JP2016223570A - Continuously variable transmission - Google Patents

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a continuously variable transmission which can suppress that hydraulic pressure necessary for a secondary pulley becomes high while suppressing that the thrust of the secondary pulley becomes excessively large.SOLUTION: At a high gear at which a gear change ratio is smaller than a prescribed value, an oil supply port 136 opposes a canceler chamber 125 of a secondary pulley 54 in a radial direction, and oil which is discharged from the oil supply port 136 is supplied to the canceler chamber 125. On the other hand, at a low gear at which the gear change ratio is the prescribed value or more, the oil supply port 136 does not oppose the canceler chamber 125 in the radial direction, and the oil which is discharged from the oil supply port 136 is not supplied to the canceler chamber 125. After the supply of the oil to the canceler chamber 125 is started, an oil quantity accumulated in the canceler chamber 125 is estimated. Then, target secondary pressure is set on the basis of the estimated oil quantity, and secondary pressure supplied to the piston chamber 68 is controlled on the basis of the target secondary pressure.SELECTED DRAWING: Figure 2B

Description

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

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

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

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

ＣＶＴでは、プライマリプーリのピストン室に供給される油の流量制御により、プライマリプーリの固定シーブと可動シーブとの間隔が変更される。これに伴い、プライマリプーリに対するベルトの巻きかけ径が変化するとともに、セカンダリプーリの固定シーブと可動シーブとの間隔が変化し、セカンダリプーリに対するベルトの巻きかけ径が変化する。これにより、変速比（プーリ比）が無段階で連続的に変化する。また、ベルトは、各プーリの固定シーブおよび可動シーブ間において、各プーリのピストン室に供給される油圧に応じた推力で挟圧される。各プーリの推力には、各プーリとベルトとの間で滑りが生じない大きさが必要とされ、その必要な推力が得られるよう、各プーリのピストン室に供給される油圧が制御される。   In CVT, the interval between the fixed sheave and the movable sheave of the primary pulley is changed by controlling the flow rate of oil supplied to the piston chamber of the primary pulley. Accordingly, the belt winding diameter with respect to the primary pulley changes, the interval between the fixed sheave and the movable sheave of the secondary pulley changes, and the belt winding diameter with respect to the secondary pulley changes. As a result, the gear ratio (pulley ratio) changes continuously in a stepless manner. Further, the belt is clamped between the fixed sheave and the movable sheave of each pulley with a thrust corresponding to the hydraulic pressure supplied to the piston chamber of each pulley. The thrust of each pulley needs to be large enough to prevent slippage between each pulley and the belt, and the hydraulic pressure supplied to the piston chamber of each pulley is controlled so that the necessary thrust is obtained.

特開２００４−１７６８９０号公報JP 2004-176890 A

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

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

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

本発明の目的は、セカンダリプーリの推力が過大になることを抑制できながら、セカンダリプーリの必要油圧が高くなることを抑制できる、無段変速機を提供することである。   The objective of this invention is providing the continuously variable transmission which can suppress that the required hydraulic pressure of a secondary pulley becomes high, while suppressing that the thrust of a secondary pulley becomes excessive.

前記の目的を達成するため、本発明に係る無段変速機は、プライマリプーリとセカンダリプーリとに無端状のベルトが巻き掛けられた構成を有する無段変速機であって、セカンダリプーリは、セカンダリ軸に固定された固定シーブと、固定シーブにベルトを挟んで対向配置され、セカンダリ軸にその軸線方向に移動可能に支持された可動シーブと、セカンダリ軸に対して固定され、可動シーブとの間にピストン室を形成するピストンと、ピストンに対してピストン室と反対側に、可動シーブと一体的に設けられ、ピストンとの間にキャンセラ室を形成するキャンセラとを備えており、キャンセラ室への油の供給およびその停止を切り替える切替手段と、切替手段の切り替えによりキャンセラ室への油の供給が開始された後、キャンセラ室に溜まった油量を推定する油量推定手段と、油量推定手段により推定された油量に基づいて、ピストン室に供給される油圧を制御する油圧制御手段とを含む。   In order to achieve the above object, a continuously variable transmission according to the present invention is a continuously variable transmission having a configuration in which an endless belt is wound around a primary pulley and a secondary pulley. A fixed sheave fixed to the shaft, a movable sheave that is disposed opposite to the fixed sheave with a belt interposed therebetween, and is supported by the secondary shaft so as to be movable in the axial direction thereof. A piston that forms a piston chamber, and a canceler that is provided integrally with a movable sheave on the opposite side of the piston chamber with respect to the piston, and that forms a canceller chamber between the piston and the piston. Switching means for switching between supply and stop of oil, and after the supply of oil to the canceller room is started by switching the switching means, Oil amount estimating means for estimating the amount of oil that Tsu, based on the amount of oil that is estimated by the oil amount estimating means, and a hydraulic pressure control means for controlling the hydraulic pressure supplied to the piston chamber.

