れる方向へ押す手段であるピストン動作用油圧室１５の補助として機能する。なお、補助閉弁力発生手段は、補助スプリング１７ａに限定されない。補助閉弁力発生手段は、例えば弾性部材であり、板バネや、ゴム等でもよい。   The auxiliary spring 17 a functions as an auxiliary to the piston operating hydraulic chamber 15 that is a means for pushing the piston 12 away from the valve body 16. The auxiliary valve closing force generating means is not limited to the auxiliary spring 17a. The auxiliary valve closing force generating means is, for example, an elastic member, and may be a leaf spring, rubber, or the like.

よって、弁体１６から離れる方向へピストン１２を移動させるために十分な力をピストン動作用油圧室１５が発生できる場合、作動油閉じ込み装置１０は補助スプリング１７ａを備えなくてもよい。この場合、作動油閉じ込み装置１０は、部品点数が低減される。   Therefore, when the piston operation hydraulic chamber 15 can generate sufficient force to move the piston 12 in the direction away from the valve body 16, the hydraulic oil confinement device 10 does not need to include the auxiliary spring 17a. In this case, the hydraulic oil confining device 10 has a reduced number of parts.

シリンダ１１は、ピストン１２の先端部分１２ｊが配置される位置よりも底部５７ｂ側に、弁孔１１ｆと台座面１１ｇとが形成される。弁孔１１ｆは、設けられる位置の上流側と下流側とを連通する孔である。メイン作動油は、弁孔１１ｆを介して流れる。弁孔１１ｆの直径は、球体である弁体１６の直径よりも小さい。台座面１１ｇは、弁孔１１ｆに近づくほど回転軸ＲＬとの距離が小さくなる斜面である。   In the cylinder 11, a valve hole 11f and a pedestal surface 11g are formed on the bottom 57b side of the position where the tip portion 12j of the piston 12 is disposed. The valve hole 11f is a hole that communicates the upstream side and the downstream side of the provided position. The main hydraulic oil flows through the valve hole 11f. The diameter of the valve hole 11f is smaller than the diameter of the valve body 16 which is a sphere. The pedestal surface 11g is a slope whose distance from the rotation axis RL becomes smaller as it approaches the valve hole 11f.

弁体１６は、弁孔１１ｆに入口５７ａ側へ向かって押し付けられることにより、弁孔１１ｆを塞ぐ。これにより、弁体１６が弁孔１１ｆに押し付けられている間、弁孔１１ｆよりも底部５７ｂ側の作動油は、弁孔１１ｆよりも入口５７ａ側へは流動できない。   The valve body 16 closes the valve hole 11f by being pressed toward the valve hole 11f toward the inlet 57a. Thereby, while the valve body 16 is pressed against the valve hole 11f, the hydraulic oil on the bottom 57b side of the valve hole 11f cannot flow to the inlet 57a side of the valve hole 11f.

スプリング１７は、一方の端部が弁体１６に固定され、他方の端部が静止部材に固定される。ここでは、スプリング１７は、シリンダ１１に固定された構造部材に他方の端部が固定される。スプリング１７は、弁体１６を弁孔１１ｆに入口５７ａ側へ向かって最小限の力で押し付ける。   One end of the spring 17 is fixed to the valve body 16 and the other end is fixed to the stationary member. Here, the other end of the spring 17 is fixed to the structural member fixed to the cylinder 11. The spring 17 presses the valve body 16 against the valve hole 11f toward the inlet 57a side with a minimum force.

ここで、スプリング１７が弁体１６を弁孔１１ｆに押し付ける「最小限の力」を説明する。弁体１６は、弁孔１１ｆよりも底部５７ｂ側の作動油によって、自然と弁孔１１ｆに押し付けられる。しかしながら、例えば、弁孔１１ｆよりも入口５７ａ側の作動油の圧力と、弁孔１１ｆよりも底部５７ｂ側の作動油の圧力とが一致する場合、弁体１６は弁孔１１ｆに押し付けられない。   Here, the “minimum force” by which the spring 17 presses the valve body 16 against the valve hole 11f will be described. The valve body 16 is naturally pressed against the valve hole 11f by the hydraulic oil closer to the bottom 57b than the valve hole 11f. However, for example, when the pressure of the hydraulic oil on the inlet 57a side from the valve hole 11f matches the pressure of the hydraulic oil on the bottom 57b side from the valve hole 11f, the valve body 16 is not pressed against the valve hole 11f.

これにより、弁体１６は、例えば、自重により弁孔１１ｆから離れるおそれがある。また、弁体１６は、振動や、メイン作動油の揺らぎ等のわずかな外力によって、弁孔１１ｆから離れるおそれがある。スプリング１７は、弁体１６を弁孔１１ｆに最小限の力で押し付けて、弁体１６を弁孔１１ｆの近傍に留める。   Thereby, there exists a possibility that the valve body 16 may leave | separate from the valve hole 11f by dead weight, for example. Further, the valve body 16 may be separated from the valve hole 11f by a slight external force such as vibration or fluctuation of the main hydraulic oil. The spring 17 presses the valve body 16 against the valve hole 11f with a minimum force, and keeps the valve body 16 in the vicinity of the valve hole 11f.

よって、前記最小限の力とは、弁孔１１ｆよりも入口５７ａ側の作動油の圧力と、弁孔１１ｆよりも底部５７ｂ側の作動油の圧力とが一致する場合でも、弁体１６を弁孔１１ｆ近傍に留めることができる力である。次に、作動油閉じ込み装置１０が備える油路を説明する。   Therefore, the minimum force means that the valve body 16 is not valved even when the pressure of the hydraulic oil on the inlet 57a side from the valve hole 11f and the pressure of the hydraulic oil on the bottom 57b side from the valve hole 11f match. This is a force that can be retained in the vicinity of the hole 11f. Next, an oil path provided in the hydraulic oil confinement device 10 will be described.

作動油閉じ込み装置１０は、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１と、ピストン動作用第１油路ＯＬ１２と、ピストン動作用第２油路ＯＬ１３と、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４とを備える。   The hydraulic oil confining device 10 includes a main oil passage OL11 in the hydraulic oil confining device, a first oil passage OL12 for piston operation, a second oil passage OL13 for piston operation, and a third oil passage OL14 for piston operation. Prepare.

作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１は、貫通孔１３ａと、貫通孔１２ａと、貫通孔１１ａを含んで構成される。作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１内は、図２に示すプライマリプーリ油圧室５４に供給されるメイン作動油が流れる。   The main oil passage OL11 in the hydraulic oil confinement device is configured to include a through hole 13a, a through hole 12a, and a through hole 11a. The main hydraulic oil supplied to the primary pulley hydraulic chamber 54 shown in FIG. 2 flows in the main oil passage OL11 in the hydraulic oil confinement device.

一方、ピストン動作用第１油路ＯＬ１２内、ピストン動作用第２油路ＯＬ１３内、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４内は、ピストン１２を弁体１６側へ押すためのピストン動作用作動油が流れる。ピストン動作用第１油路ＯＬ１２は、回転軸ＲＬに沿って油路構成部材１３に形成される。   On the other hand, in the first oil passage OL12 for piston operation, the second oil passage OL13 for piston operation, and the third oil passage OL14 for piston operation, hydraulic fluid for piston operation for pushing the piston 12 toward the valve body 16 is provided. Flowing. The first oil passage OL12 for piston operation is formed in the oil passage constituting member 13 along the rotation axis RL.

ピストン動作用第２油路ＯＬ１３は、径方向に沿って油路構成部材１３に形成される。ピストン動作用第２油路ＯＬ１３は、一方の開口端がピストン動作用第１油路ＯＬ１２に連通し、他方の開口端がピストン動作用第３油路ＯＬ１４に連通する。   The second oil passage OL13 for piston operation is formed in the oil passage constituent member 13 along the radial direction. One open end of the second piston operation oil passage OL13 communicates with the first piston operation oil passage OL12, and the other open end communicates with the third piston operation oil passage OL14.