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

切替手段により、キャンセラ室への油の供給およびその停止を切り替えることができる。そのため、変速比が所定値よりも小さいとき（ハイギヤ時）には、キャンセラ室に油を供給することにより、キャンセラ室内に遠心油圧を発生させることができる。その結果、ハイギヤ時には、ピストン室内に発生する遠心油圧をキャンセラ室内に発生する遠心油圧でキャンセル（相殺）することができ、セカンダリプーリからベルトに加わる推力が過大になることを防止できる。一方、変速比が所定値以上であるとき（ローギヤ時）には、キャンセラ室への油の供給を停止することにより、キャンセラ室内における遠心油圧の発生を抑制することができる。その結果、ローギヤ時には、キャンセラ室内に発生する遠心油圧を考慮せずに、ピストン室の必要油圧を低く設定することができる。   The supply of oil to the canceller chamber and its stop can be switched by the switching means. Therefore, when the gear ratio is smaller than a predetermined value (during high gear), centrifugal oil pressure can be generated in the canceller chamber by supplying oil to the canceller chamber. As a result, at the time of high gear, the centrifugal hydraulic pressure generated in the piston chamber can be canceled (cancelled) by the centrifugal hydraulic pressure generated in the canceller chamber, and the thrust applied from the secondary pulley to the belt can be prevented from becoming excessive. On the other hand, when the gear ratio is greater than or equal to a predetermined value (during low gear), the generation of centrifugal hydraulic pressure in the canceller chamber can be suppressed by stopping the supply of oil to the canceller chamber. As a result, at the time of low gear, the required hydraulic pressure in the piston chamber can be set low without considering the centrifugal hydraulic pressure generated in the canceller chamber.

キャンセラ室への油の供給が開始されると、キャンセラ室に油が溜まり始め、キャンセラ室内に遠心油圧が発生する。この遠心油圧の発生に合わせて、ピストン室に供給される油圧が上げられないと、セカンダリプーリからベルトに加わる推力に不足が生じ、セカンダリプーリとベルトとの間で滑りが生じるおそれがある。   When the supply of oil to the canceller chamber is started, oil begins to accumulate in the canceller chamber, and centrifugal oil pressure is generated in the canceller chamber. If the hydraulic pressure supplied to the piston chamber is not increased in accordance with the generation of the centrifugal hydraulic pressure, the thrust applied from the secondary pulley to the belt may be insufficient, and slippage may occur between the secondary pulley and the belt.

そこで、キャンセラ室への油の供給が開始された後、キャンセラ室に溜まった油量が推定される。そして、その推定された油量に基づいて、ピストン室に供給される油圧が制御される。これにより、キャンセラ室内に発生する遠心油圧が考慮された油圧をピストン室に供給することができる。その結果、セカンダリプーリからベルトに加わる推力に不足が生じることを抑制でき、セカンダリプーリとベルトとの間での滑りの発生を抑制できる。   Therefore, after the oil supply to the canceller chamber is started, the amount of oil accumulated in the canceller chamber is estimated. The hydraulic pressure supplied to the piston chamber is controlled based on the estimated oil amount. Thereby, the hydraulic pressure considering the centrifugal hydraulic pressure generated in the canceller chamber can be supplied to the piston chamber. As a result, it is possible to suppress a shortage in the thrust applied to the belt from the secondary pulley, and it is possible to suppress the occurrence of slipping between the secondary pulley and the belt.