ピストン動作用第３油路ＯＬ１４は、油路構成部材１３の大外径部１３ｃの外周面と軸方向穴５７の内周面との間に形成される空間と、ピストン１２の外周面１２ｂと軸方向穴５７の内周面との間に形成される空間とを含んで構成される空間である。ピストン動作用第３油路ＯＬ１４は、ピストン動作用油圧室１５と連通する。上述したように、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４を、ピストン動作用油圧室１５の一部として取り扱ってもよい。   The third oil passage OL14 for piston operation includes a space formed between the outer peripheral surface of the large outer diameter portion 13c of the oil passage constituting member 13 and the inner peripheral surface of the axial hole 57, and the outer peripheral surface 12b of the piston 12. It is a space including a space formed between the inner peripheral surface of the axial hole 57. The piston operating third oil passage OL14 communicates with the piston operating hydraulic chamber 15. As described above, the piston operating third oil passage OL14 may be handled as a part of the piston operating hydraulic chamber 15.

ピストン動作用作動油は、ピストン動作用第１油路ＯＬ１２と、ピストン動作用第２油路ＯＬ１３と、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４とを介してピストン動作用油圧室１５に供給される。   The piston operation hydraulic oil is supplied to the piston operation hydraulic chamber 15 via the piston operation first oil passage OL12, the piston operation second oil passage OL13, and the piston operation third oil passage OL14.

次に、ピストン動作用作動油の供給元を説明する。ピストン動作用作動油の供給元は、例えば、信号用作動油である。信号用作動油とは、ベルト式無段変速機１１０が備えるスプール弁や、電磁弁に入力される「信号油圧」を発生させる作動油である。   Next, the supply source of the piston operation hydraulic oil will be described. The supply source of the piston operating hydraulic fluid is, for example, signal hydraulic fluid. The hydraulic fluid for signal is hydraulic fluid that generates “signal hydraulic pressure” that is input to the spool valve and electromagnetic valve of the belt type continuously variable transmission 110.

前記スプール弁は、例えば、入力される複数の前記信号油圧の大きさのバランスに基づいて、油路を切り替える。また、前記電磁弁はオンオフ制御されることで、前記信号用作動油を塞き止めたり流したりする。これにより、前記電磁弁はパルス信号を発生させる。   The spool valve switches the oil passage based on, for example, a balance between the magnitudes of the plurality of input signal oil pressures. The solenoid valve is controlled to be turned on / off, thereby blocking or flowing the signal hydraulic fluid. Thereby, the electromagnetic valve generates a pulse signal.

信号用作動油は、図３に示すシャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２を流れる。シャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２は、一方の端部が調圧弁ＯＲ０１と流量調節弁ＯＦとの間のシャフト外メイン作動油用油路ＯＬ２１と連通する。また、シャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２は、他方の端部が、作動油閉じ込み装置１０のピストン動作用第１油路ＯＬ１２に連通する。信号用作動油は、前記一方の端部から前記他方の端部に向かって流れる。   The hydraulic fluid for signal flows through the oil passage OL22 for signal hydraulic pressure outside the shaft shown in FIG. One end of the outside-shaft signal hydraulic oil passage OL22 communicates with the outside-shaft main hydraulic oil passage OL21 between the pressure regulating valve OR01 and the flow rate adjusting valve OF. The other end of the outside-shaft signal oil pressure oil passage OL22 communicates with the piston operation first oil passage OL12 of the hydraulic oil confining device 10. The hydraulic fluid for signal flows from the one end toward the other end.

シャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２上には、上流側から順に、減圧弁ＯＲ０２、オンオフ切り替え弁ＯＶが設けられる。減圧弁ＯＲ０２は、調圧弁ＯＲ０１によって圧力が調整されたメイン作動油が供給される。減圧弁ＯＲ０２は、前記メイン作動油の圧力を信号油圧まで下げる。これにより、前記メイン作動油は、信号用作動油となる。なお、信号油圧とは、例えば、０．５ＭＰａ程度である。   A pressure reducing valve OR02 and an on / off switching valve OV are provided in order from the upstream side on the outside-shaft signal oil pressure oil passage OL22. The pressure reducing valve OR02 is supplied with the main hydraulic oil whose pressure is adjusted by the pressure regulating valve OR01. The pressure reducing valve OR02 reduces the pressure of the main hydraulic oil to a signal oil pressure. As a result, the main hydraulic oil becomes signal hydraulic oil. The signal oil pressure is, for example, about 0.5 MPa.

減圧弁ＯＲ０２から送り出された作動油は、シャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２を介してオンオフ切り替え弁ＯＶに供給される。オンオフ切り替え弁ＯＶは、作動油閉じ込み装置１０を制御する作動油閉じ込み制御装置１０Ｅと例えば電気的に接続されて、作動油閉じ込み制御装置１０Ｅにより開弁及び閉弁が制御される。なお、作動油閉じ込み制御装置１０Ｅは、例えば、図１に示す車両１００を制御する車両制御装置にプログラムとして組み込まれて、オンオフ切り替え弁ＯＶを制御する。   The hydraulic fluid sent out from the pressure reducing valve OR02 is supplied to the on / off switching valve OV through the outside-shaft signal oil pressure oil passage OL22. The on / off switching valve OV is electrically connected to, for example, a hydraulic oil confinement control device 10E that controls the hydraulic oil confinement device 10, and the hydraulic oil confinement control device 10E controls opening and closing. Note that the hydraulic oil confinement control device 10E is incorporated as a program in the vehicle control device that controls the vehicle 100 shown in FIG. 1, for example, and controls the on / off switching valve OV.

オンオフ切り替え弁ＯＶが開弁すると、信号用作動油がオンオフ切り替え弁ＯＶより下流側のシャフト外信号油圧用油路ＯＬ２２、図４に示すピストン動作用第１油路ＯＬ１２、ピストン動作用第２油路ＯＬ１３、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４を介して、ピストン動作用油圧室１５に供給される。   When the on / off switching valve OV is opened, the signal hydraulic oil is downstream of the on / off switching valve OV, the off-shaft signal oil pressure oil passage OL22, the first piston operation oil passage OL12 shown in FIG. 4, and the second oil for piston operation. The oil is supplied to the piston operating hydraulic chamber 15 via the passage OL13 and the third piston operating oil passage OL14.

図６は、ピストンが底部側へ移動した後の作動油閉じ込み装置を示す断面図である。ここで、作動油閉じ込み装置１０は、常時開のいわゆるノーマルオープン型の逆止弁装置である。ノーマルオープン型とは、ピストン動作用油圧室１５内のピストン動作用作動油の圧力が０の状態を常時とした場合、常時開弁するものをいう。一方、ノーマルクローズ型とは、常時閉弁するものをいう。   FIG. 6 is a cross-sectional view showing the hydraulic oil confining device after the piston has moved to the bottom side. Here, the hydraulic oil confining device 10 is a normally open type check valve device that is normally open. The normal open type means that the valve is always opened when the pressure of the piston operating hydraulic fluid in the piston operating hydraulic chamber 15 is always zero. On the other hand, the normally closed type means one that is always closed.

ピストン動作用油圧室１５にピストン動作用作動油が供給され、ピストン動作用油圧室１５内のピストン動作用作動油の圧力が所定の圧力に達すると、ピストン１２は、図６に示すように、第２受圧面１２ｉが段差部１３ｄと干渉し、支持部１２ｅが端部１３ｆと干渉するまで入口５７ａ側へ移動する。   When the piston operating hydraulic fluid is supplied to the piston operating hydraulic chamber 15 and the pressure of the piston operating hydraulic fluid in the piston operating hydraulic chamber 15 reaches a predetermined pressure, the piston 12 is as shown in FIG. The second pressure-receiving surface 12i interferes with the step portion 13d, and moves to the inlet 57a side until the support portion 12e interferes with the end portion 13f.

すると、ピストン１２の弁体１６側の端部である先端部分１２ｊが図４に示すように弁体１６を底部５７ｂ側へ押していた状態から、図６に示すように弁体１６が弁孔１１ｆを塞ぐ状態になる。これにより、図４に示す弁孔１１ｆと弁体１６との間の隙間が図６に示すようになくなる。   Then, from the state in which the distal end portion 12j, which is the end of the piston 12 on the valve body 16 side, pushes the valve body 16 toward the bottom 57b as shown in FIG. 4, the valve body 16 moves to the valve hole 11f as shown in FIG. It will be in a state to block. As a result, the gap between the valve hole 11f and the valve body 16 shown in FIG. 4 is eliminated as shown in FIG.

よって、弁孔１１ｆよりもプライマリプーリ油圧室５４側のメイン作動油は、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１側へ弁孔１１ｆを介して流動できなくなる。このようにして、作動油閉じ込み装置１０は、プライマリプーリ油圧室５４を閉じ込める。   Therefore, the main hydraulic oil closer to the primary pulley hydraulic chamber 54 than the valve hole 11f cannot flow to the main oil passage OL11 side in the hydraulic oil confining device via the valve hole 11f. In this way, the hydraulic oil confinement device 10 confines the primary pulley hydraulic chamber 54.

また、プライマリプーリ油圧室５４が閉じ込み状態から、オンオフ切り替え弁ＯＶが閉弁すると、ピストン動作用油圧室１５への信号用作動油の供給が止まる。これにより、ピストン１２が底部５７ｂ側へ移動し、プライマリプーリ油圧室５４が開放状態となる。次に、ピストン１２を軸方向に移動させるために必要な構成を説明する。   When the primary pulley hydraulic chamber 54 is closed and the on / off switching valve OV is closed, the supply of the signal hydraulic fluid to the piston operating hydraulic chamber 15 is stopped. As a result, the piston 12 moves to the bottom 57b side, and the primary pulley hydraulic chamber 54 is opened. Next, a configuration necessary for moving the piston 12 in the axial direction will be described.

ピストン１２は、図４及び図６に示すように、ピストン１２に働く力であってピストン１２を入口５７ａ側へ押す方向の閉弁力Ｆ０１と、ピストン１２に働く力であってピストン１２を底部５７ｂ側へ押す方向の開弁力Ｆ０２との大きさの関係によって、その移動方向が決定する。   As shown in FIGS. 4 and 6, the piston 12 has a valve closing force F01 acting on the piston 12 and pushing the piston 12 toward the inlet 57a, and a force acting on the piston 12 that pushes the piston 12 to the bottom. The moving direction is determined according to the magnitude relationship with the valve opening force F02 in the direction of pushing to the 57b side.

具体的には、開弁力Ｆ０２が閉弁力Ｆ０１よりも大きい場合、ピストン１２は底部５７ｂ側へ移動する。また、開弁力Ｆ０２が閉弁力Ｆ０１よりも小さい場合、ピストン１２は入口５７ａ側へ移動する。また、開弁力Ｆ０２が閉弁力Ｆ０１と等しい場合、ピストン１２は、現在の位置から移動しない。   Specifically, when the valve opening force F02 is larger than the valve closing force F01, the piston 12 moves to the bottom 57b side. When the valve opening force F02 is smaller than the valve closing force F01, the piston 12 moves to the inlet 57a side. When the valve opening force F02 is equal to the valve closing force F01, the piston 12 does not move from the current position.

まず、ピストン１２に働く閉弁力Ｆ０１の大きさを説明する。ピストン１２の第１受圧面１２ｈの面積を第１受圧面積Ｓ０１ａとする。第１受圧面１２ｈには、ピストン動作用油圧室１５内のピストン動作用作動油の圧力が入口５７ａ側に向かって働く。   First, the magnitude of the valve closing force F01 acting on the piston 12 will be described. The area of the first pressure receiving surface 12h of the piston 12 is defined as a first pressure receiving area S01a. On the first pressure receiving surface 12h, the pressure of the hydraulic fluid for piston operation in the hydraulic chamber for piston operation 15 works toward the inlet 57a side.

ピストン１２の第２受圧面１２ｉの面積を第２受圧面積Ｓ０１ｂとする。第２受圧面１２ｉには、ピストン動作用第３油路ＯＬ１４内のピストン動作用作動油の圧力が底部５７ｂ側に向かって働く。   The area of the second pressure receiving surface 12i of the piston 12 is defined as a second pressure receiving area S01b. On the second pressure receiving surface 12i, the pressure of the working fluid for piston operation in the third oil passage OL14 for piston operation acts toward the bottom 57b side.

ピストン動作用作動油の圧力を圧力Ｐｓとする。補助スプリング１７ａが、ピストン１２を入口５７ａ側へ押す力を補助バネ力Ｆｓｐ０１とする。   Let the pressure of the hydraulic fluid for piston operation be pressure Ps. A force by which the auxiliary spring 17a pushes the piston 12 toward the inlet 57a is referred to as an auxiliary spring force Fsp01.

Ｆ０１＝Ｐｓ・Ｓ０１ａ＋Ｆｓｐ０１−Ｐｓ・Ｓ０１ｂ ・・・（１）   F01 = Ps · S01a + Fsp01−Ps · S01b (1)

閉弁力Ｆ０１は、上記式（１）により算出される。式（１）を整理すると、下記式（２）となる。   The valve closing force F01 is calculated by the above equation (1). When formula (1) is rearranged, the following formula (2) is obtained.

Ｆ０１＝Ｐｓ（Ｓ０１ａ−Ｓ０１ｂ）＋Ｆｓｐ０１ ・・・（２）   F01 = Ps (S01a-S01b) + Fsp01 (2)

このように、閉弁力Ｆ０１は、第１受圧面積Ｓ０１ａから第２受圧面積Ｓ０１ｂを減算した面積差に、ピストン動作用作動油の圧力Ｐｓを乗算し、その値に補助バネ力Ｆｓｐ０１を加算した値となる。   As described above, the valve closing force F01 is obtained by multiplying the area difference obtained by subtracting the second pressure receiving area S01b from the first pressure receiving area S01a by the pressure Ps of the hydraulic fluid for piston operation, and adding the auxiliary spring force Fsp01 to the value. Value.

図７は、第１受圧面及び第２受圧面を回転軸方向に投影した投影図である。図７に示すように、第１受圧面１２ｈ及び第２受圧面１２ｉを回転軸方向に投影した際に、第１受圧面１２ｈと第２受圧面１２ｉとが重ならない部分が、式（２）での（Ｓ０１ａ−Ｓ０１ｂ）、つまり前記面積差となる。   FIG. 7 is a projection view in which the first pressure receiving surface and the second pressure receiving surface are projected in the rotation axis direction. As shown in FIG. 7, when the first pressure receiving surface 12h and the second pressure receiving surface 12i are projected in the rotation axis direction, the portion where the first pressure receiving surface 12h and the second pressure receiving surface 12i do not overlap is expressed by the equation (2). (S01a-S01b), that is, the area difference.

ここで、閉弁力Ｆ０１が負の値となる場合、ピストン１２は、底部５７ｂ側へ移動するおそれがある。ピストン１２は、第１受圧面積Ｓ０１ａが第２受圧面積Ｓ０１ｂよりも大きくなるように、第１受圧面１２ｈ及び第２受圧面１２ｉが形成される。   Here, when the valve closing force F01 is a negative value, the piston 12 may move toward the bottom 57b. The piston 12 has a first pressure receiving surface 12h and a second pressure receiving surface 12i so that the first pressure receiving area S01a is larger than the second pressure receiving area S01b.

具体的には、ピストン１２は、図４に示すように、シリンダ対向部１２ｃの肉厚が、油路構成部材対向部１２ｄの肉厚よりも大きく形成される。なお、肉厚とは、径方向の部材の寸法をいう。これにより、ピストン１２は、閉弁力Ｆ０１が常に正の値となる。   Specifically, as shown in FIG. 4, the piston 12 is formed such that the thickness of the cylinder facing portion 12 c is larger than the thickness of the oil path constituting member facing portion 12 d. In addition, thickness means the dimension of the member of radial direction. Thereby, the piston 12 always has a positive valve closing force F01.

ここで、閉弁力Ｆ０１の大きさが、開弁力Ｆ０２に対して小さすぎる場合、ベルト式無段変速機１１０は、前記面積差（Ｓ０１ａ−Ｓ０１ｂ）がより大きくなるように設計されるとよい。これにより、圧力Ｐｓの大きさが一定であっても、ベルト式無段変速機１１０は、閉弁力Ｆ０１をより大きく確保できる。   Here, when the magnitude of the valve closing force F01 is too small with respect to the valve opening force F02, the belt-type continuously variable transmission 110 is designed so that the area difference (S01a-S01b) becomes larger. Good. Thereby, even if the magnitude | size of the pressure Ps is constant, the belt-type continuously variable transmission 110 can ensure the valve closing force F01 more largely.

次に、ピストン１２に働く開弁力Ｆ０２の大きさを説明する。図４及び図５に示すように、ピストン１２の支持部１２ｅの端面のうち、油路構成部材対向部１２ｄ側の端面である第３受圧面１２ｎの面積を第３受圧面積Ｓ０２ａとする。第３受圧面１２ｎには、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１内のメイン作動油の圧力が底部５７ｂ側に向かって働く。   Next, the magnitude of the valve opening force F02 acting on the piston 12 will be described. As shown in FIGS. 4 and 5, the area of the third pressure receiving surface 12n which is the end surface on the oil path constituting member facing portion 12d side of the end surface of the support portion 12e of the piston 12 is defined as a third pressure receiving area S02a. On the third pressure receiving surface 12n, the pressure of the main hydraulic oil in the main oil passage OL11 in the hydraulic oil confining device acts toward the bottom 57b side.