なお、油量推定手段により推定される油量およびセカンダリプーリの回転数からキャンセラ室内の遠心油圧を推定し、その推定した遠心油圧に基づいて、ピストン室に供給される油圧を制御する構成は、当然、油量推定手段により推定された油量に基づいて、ピストン室に供給される油圧を制御する構成の概念に含まれる。   The configuration for estimating the centrifugal hydraulic pressure in the canceller chamber from the oil amount estimated by the oil amount estimating means and the rotational speed of the secondary pulley, and controlling the hydraulic pressure supplied to the piston chamber based on the estimated centrifugal hydraulic pressure, Naturally, it is included in the concept of the configuration in which the hydraulic pressure supplied to the piston chamber is controlled based on the oil amount estimated by the oil amount estimating means.

切替手段には、セカンダリ軸の周囲に設けられ、油をセカンダリプーリの径方向に吐出する油供給口が含まれ、油供給口の位置は、変速比が所定値よりも小さいときに、油供給口から吐出される油がキャンセラ室に供給され、変速比が所定値以上であるときに、油供給口から吐出される油がキャンセラ室に供給されないように設定されていてもよい。   The switching means includes an oil supply port that is provided around the secondary shaft and discharges oil in the radial direction of the secondary pulley, and the oil supply port is positioned when the speed ratio is smaller than a predetermined value. The oil discharged from the opening may be supplied to the canceller chamber, and the oil discharged from the oil supply port may be set not to be supplied to the canceller chamber when the gear ratio is equal to or higher than a predetermined value.

この構成により、変速比が所定値よりも小さいときには、油供給口から吐出される油がキャンセラ室に供給される。一方、変速比が所定値以上であるときには、油供給口から油が吐出されても、その吐出される油がキャンセラ室に供給されない。したがって、変速比の所定値を跨ぐ変動により、キャンセラ室への油の供給およびその停止を切り替えることができる。   With this configuration, when the gear ratio is smaller than a predetermined value, oil discharged from the oil supply port is supplied to the canceller chamber. On the other hand, when the gear ratio is greater than or equal to a predetermined value, even if oil is discharged from the oil supply port, the discharged oil is not supplied to the canceller chamber. Therefore, the supply of oil to the canceller chamber and the stop thereof can be switched by the fluctuation across the predetermined value of the gear ratio.

油圧制御手段は、変速比が所定値以上であるときには、ベルト伝達トルクに基づいて、ピストン室に供給される油圧を制御し、変速比が所定値よりも小さいときには、ベルト伝達トルクおよび油量推定手段により推定された油量に基づいて、ピストン室に供給される油圧を制御してもよい。   The hydraulic pressure control means controls the hydraulic pressure supplied to the piston chamber based on the belt transmission torque when the gear ratio is greater than or equal to a predetermined value, and estimates the belt transmission torque and the oil amount when the gear ratio is smaller than the predetermined value. The hydraulic pressure supplied to the piston chamber may be controlled based on the amount of oil estimated by the means.

本発明によれば、ハイギヤ時には、キャンセラ室に油を供給することにより、セカンダリプーリからベルトに加わる推力が過大になることを防止できる。その結果、過推力によるエネルギー損失の増大を抑制することができ、トルクの伝達効率の低下を抑制することができる。一方、ローギヤ時には、キャンセラ室への油の供給を停止することにより、ピストン室の必要油圧を低く設定することができ、オイルポンプの駆動トルクの増大を抑制することができる。また、キャンセラ室への油の供給開始後は、キャンセラ室内に発生する遠心油圧が考慮された油圧をピストン室に供給することができるので、セカンダリプーリとベルトとの間での推力不足による滑りの発生を抑制することができる。   According to the present invention, at the time of high gear, it is possible to prevent excessive thrust applied from the secondary pulley to the belt by supplying oil to the canceller chamber. As a result, an increase in energy loss due to excessive thrust can be suppressed, and a decrease in torque transmission efficiency can be suppressed. On the other hand, at the time of low gear, by stopping the supply of oil to the canceller chamber, the required hydraulic pressure in the piston chamber can be set low, and an increase in the driving torque of the oil pump can be suppressed. In addition, after starting the supply of oil to the canceller chamber, the hydraulic pressure taking into account the centrifugal hydraulic pressure generated in the canceller chamber can be supplied to the piston chamber, so slippage caused by insufficient thrust between the secondary pulley and the belt Occurrence can be suppressed.