ピストン１２の支持部１２ｅの端面のうち、シリンダ対向部１２ｃ側の端面である第４受圧面１２ｏの面積を第４受圧面積Ｓ０２ｂとする。第４受圧面１２ｏには、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１内のメイン作動油の圧力が入口５７ａ側に向かって働く。   Of the end surface of the support portion 12e of the piston 12, the area of the fourth pressure receiving surface 12o that is the end surface on the cylinder facing portion 12c side is defined as a fourth pressure receiving area S02b. On the fourth pressure receiving surface 12o, the pressure of the main hydraulic oil in the main oil passage OL11 in the hydraulic oil confining device acts toward the inlet 57a side.

メイン作動油の圧力を圧力Ｐｉｎとする。スプリング１７が、弁体１６を入口５７ａ側へ押す力をバネ力Ｆｓｐ０２とする。なお、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１内のメイン作動油の圧力と、シャフト内軸方油路ＯＬ０１内のメイン作動油の圧力とは略同一である。例えば、弁体１６を挟んでメイン作動油の圧力に差が生じると、作動油閉じ込み装置１０が開弁した時に、この圧力の差によってベルト式無段変速機１１０はショックが生じるおそれがある。   Let the pressure of the main hydraulic oil be pressure Pin. The force by which the spring 17 pushes the valve body 16 toward the inlet 57a is defined as a spring force Fsp02. Note that the pressure of the main hydraulic oil in the main oil passage OL11 in the hydraulic oil confinement device is substantially the same as the pressure of the main hydraulic oil in the axial oil passage OL01 in the shaft. For example, if a difference occurs in the pressure of the main hydraulic oil across the valve body 16, the belt-type continuously variable transmission 110 may be shocked by the difference in pressure when the hydraulic oil closing device 10 is opened. .

調圧弁ＯＲ０１は、前記ショックを抑制するため、弁体１６よりも入口５７ａ側のメイン作動油の圧力をプライマリプーリ油圧室５４内のメイン作動油の圧力と略同一になるように調節する。よって、弁体１６は、ピストン１２及びスプリング１７から受ける力以外、基本的には外部から力が作用することはない。   In order to suppress the shock, the pressure regulating valve OR01 adjusts the pressure of the main hydraulic oil closer to the inlet 57a than the valve body 16 to be substantially the same as the pressure of the main hydraulic oil in the primary pulley hydraulic chamber 54. Therefore, the valve body 16 basically does not receive any force from the outside other than the force received from the piston 12 and the spring 17.

Ｆ０２＝Ｐｉｎ・Ｓ０２ａ−Ｆｓｐ０２−Ｐｉｎ・Ｓ０２ｂ ・・・（３）   F02 = Pin · S02a−Fsp02−Pin · S02b (3)

開弁力Ｆ０２は、上記式（３）により算出される。式（３）を整理すると、下記式（４）となる。   The valve opening force F02 is calculated by the above equation (3). When formula (3) is rearranged, the following formula (4) is obtained.

Ｆ０２＝Ｐｉｎ（Ｓ０２ａ−Ｓ０２ｂ）−Ｆｓｐ０２ ・・・（４）   F02 = Pin (S02a-S02b) -Fsp02 (4)

このように、開弁力Ｆ０２は、第３受圧面積Ｓ０２ａから第４受圧面積Ｓ０２ｂを減算した面積差に、メイン作動油の圧力Ｐｉｎを乗算し、その値からバネ力Ｆｓｐ０２を減算した値となる。   Thus, the valve opening force F02 is a value obtained by multiplying the area difference obtained by subtracting the fourth pressure receiving area S02b from the third pressure receiving area S02a by the pressure Pin of the main hydraulic oil and subtracting the spring force Fsp02 from the value. .

図８は、第３受圧面及び第４受圧面を回転軸方向に投影した投影図である。図８に示すように、第３受圧面１２ｎ及び第４受圧面１２ｏを回転軸方向に投影した際に、第３受圧面１２ｎと第４受圧面１２ｏとが重ならない部分が、式（４）での前記面積差（Ｓ０２ａ−Ｓ０２ｂ）となる。   FIG. 8 is a projection view in which the third pressure receiving surface and the fourth pressure receiving surface are projected in the rotation axis direction. As shown in FIG. 8, when the third pressure receiving surface 12n and the fourth pressure receiving surface 12o are projected in the rotation axis direction, the portion where the third pressure receiving surface 12n and the fourth pressure receiving surface 12o do not overlap is expressed by the equation (4). The area difference at (S02a-S02b).

ここで、開弁力Ｆ０２が負の値となる場合、ピストン１２は、入口５７ａ側へ移動するおそれがある。ピストン１２は、第３受圧面積Ｓ０２ａが第４受圧面積Ｓ０２ｂよりも大きくなるように、第３受圧面１２ｎ及び第４受圧面１２ｏが形成される。これにより、ピストン１２は、開弁力Ｆ０２が常に正の値となる。   Here, when the valve opening force F02 has a negative value, the piston 12 may move toward the inlet 57a. The piston 12 has a third pressure receiving surface 12n and a fourth pressure receiving surface 12o so that the third pressure receiving area S02a is larger than the fourth pressure receiving area S02b. As a result, the piston 12 always has a positive valve opening force F02.

このように、上記式（２）で求められる閉弁力Ｆ０１が、式（４）で求められる開弁力Ｆ０２よりも大きくなった際に、作動油閉じ込み装置１０は閉弁する。すなわち、作動油閉じ込み装置１０は、ピストン動作用作動油がピストン動作用油圧室１５に供給されない場合、常に開弁し、下記式（５）を満たす場合のみに閉弁する。   Thus, when the valve closing force F01 calculated | required by said Formula (2) becomes larger than the valve opening force F02 calculated | required by Formula (4), the hydraulic fluid confinement apparatus 10 closes. That is, the hydraulic oil closing device 10 is always opened when the hydraulic fluid for piston operation is not supplied to the hydraulic chamber 15 for piston operation, and is closed only when the following equation (5) is satisfied.

Ｐｓ（Ｓ０１ａ−Ｓ０１ｂ）＋Ｆｓｐ０１＞Ｐｉｎ（Ｓ０２ａ−Ｓ０２ｂ）−Ｆｓｐ０２ ・・・（５）   Ps (S01a-S01b) + Fsp01> Pin (S02a-S02b) -Fsp02 (5)

ここで、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン動作用作動油の圧力が働く面であって軸方向の力が働く面のうち、入口５７ａ側に向かう力が働く面の面積を、底部５７ｂ側に向かう力が働く面の面積よりも大きくなるようにピストン１２が形成される点に特徴がある。これにより、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン動作用作動油の圧力により、ピストン１２が入口５７ａ側へ移動する力がピストン１２に働く。   Here, the belt-type continuously variable transmission 110 has an area of a surface on which a force acting toward the inlet 57a is exerted, among surfaces on which the pressure of the working fluid for piston operation acts and an axial force acts on the bottom 57b. It is characterized in that the piston 12 is formed so as to be larger than the area of the surface where the force directed to the side acts. As a result, in the belt-type continuously variable transmission 110, a force that moves the piston 12 toward the inlet 57a acts on the piston 12 due to the pressure of the hydraulic fluid for piston operation.

また、ベルト式無段変速機１１０は、メイン作動油の圧力が働く面であって軸方向の力が働く面のうち、底部５７ｂ側に向かう力が働く面の面積を、入口５７ａ側に向かう力が働く面の面積よりも大きくなるようにピストン１２が形成される点に特徴がある。これにより、ベルト式無段変速機１１０は、メイン作動油の圧力により、ピストン１２が底部５７ｂ側へ移動する力がピストン１２に働く。   In the belt type continuously variable transmission 110, the area of the surface on which the pressure of the main hydraulic oil works and the force acting in the axial direction acts on the bottom 57b side is directed toward the inlet 57a side. It is characterized in that the piston 12 is formed so as to be larger than the area of the surface where the force acts. Thereby, in the belt-type continuously variable transmission 110, the force that moves the piston 12 toward the bottom 57b acts on the piston 12 due to the pressure of the main hydraulic oil.

ここで、従来の作動油閉じ込み装置は、ノーマルクローズ型の逆止弁装置である。よって、従来のベルト式無段変速機では、作動油閉じ込み装置の開弁を維持する間、ピストン動作用作動油の圧力を所定の圧力以上に維持する必要がある。そして、ピストン動作用作動油の圧力を所定の圧力以上に維持するためには、ベルト式無段変速機は、オイルポンプがピストン動作用作動油を加圧する必要がある。   Here, the conventional hydraulic oil confinement device is a normal close type check valve device. Therefore, in the conventional belt type continuously variable transmission, it is necessary to maintain the pressure of the hydraulic fluid for piston operation at a predetermined pressure or higher while maintaining the valve opening of the hydraulic oil confining device. In order to maintain the pressure of the piston operation hydraulic oil at or above a predetermined pressure, the belt-type continuously variable transmission requires the oil pump to pressurize the piston operation hydraulic oil.

通常、オイルポンプは、内燃機関１２０のクランクシャフト１２１から作動油を加圧するために必要な動力を得ている。よって、オイルポンプが消費する動力が増加すると、クランクシャフト１２１の有するエネルギーが消費される。このエネルギーの消費を補うために、内燃機関１２０は、燃料の噴射量が増加する。このように、従来のベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み装置を開弁する間、オイルポンプが消費する動力が増加して、内燃機関１２０の燃料の消費量が増加する。   Usually, the oil pump obtains power necessary for pressurizing the hydraulic oil from the crankshaft 121 of the internal combustion engine 120. Therefore, when the power consumed by the oil pump increases, the energy that the crankshaft 121 has is consumed. In order to compensate for this energy consumption, the internal combustion engine 120 increases the fuel injection amount. Thus, in the conventional belt-type continuously variable transmission, the power consumed by the oil pump increases while the hydraulic oil confining device is opened, and the amount of fuel consumed by the internal combustion engine 120 increases.

ここで、作動油閉じ込み装置が閉弁中は、プライマリプーリ油圧室５４からメイン作動油は排出されず、ベルト式無段変速機は強制的に変速比が一定に維持される。よって、作動油閉じ込み装置が閉弁する際は、車両１００が略一定速度での走行である定常走行中である。   Here, while the hydraulic oil confining device is closed, the main hydraulic oil is not discharged from the primary pulley hydraulic chamber 54, and the speed ratio of the belt-type continuously variable transmission is forcibly maintained constant. Therefore, when the hydraulic oil confining device is closed, the vehicle 100 is in steady running, which is running at a substantially constant speed.

定常走行の時間が長くなるほど、作動油閉じ込み装置は、閉弁時間が長くなる。しかしながら、車両１００は、一般的に、定常走行する時間よりも、ベルト式無段変速機に変速が要求される走行時間の方が長い。よって、作動油閉じ込み装置の開弁時間と閉弁時間とでは、一般的に、開弁時間の方が長い。   The longer the steady running time, the longer the valve closing time of the hydraulic oil confinement device. However, vehicle 100 generally has a longer travel time for which the belt-type continuously variable transmission is required to shift than a steady travel time. Therefore, in general, the valve opening time is longer between the valve opening time and the valve closing time of the hydraulic oil confinement device.

上述のように、ノーマルクローズ型の作動油閉じ込み装置は、開弁時間が長くなるほど、開弁を維持するためにオイルポンプが消費する動力が増加して内燃機関１２０の燃料の消費量が増加する。よって、従来のベルト式無段変速機は、ノーマルクローズ型の作動油閉じ込み装置を備えることで、内燃機関１２０の燃料の消費量が増加するおそれがあった。   As described above, in the normally closed type hydraulic oil confinement device, as the valve opening time becomes longer, the power consumed by the oil pump to maintain the valve opening increases and the fuel consumption of the internal combustion engine 120 increases. To do. Therefore, the conventional belt-type continuously variable transmission includes a normally closed type hydraulic oil confinement device, which may increase the amount of fuel consumed by the internal combustion engine 120.

しかしながら、本実施形態の作動油閉じ込み装置１０は、ノーマルオープン型である。よって、ベルト式無段変速機１１０は、一般的に、閉弁されている期間よりも時間が長い開弁中に開弁を維持するためにオイルポンプがピストン動作用作動油を加圧する必要がない。   However, the hydraulic oil confinement device 10 of this embodiment is a normally open type. Therefore, in the belt-type continuously variable transmission 110, generally, the oil pump needs to pressurize the hydraulic fluid for piston operation in order to maintain the valve opening during the valve opening that is longer than the period during which the valve is closed. Absent.

つまり、ベルト式無段変速機１１０は、作動油閉じ込み装置１０を動作させるために必要なオイルポンプの動力を低減できる。これにより、ベルト式無段変速機１１０は、内燃機関１２０の燃料の消費量を抑制できる。   That is, the belt-type continuously variable transmission 110 can reduce the power of the oil pump necessary for operating the hydraulic oil confinement device 10. Thereby, the belt type continuously variable transmission 110 can suppress the fuel consumption of the internal combustion engine 120.

また、例えば、オイルポンプに不具合が生じた場合でも、作動油閉じ込み装置１０は、ノーマルオープン型であるため、車両１００の安全性がより向上する。なお、従来の作動油閉じ込み装置を有するベルト式無段変速機１１０を備える車両も、十分な安全性を確保できている。作動油閉じ込み装置１０は、前記十分な安全性よりもさらに安全性が向上する。以下に、オイルポンプに不具合が生じた場合に、本実施形態のベルト式無段変速機１１０が従来のベルト式無段変速機よりも安全である理由を説明する。   Further, for example, even when a problem occurs in the oil pump, the hydraulic oil confinement device 10 is a normally open type, and thus the safety of the vehicle 100 is further improved. Note that a vehicle including the belt type continuously variable transmission 110 having the conventional hydraulic oil confinement device can also ensure sufficient safety. The hydraulic oil confinement device 10 is further improved in safety than the sufficient safety. The reason why the belt-type continuously variable transmission 110 according to the present embodiment is safer than the conventional belt-type continuously variable transmission when a problem occurs in the oil pump will be described below.

ベルト式無段変速機１１０は、プライマリシャフト５１及びセカンダリシャフト６１が回転しながら、プライマリ可動シーブ５３及びセカンダリ可動シーブ６３がそれぞれ移動することによって変速する。よって、ベルト式無段変速機１１０は、その構造上、プライマリシャフト５１及びセカンダリシャフト６１が回転していないと変速できない。よって、車輪１８０が回転していない場合、ベルト式無段変速機１１０は変速できない。   The belt-type continuously variable transmission 110 shifts as the primary movable sheave 53 and the secondary movable sheave 63 move while the primary shaft 51 and the secondary shaft 61 rotate. Therefore, the belt-type continuously variable transmission 110 cannot change gears unless the primary shaft 51 and the secondary shaft 61 are rotating due to its structure. Therefore, when the wheel 180 is not rotating, the belt type continuously variable transmission 110 cannot shift.

このため、例えば、ベルト式無段変速機１１０は、変速比が最小値の状態で車両１００が停止すると、次に車両１００が走行しはじめるときに、変速比が最小値であるため、車両１００の発進が困難となる。また、車両１００が走行し、車輪１８０が回転しないと、ベルト式無段変速機１１０は変速比を最大値側へ変更できない。   For this reason, for example, the belt-type continuously variable transmission 110 has the minimum gear ratio when the vehicle 100 starts to travel next when the vehicle 100 stops in a state where the gear ratio is the minimum value. It becomes difficult to start. Further, when vehicle 100 travels and wheels 180 do not rotate, belt type continuously variable transmission 110 cannot change the gear ratio to the maximum value side.

このように、ベルト式無段変速機１１０は、変速比が最小値の状態で車両１００が停止すると、ベルト式無段変速機１１０の変速比が最小値に設定されているために車両１００の走行に不具合が生じるおそれがある。   As described above, in the belt-type continuously variable transmission 110, when the vehicle 100 stops in a state where the gear ratio is at the minimum value, the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 110 is set to the minimum value. There is a risk of problems with driving.