本発明の一実施形態に係る無段変速機が搭載された車両の駆動系統の構成を示すスケルトン図である。1 is a skeleton diagram showing a configuration of a drive system of a vehicle equipped with a continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention. セカンダリプーリの構成を示す断面図であり、変速比が最大変速比である状態を示す。It is sectional drawing which shows the structure of a secondary pulley, and shows the state whose gear ratio is a maximum gear ratio. セカンダリプーリの構成を示す断面図であり、変速比が最小変速比である状態を示す。It is sectional drawing which shows the structure of a secondary pulley, and shows the state whose gear ratio is a minimum gear ratio. セカンダリプーリに油を供給するための油圧回路の構成を示す回路図である。It is a circuit diagram which shows the structure of the hydraulic circuit for supplying oil to a secondary pulley. 目標セカンダリ圧設定処理の流れを示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the flow of a target secondary pressure setting process.

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

＜駆動系統の構成＞ <Configuration of drive system>

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

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

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

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

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

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

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

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

インプット軸４１は、トルクコンバータ３のタービンランナ３２と回転軸線が一致するように配置され、タービンランナ３２に相対回転不能に連結されている。   The input shaft 41 is arranged so that the rotational axis of the turbine runner 32 of the torque converter 3 coincides with the turbine runner 32 and is connected to the turbine runner 32 so as not to be relatively rotatable.

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

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

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

プライマリプーリ５３は、プライマリ軸５１に固定された固定シーブ６１と、固定シーブ６１にベルト５５を挟んで対向配置され、プライマリ軸５１にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ６２とを備えている。可動シーブ６２に対して固定シーブ６１と反対側には、プライマリ軸５１に固定されたピストン６３が設けられ、可動シーブ６２とピストン６３との間に、ピストン室（油室）６４が形成されている。ピストン室６４に供給される油の流量が制御されることにより、変速比が連続的かつ無段階に変更される。   The primary pulley 53 is disposed so as to face the fixed sheave 61 fixed to the primary shaft 51 with the belt 55 sandwiched between the fixed sheave 61 and is supported by the primary shaft 51 so as to be movable in the axial direction but not to be relatively rotatable. 62. A piston 63 fixed to the primary shaft 51 is provided on the opposite side of the movable sheave 62 from the fixed sheave 61, and a piston chamber (oil chamber) 64 is formed between the movable sheave 62 and the piston 63. Yes. By controlling the flow rate of the oil supplied to the piston chamber 64, the gear ratio is changed continuously and continuously.

セカンダリプーリ５４は、セカンダリ軸５２に対して固定された固定シーブ６５と、固定シーブ６５にベルト５５を挟んで対向配置され、セカンダリ軸５２にその軸線方向に移動可能かつ相対回転不能に支持された可動シーブ６６とを備えている。可動シーブ６６に対して固定シーブ６１と反対側には、セカンダリ軸５２に固定されたピストン６７が設けられ、可動シーブ６６とピストン６７との間に、ピストン室（油室）６８が形成されている。ピストン室６８に供給される油圧（セカンダリ圧）が制御されることにより、ベルト５５がピストン室６８に供給される油圧に応じた推力で挟圧される。   The secondary pulley 54 is disposed to face the fixed sheave 65 fixed to the secondary shaft 52 with the belt 55 sandwiched between the fixed sheave 65 and is supported by the secondary shaft 52 so as to be movable in the axial direction but not to be relatively rotatable. A movable sheave 66 is provided. A piston 67 fixed to the secondary shaft 52 is provided on the opposite side of the movable sheave 66 from the fixed sheave 61, and a piston chamber (oil chamber) 68 is formed between the movable sheave 66 and the piston 67. Yes. By controlling the hydraulic pressure (secondary pressure) supplied to the piston chamber 68, the belt 55 is pinched with a thrust corresponding to the hydraulic pressure supplied to the piston chamber 68.

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

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

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

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

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

サンギヤ７３は、インプット軸４１に相対回転不能に支持されて、複数のピニオンギヤ７５により取り囲まれる空間に配置されている。サンギヤ７３のギヤ歯は、各ピニオンギヤ７５のギヤ歯と噛合している。   The sun gear 73 is supported by the input shaft 41 so as not to be relatively rotatable, and is disposed in a space surrounded by the plurality of pinion gears 75. The gear teeth of the sun gear 73 mesh with the gear teeth of each pinion gear 75.

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

リバースクラッチＣ１は、キャリア７２とサンギヤ７３との間に設けられている。   The reverse clutch C <b> 1 is provided between the carrier 72 and the sun gear 73.

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

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

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

＜セカンダリプーリ＞ <Secondary pulley>

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

円筒部１３３には、隙間１３５とその外部とを連通する油供給口１３６が形成されている。油供給口１３６の位置は、変速比が所定値以上であるとき（ローギヤ時）に、図２Ａに示されるように、油供給口１３６がキャンセラ室１２５と径方向に対向せず、変速比が所定値よりも小さいとき（ハイギヤ時）に、図２Ｂに示されるように、油供給口１３６がキャンセラ室１２５と径方向に対向する位置に決められている。また、油供給口１３６の断面積（開口面積）は、小孔１２６の断面積（開口面積）よりも大きい。   The cylindrical part 133 is formed with an oil supply port 136 that communicates the gap 135 with the outside. The position of the oil supply port 136 is such that when the gear ratio is equal to or greater than a predetermined value (during low gear), the oil supply port 136 does not face the canceller chamber 125 in the radial direction as shown in FIG. When it is smaller than the predetermined value (during high gear), as shown in FIG. 2B, the oil supply port 136 is determined at a position facing the canceller chamber 125 in the radial direction. The cross-sectional area (opening area) of the oil supply port 136 is larger than the cross-sectional area (opening area) of the small hole 126.

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

空間１３９には、アウトプット軸４２の軸線上に形成された潤滑油路１４１を流通する油が供給される。具体的には、アウトプット軸４２には、潤滑油路１４１が軸線上に形成され、分配油路１４２が潤滑油路１４１の周囲に形成されている。分配油路１４２は、潤滑油路１４１と連通し、アウトプット軸４２の外周面における空間１３９と連通する位置で開放されている。空間１３９には、潤滑油路１４１を流通する油が分配油路１４２を通して供給される。   The space 139 is supplied with oil flowing through the lubricating oil passage 141 formed on the axis of the output shaft 42. Specifically, on the output shaft 42, a lubricating oil path 141 is formed on the axis, and a distribution oil path 142 is formed around the lubricating oil path 141. The distribution oil passage 142 communicates with the lubricating oil passage 141 and is opened at a position communicating with the space 139 on the outer peripheral surface of the output shaft 42. Oil flowing through the lubricating oil passage 141 is supplied to the space 139 through the distribution oil passage 142.

潤滑油路１４１には、切替バルブ１５１を介して、潤滑油が供給される。切替バルブ１５１は、略円筒状の周壁を有するスリーブ１５２と、スリーブ１５２内に収容され、スリーブ１５２の中心線方向に離間した供給位置と停止位置との間で変位可能に設けられたスプール１５３と、スプール１５３を供給位置に向けて付勢するスプリング１５４とを備えている。   Lubricating oil is supplied to the lubricating oil passage 141 via the switching valve 151. The switching valve 151 includes a sleeve 152 having a substantially cylindrical peripheral wall, and a spool 153 that is accommodated in the sleeve 152 and is displaceable between a supply position and a stop position that are spaced apart in the center line direction of the sleeve 152. And a spring 154 that urges the spool 153 toward the supply position.