よって、車両１００が停止する際は、ベルト式無段変速機１１０は、通常、車両１００が停止するよりも前に変速比を最大値に設定しておく必要がある。ここで、変速比が最大値に変更する際に、仮にオイルポンプに不具合が発生したとする。この場合、オイルポンプは、ピストン動作用作動油を十分に加圧できない。   Therefore, when the vehicle 100 stops, the belt-type continuously variable transmission 110 normally needs to set the gear ratio to the maximum value before the vehicle 100 stops. Here, it is assumed that a problem occurs in the oil pump when the gear ratio is changed to the maximum value. In this case, the oil pump cannot sufficiently pressurize the working fluid for piston operation.

ここで、従来の作動油閉じ込み装置は、ノーマルクローズ型であるため、ピストン動作用作動油が十分に加圧されていないと、プライマリプーリ油圧室５４を開放できない。よって、従来のベルト式無段変速機は、変速比が最大値に変更されない状態で、車両が停止するおそれがあった。   Here, since the conventional hydraulic fluid confinement device is a normally closed type, the primary pulley hydraulic chamber 54 cannot be opened unless the hydraulic fluid for piston operation is sufficiently pressurized. Therefore, in the conventional belt-type continuously variable transmission, the vehicle may stop in a state where the gear ratio is not changed to the maximum value.

しかしながら、本実施形態の作動油閉じ込み装置１０は、ノーマルオープン型であるため、ピストン動作用作動油が十分に加圧されていない場合でも、プライマリプーリ油圧室５４が開放される。よって、ベルト式無段変速機１１０は、オイルポンプに不具合が発生した場合であっても、車両１００が停止するよりも前に変速比が最大値に変更できないおそれを抑制できる。   However, since the hydraulic oil confinement device 10 of this embodiment is a normally open type, the primary pulley hydraulic chamber 54 is opened even when the hydraulic fluid for piston operation is not sufficiently pressurized. Therefore, the belt-type continuously variable transmission 110 can suppress the possibility that the gear ratio cannot be changed to the maximum value before the vehicle 100 stops even when a problem occurs in the oil pump.

また、本実施形態のベルト式無段変速機１１０は、従来のベルト式無段変速機よりも、変速が要求されてから、実際に変速が開始されるまでの時間が低減される。例えば、従来のベルト式無段変速機の場合、変速が要求された場合に、まずピストン動作用作動油を加圧する必要がある。   Further, the belt-type continuously variable transmission 110 according to the present embodiment has a shorter time from when a shift is requested until when the shift is actually started than the conventional belt-type continuously variable transmission. For example, in the case of a conventional belt type continuously variable transmission, when a shift is required, it is necessary to first pressurize the hydraulic fluid for piston operation.

しかしながら、上述のように、作動油閉じ込み装置１０は、ノーマルオープン型の逆止弁である。よって、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン動作用作動油を加圧することなく、開弁中の作動油閉じ込み装置１０を介してプライマリプーリ油圧室５４にメイン作動油を供給できる。   However, as described above, the hydraulic oil confinement device 10 is a normally open check valve. Therefore, the belt type continuously variable transmission 110 can supply the main hydraulic oil to the primary pulley hydraulic chamber 54 via the hydraulic oil closing device 10 that is being opened without pressurizing the hydraulic fluid for operating the piston.

また、ベルト式無段変速機１１０は、ピストン動作用作動油を加圧することなく、プライマリプーリ油圧室５４内のメイン作動油を排出できる。このように、ベルト式無段変速機１１０は、変速が要求された際に、ピストン動作用作動油を加圧する作業を実行しない分、変速の要求がなされてから、実際に変速が開始されるまでの時間が低減される。   Further, the belt type continuously variable transmission 110 can discharge the main hydraulic oil in the primary pulley hydraulic chamber 54 without pressurizing the hydraulic fluid for piston operation. As described above, the belt-type continuously variable transmission 110 actually starts the shift after the shift is requested because the operation of pressurizing the hydraulic fluid for piston operation is not performed when the shift is requested. The time until is reduced.

また、本実施形態のベルト式無段変速機１１０は、作動油閉じ込み装置１０が開弁される際に発生するショックが抑制される。前記ショックとは、弁体１６が塞ぐ弁孔１１ｆよりもプライマリプーリ油圧室５４側のシャフト内軸方油路ＯＬ０１内のメイン作動油の圧力と、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１内のメイン作動油の圧力との差により生じるショックである。   Further, in the belt type continuously variable transmission 110 of the present embodiment, a shock that is generated when the hydraulic oil closing device 10 is opened is suppressed. The shocks include the pressure of the main hydraulic oil in the shaft axial oil passage OL01 on the primary pulley hydraulic chamber 54 side of the valve hole 11f that the valve body 16 closes, and the main oil passage OL11 in the hydraulic oil confinement device. This is a shock caused by the difference from the main hydraulic oil pressure.

基本的には、開口部を挟んでメイン作動油の圧力の差が０になるように、ベルト式無段変速機は、調圧弁がメイン作動油の圧力を調節する。しかしながら、作動油閉じ込み装置が閉弁中、弁孔１１ｆよりもプライマリプーリ油圧室５４側のメイン作動油の圧力は、計算により算出された理論値である。よって、従来のベルト式無段変速機では、実際は、弁孔１１ｆを挟んでメイン作動油の圧力に差が生じるおそれがあった。   Basically, in the belt type continuously variable transmission, the pressure regulating valve adjusts the pressure of the main hydraulic oil so that the difference in the pressure of the main hydraulic oil becomes zero across the opening. However, when the hydraulic oil confining device is closed, the pressure of the main hydraulic oil closer to the primary pulley hydraulic chamber 54 than the valve hole 11f is a theoretical value calculated by calculation. Therefore, in the conventional belt-type continuously variable transmission, in actuality, there is a possibility that a difference occurs in the pressure of the main hydraulic oil across the valve hole 11f.

例えば、プライマリプーリ油圧室５４に供給されるメイン作動油の圧力が、弁孔１１ｆよりもプライマリプーリ油圧室５４側のメイン作動油の圧力よりも小さくなると、従来のベルト式無段変速機では、作動油閉じ込み装置が開弁する際に、前記ショックが発生するおそれがあった。特に、プライマリプーリ油圧室５４にメイン作動油を供給する際は、作動油閉じ込み装置が開弁する際に、一時的にメイン作動油がプライマリプーリ油圧室５４から排出される方向に逆流するおそれがあった。   For example, if the pressure of the main hydraulic oil supplied to the primary pulley hydraulic chamber 54 becomes smaller than the pressure of the main hydraulic oil on the primary pulley hydraulic chamber 54 side than the valve hole 11f, in the conventional belt type continuously variable transmission, The shock may occur when the hydraulic oil confinement device opens. In particular, when supplying the main hydraulic oil to the primary pulley hydraulic chamber 54, the main hydraulic oil may temporarily flow backward in the direction of being discharged from the primary pulley hydraulic chamber 54 when the hydraulic oil confining device opens. was there.

しかしながら、ベルト式無段変速機１１０は、弁孔１１ｆを挟んでメイン作動油の圧力に差が生じる場合、その構造上、弁孔１１ｆを挟んでメイン作動油の圧力に差が十分に低減されてから作動油閉じ込み装置１０が開弁する。以下、その理由を説明する。   However, in the belt type continuously variable transmission 110, when a difference occurs in the pressure of the main hydraulic oil across the valve hole 11f, the difference in the pressure of the main hydraulic oil across the valve hole 11f is sufficiently reduced due to the structure. After that, the hydraulic oil closing device 10 is opened. The reason will be described below.

作動油閉じ込み装置１０は、開弁力Ｆ０２が閉弁力Ｆ０１より大きくなった際に開弁する。この時、開弁力Ｆ０２の大きさは、上記式（４）によって求められ、閉弁力Ｆ０１の大きさは、上記式（２）によって求められる。しかしながら、これらの式は、弁孔１１ｆを挟んだメイン作動油の圧力の差が０であることが前提である。   The hydraulic oil closing device 10 opens when the valve opening force F02 becomes larger than the valve closing force F01. At this time, the magnitude of the valve opening force F02 is obtained by the above equation (4), and the magnitude of the valve closing force F01 is obtained by the above equation (2). However, these equations are based on the premise that the difference in the pressure of the main hydraulic oil across the valve hole 11f is zero.

よって、式（４）によって求められる開弁力Ｆ０２が、式（２）によって求められる閉弁力Ｆ０１より大きくなったとしても、弁孔１１ｆよりも作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１側のメイン作動油の圧力が、弁孔１１ｆよりもプライマリプーリ油圧室５４側のメイン作動油の圧力に達するまで加圧されないと、作動油閉じ込み装置１０は開弁しない。   Therefore, even if the valve opening force F02 obtained by the equation (4) is larger than the valve closing force F01 obtained by the equation (2), the hydraulic oil confining device internal oil passage OL11 side of the valve hole 11f If the pressure of the main hydraulic oil is not increased until it reaches the pressure of the main hydraulic oil closer to the primary pulley hydraulic chamber 54 than the valve hole 11f, the hydraulic oil closing device 10 does not open.

このようにして、ベルト式無段変速機１１０は、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１内のメイン作動油の圧力と、弁孔１１ｆよりもプライマリプーリ油圧室５４側のメイン作動油の圧力との差が低減される。これにより、ベルト式無段変速機１１０は、作動油閉じ込み装置１０が開弁される際に発生するショックが抑制できる。   In this way, the belt-type continuously variable transmission 110 has the pressure of the main hydraulic oil in the main oil passage OL11 in the hydraulic oil confining device and the pressure of the main hydraulic oil closer to the primary pulley hydraulic chamber 54 than the valve hole 11f. And the difference is reduced. Thereby, the belt-type continuously variable transmission 110 can suppress a shock that occurs when the hydraulic oil confining device 10 is opened.

また、プライマリプーリ油圧室５４にメイン作動油を供給する際、作動油閉じ込み装置内メイン油路ＯＬ１１内のメイン作動油の圧力が十分に高くなった状態になってから作動油閉じ込み装置１０が開弁するため、ベルト式無段変速機１１０は、前記逆流を抑制できる。   Further, when the main hydraulic oil is supplied to the primary pulley hydraulic chamber 54, the hydraulic oil confining device 10 is set after the pressure of the main hydraulic oil in the main oil passage OL11 in the hydraulic oil confining device becomes sufficiently high. Therefore, the belt-type continuously variable transmission 110 can suppress the reverse flow.

なお、作動油閉じ込み装置１０は、プライマリシャフト５１に形成される軸方向穴５７に挿入されて配置される場合を説明したが、作動油閉じ込み装置１０は、プライマリシャフト５１の外部に配置されてもよい。作動油閉じ込み装置１０は、例えば、図２に示すプライマリシリンダ５６に隣接して配置されてもよい。   The hydraulic oil confining device 10 has been described as being inserted into the axial hole 57 formed in the primary shaft 51, but the hydraulic oil confining device 10 is disposed outside the primary shaft 51. May be. The hydraulic oil confinement device 10 may be disposed adjacent to the primary cylinder 56 illustrated in FIG. 2, for example.

以上のように、本発明に係るベルト式無段変速機は、作動油閉じ込み装置を備えるベルト式無段変速機に適しており、特に、作動油閉じ込み装置を動作させるために必要なエネルギーの増大を抑制することに適している。   As described above, the belt-type continuously variable transmission according to the present invention is suitable for a belt-type continuously variable transmission provided with a hydraulic oil confining device, and in particular, energy required for operating the hydraulic oil confining device. It is suitable for suppressing the increase of

ベルト式無段変速機を備えた車両の動力伝達部分における全体を示す構成図である。It is a block diagram which shows the whole in the power transmission part of the vehicle provided with the belt-type continuously variable transmission. プライマリプーリを示す断面図である。It is sectional drawing which shows a primary pulley. プライマリプーリ油圧室に供給される作動油が流れる油路を示す模式図である。It is a schematic diagram which shows the oil path through which the hydraulic oil supplied to a primary pulley hydraulic chamber flows. 作動油閉じ込み装置を拡大して示す断面図である。It is sectional drawing which expands and shows a hydraulic-oil confinement apparatus. ピストンを立体的に示す模式図である。It is a schematic diagram which shows a piston three-dimensionally. ピストンが底部側へ移動した後の作動油閉じ込み装置を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the hydraulic-oil confinement apparatus after a piston moves to the bottom part side. 第１受圧面及び第２受圧面を回転軸方向に投影した投影図である。It is the projection which projected the 1st pressure receiving surface and the 2nd pressure receiving surface in the rotating shaft direction. 第３受圧面及び第４受圧面を回転軸方向に投影した投影図である。It is the projection which projected the 3rd pressure receiving surface and the 4th pressure receiving surface in the rotating shaft direction.

符号の説明Explanation of symbols

１０ 作動油閉じ込み装置
１００ 車両
１０Ｅ 作動油閉じ込み制御装置
１１ シリンダ
１１０ ベルト式無段変速機
１１ａ 貫通孔
１１ｂ 大外径部
１１ｃ 小外径部
１１ｄ 段差面
１１ｅ 端部
１１ｆ 弁孔
１１ｇ 台座面
１２ ピストン
１２０ 内燃機関
１２１ クランクシャフト
１２ａ 貫通孔
１２ｂ 外周面
１２ｃ シリンダ対向部
１２ｄ 油路構成部材対向部
１２ｅ 支持部
１２ｆ 孔
１２ｇ 柱状体
１２ｈ 第１受圧面
１２ｉ 第２受圧面
１２ｊ 先端部分
１２ｋ 内周面
１２ｍ 内周面
１２ｎ 第３受圧面
１２ｏ 第４受圧面
１３ 油路構成部材
１３０ トルクコンバータ
１３１ インプットシャフト
１３ａ 貫通孔
１３ｂ 小外径部
１３ｃ 大外径部
１３ｄ 段差部
１３ｅ 最大外径部
１３ｆ 端部
１４０ 前後進切換機構
１４ａ スナップリング
１４ｂ スナップリング
１５ ピストン動作用油圧室
１５０ 減速装置
１６ 弁体
１６０ 差動装置
１７ スプリング
１７０ ドライブシャフト
１７ａ 補助スプリング
１８０ 車輪
５０ プライマリプーリ
５１ プライマリシャフト
５２ プライマリ固定シーブ
５３ プライマリ可動シーブ
５４ プライマリプーリ油圧室
５５ スプライン部
５６ プライマリシリンダ
５６ａ 第１開口
５６ｂ 第２開口
５７ 軸方向穴
５７ａ 入口
５７ｂ 底部
５７ｃ 段差部
５８ 空間部
６０ セカンダリプーリ
６１ セカンダリシャフト
６２ セカンダリ固定シーブ
６３ セカンダリ可動シーブ
８０ ベルト
８０ａ プライマリ溝
８０ｂ セカンダリ溝
８１ 軸受
８２ 軸受
８３ 軸受
８４ 軸受
Ｆ０１ 閉弁力
Ｆ０２ 開弁力
Ｆｓｐ０１ 補助バネ力
Ｆｓｐ０２ バネ力
ＯＦ 流量調節弁
ＯＬ０１ シャフト内軸方油路
ＯＬ０２ シャフト内径方油路
ＯＬ０３ 可動シーブ油路
ＯＬ１１ 作動油閉じ込み装置内メイン油路
ＯＬ１２ ピストン動作用第１油路
ＯＬ１３ ピストン動作用第２油路
ＯＬ１４ ピストン動作用第３油路
ＯＬ２１ シャフト外メイン作動油用油路
ＯＬ２２ シャフト外信号油圧用油路
ＯＬｄ０１ ドレン油路
ＯＬｄ０２ ドレン油路
ＯＰ オイルポンプ
ＯＲ０１ 調圧弁
ＯＲ０２ 減圧弁
ＯＴ オイルパン
ＯＶ オンオフ切り替え弁
Ｐｉｎ 圧力
Ｐｓ 圧力
ＲＬ 回転軸
Ｓ０１ａ 第１受圧面積
Ｓ０１ｂ 第２受圧面積
Ｓ０２ａ 第３受圧面積
Ｓ０２ｂ 第４受圧面積 DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Hydraulic oil confinement apparatus 100 Vehicle 10E Hydraulic oil confinement control apparatus 11 Cylinder 110 Belt type continuously variable transmission 11a Through-hole 11b Large outer diameter part 11c Small outer diameter part 11d Step surface 11e End part 11f Valve hole 11g Base surface 12 Piston 120 Internal combustion engine 121 Crankshaft 12a Through-hole 12b Outer peripheral surface 12c Cylinder facing portion 12d Oil passage component facing portion 12e Supporting portion 12f Hole 12g Columnar body 12h First pressure receiving surface 12i Second pressure receiving surface 12j Tip portion 12k Inner circumferential surface 12m Inner peripheral surface 12n Third pressure receiving surface 12o Fourth pressure receiving surface 13 Oil passage component member 130 Torque converter 131 Input shaft 13a Through hole 13b Small outer diameter portion 13c Large outer diameter portion 13d Stepped portion 13e Maximum outer diameter portion 13f End portion 140 Front and rear Advance switching mechanism 14a Snap ring 1 b Snap ring 15 Piston operation hydraulic chamber 150 Deceleration device 16 Valve body 160 Differential device 17 Spring 170 Drive shaft 17a Auxiliary spring 180 Wheel 50 Primary pulley 51 Primary shaft 52 Primary fixed sheave 53 Primary movable sheave 54 Primary pulley hydraulic chamber 55 Spline Part 56 primary cylinder 56a first opening 56b second opening 57 axial hole 57a inlet 57b bottom part 57c step part 58 space part 60 secondary pulley 61 secondary shaft 62 secondary fixed sheave 63 secondary movable sheave 80 belt 80a primary groove 80b secondary groove 81 bearing 82 Bearing 83 Bearing 84 Bearing F01 Valve closing force F02 Valve opening force Fsp01 Auxiliary spring force Fsp02 Spring force OF Flow rate Node NO. OL01 Shaft inner shaft oil passage OL02 Shaft inner diameter oil passage OL03 Movable sheave oil passage OL11 Main oil passage in hydraulic oil confinement device OL12 First oil passage for piston operation OL13 Second oil passage for piston operation OL14 For piston operation Third oil passage OL21 Oil passage for main hydraulic oil outside shaft OL22 Oil passage for oil pressure outside shaft OLd01 Drain oil passage OLd02 Drain oil passage OP Oil pump OR01 Pressure regulating valve OR02 Pressure reducing valve OT Oil pan OV On-off switching valve Pin pressure Ps pressure RL Rotating shaft S01a First pressure receiving area S01b Second pressure receiving area S02a Third pressure receiving area S02b Fourth pressure receiving area

Claims (5)

動力発生手段から回転が伝えられて回転するシャフトと、
前記シャフトに設けられる可動シーブに対してメイン作動油の圧力によって力を与える油圧室であって、前記シャフトに設けられるプーリ油圧室と、
前記プーリ油圧室から前記プーリ油圧室の外部への前記メイン作動油の排出を禁止する作動油閉じ込み手段と、
を備え、
前記作動油閉じ込み手段は、
前記メイン作動油が流れる油路上に形成される孔であって、前記孔を介して前記メイン作動油を流すことで前記プーリ油圧室から前記プーリ油圧室の外部へ前記メイン作動油を排出する弁孔と、
前記弁孔を塞ぐ弁体と、
前記弁体に近づく方向に移動して、前記弁体が前記弁孔から離れる方向に前記弁体を押すピストンと、
を有し、
前記作動油閉じ込み手段の開閉を制御するための作動油であるピストン動作用作動油の圧力が０の時を常時とした場合、前記作動油閉じ込み手段は常時開であることを特徴とするベルト式無段変速機。 A shaft that is rotated by rotation transmitted from the power generation means;
A hydraulic chamber that applies a force to the movable sheave provided on the shaft by the pressure of the main hydraulic oil, and a pulley hydraulic chamber provided on the shaft;
Hydraulic oil confining means for prohibiting the discharge of the main hydraulic oil from the pulley hydraulic chamber to the outside of the pulley hydraulic chamber;
With
The hydraulic oil confining means is
A hole formed on an oil passage through which the main hydraulic oil flows, and the main hydraulic oil is discharged from the pulley hydraulic chamber to the outside of the pulley hydraulic chamber by flowing the main hydraulic oil through the hole. Holes,
A valve body for closing the valve hole;
A piston that moves in a direction approaching the valve body and pushes the valve body in a direction in which the valve body leaves the valve hole;
Have
The hydraulic oil confining means is normally open when the pressure of the working oil for piston operation, which is the hydraulic oil for controlling the opening and closing of the hydraulic oil confining means, is always zero. Belt type continuously variable transmission. 前記ピストンは、
前記メイン作動油の圧力を受けることによって生じる力であって、前記弁体に近づく方向の力と、
前記ピストン動作用作動油の圧力を受けることによって生じる力であって、前記弁体から離れる方向の力と、
を受けることを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機。 The piston is
A force generated by receiving the pressure of the main hydraulic oil, and a force in a direction approaching the valve body;
A force generated by receiving the pressure of the hydraulic fluid for operating the piston, and a force in a direction away from the valve body;
The belt type continuously variable transmission according to claim 1, wherein the belt type continuously variable transmission is received. 前記ピストンには、
前記ピストン動作用作動油の圧力を受ける面であって、前記ピストンが前記弁体から離れる方向の力を受ける第１受圧面と、
前記ピストン動作用作動油の圧力を受ける面であって、前記ピストンが前記弁体に近づく方向の力を受ける第２受圧面と、
が形成され、
前記第１受圧面の面積は、前記第２受圧面の面積よりも大きいことを特徴とする請求項１または請求項２に記載のベルト式無段変速機。 In the piston,
A first pressure receiving surface that receives the pressure of the hydraulic fluid for operating the piston, the piston receiving a force in a direction away from the valve body;
A second pressure receiving surface that receives a pressure in a direction in which the piston approaches the valve body, the surface receiving the pressure of the hydraulic fluid for operating the piston;
Formed,
The belt-type continuously variable transmission according to claim 1 or 2, wherein an area of the first pressure receiving surface is larger than an area of the second pressure receiving surface. 前記ピストンには、
前記メイン作動油の圧力を受ける面であって、前記ピストンが前記弁体に近づく方向の力を受ける第３受圧面と、
前記メイン作動油の圧力を受ける面であって、前記ピストンが前記弁体から離れる方向の力を受ける第４受圧面と、
が形成され、
前記第３受圧面の面積は、前記第４受圧面の面積よりも大きいことを特徴とする請求項３に記載のベルト式無段変速機。 In the piston,
A third pressure receiving surface that receives a force in a direction in which the piston approaches the valve body, the surface receiving the pressure of the main hydraulic oil;
A surface that receives the pressure of the main hydraulic oil, and a fourth pressure receiving surface that receives a force in a direction in which the piston separates from the valve body;
Formed,
The belt-type continuously variable transmission according to claim 3, wherein an area of the third pressure receiving surface is larger than an area of the fourth pressure receiving surface. 前記作動油閉じ込み手段は、
前記弁体を前記弁孔に押し付ける押付手段と、
前記ピストンを前記弁体から離れる方向に押す補助閉弁力発生手段と、
を有し、
前記第１受圧面の面積をＳ０１ａとし、前記第２受圧面の面積をＳ０１ｂとし、前記第３受圧面の面積をＳ０２ａとし、前記第４受圧面の面積をＳ０２ｂとし、前記ピストン動作用作動油の圧力をＰｓとし、前記メイン作動油の圧力をＰｉｎとし、前記補助閉弁力発生手段が前記ピストンを前記弁体から離れる方向に押す力をＦｓｐ０１とし、前記押付手段が前記弁体を前記弁孔に押し付ける力をＦｓｐ０２とすると、
Ｐｓ（Ｓ０１ａ−Ｓ０１ｂ）＋Ｆｓｐ０１＞Ｐｉｎ（Ｓ０２ａ−Ｓ０２ｂ）−Ｆｓｐ０２
を満たす際に前記ピストンが前記弁体から離れる方向に移動して、前記弁体が前記弁孔を塞ぐことを特徴とする請求項４に記載のベルト式無段変速機。 The hydraulic oil confining means is
Pressing means for pressing the valve body against the valve hole;
Auxiliary valve closing force generating means for pushing the piston away from the valve body;
Have
The area of the first pressure receiving surface is S01a, the area of the second pressure receiving surface is S01b, the area of the third pressure receiving surface is S02a, the area of the fourth pressure receiving surface is S02b, and the hydraulic fluid for piston operation Ps is the pressure of the main hydraulic oil, Pin is the pressure of the main hydraulic oil, Fsp01 is the force by which the auxiliary valve closing force generating means pushes the piston away from the valve body, and the pressing means causes the valve body to move to the valve If the force to press against the hole is Fsp02,
Ps (S01a-S01b) + Fsp01> Pin (S02a-S02b) -Fsp02
5. The belt-type continuously variable transmission according to claim 4, wherein when satisfying the condition, the piston moves in a direction away from the valve body, and the valve body closes the valve hole.
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