スリーブ１５２の周壁には、信号ポート１５５、入力ポート１５６、出力ポート１５７およびドレンポート１５８が形成されている。信号ポート１５５には、ソレノイド弁ＳＬＳ（図３参照）の出力圧であるソレノイド圧Ｐｓｌｓが信号圧として入力される。信号ポート１５５に入力されるソレノイド圧Ｐｓｌｓが閾値よりも低いときには、スプリング１５４の付勢力により、スプール１５３が供給位置に位置する。スプール１５３が供給位置に位置する状態では、スプール１５３によりドレンポート１５８が閉鎖され、スリーブ１５２内で入力ポート１５６と出力ポート１５７とが連通する。これにより、入力ポート１５６に流入する潤滑油が出力ポート１５７から流出し、潤滑油路１４１に潤滑油が供給される。一方、信号ポート１５５に入力されるソレノイド圧Ｐｓｌｓが閾値以上であるときには、そのソレノイド圧Ｐｓｌｓにより、スプリング１５４の付勢力に抗して、スプール１５３が停止位置に位置する。スプール１５３が停止位置に位置する状態では、スプール１５３により入力ポート１５６が閉鎖され、スリーブ１５２内で出力ポート１５７とドレンポート１５８とが連通する。そのため、潤滑油路１４１から出力ポート１５７およびドレンポート１５８を介して潤滑油が抜ける。   A signal port 155, an input port 156, an output port 157, and a drain port 158 are formed on the peripheral wall of the sleeve 152. Solenoid pressure Psls, which is the output pressure of solenoid valve SLS (see FIG. 3), is input to signal port 155 as a signal pressure. When the solenoid pressure Psls input to the signal port 155 is lower than the threshold value, the spool 153 is positioned at the supply position by the urging force of the spring 154. In a state where the spool 153 is located at the supply position, the drain port 158 is closed by the spool 153, and the input port 156 and the output port 157 communicate with each other in the sleeve 152. As a result, the lubricating oil flowing into the input port 156 flows out from the output port 157, and the lubricating oil is supplied to the lubricating oil passage 141. On the other hand, when the solenoid pressure Psls input to the signal port 155 is equal to or higher than the threshold value, the spool 153 is positioned at the stop position against the biasing force of the spring 154 by the solenoid pressure Psls. In a state where the spool 153 is located at the stop position, the input port 156 is closed by the spool 153, and the output port 157 and the drain port 158 communicate with each other in the sleeve 152. Therefore, the lubricating oil is released from the lubricating oil passage 141 through the output port 157 and the drain port 158.

なお、閾値は、変速比が所定値よりも小さい状態において、ソレノイド圧Ｐｓｌｓが閾値よりも低くなるように設定されている。   Note that the threshold value is set so that the solenoid pressure Psls is lower than the threshold value when the gear ratio is smaller than a predetermined value.

＜油圧回路＞ <Hydraulic circuit>

図３は、セカンダリプーリ５４に油を供給するための油圧回路２０１の構成を示す回路図である。   FIG. 3 is a circuit diagram showing a configuration of a hydraulic circuit 201 for supplying oil to the secondary pulley 54.

セカンダリプーリ５４に油を供給するための油圧回路２０１には、プライマリレギュレータ弁２０２、クラッチモジュレータ弁２０３、挟圧コントロール弁２０４およびセカンダリレギュレータ弁２０５が含まれる。また、油圧回路２０１には、電気信号に応じたソレノイド圧Ｐｓｌｓを出力するソレノイド弁ＳＬＳが含まれる。   A hydraulic circuit 201 for supplying oil to the secondary pulley 54 includes a primary regulator valve 202, a clutch modulator valve 203, a pinching control valve 204, and a secondary regulator valve 205. Further, the hydraulic circuit 201 includes a solenoid valve SLS that outputs a solenoid pressure Psls according to an electric signal.

プライマリレギュレータ弁２０２は、オイルポンプ５の吐出圧を所定のライン圧ＰＬに調圧するための弁である。具体的には、プライマリレギュレータ弁２０２の信号ポート２１１には、ソレノイド弁ＳＬＳの出力圧であるソレノイド圧Ｐｓｌｓが入力される。プライマリレギュレータ弁２０２は、ライン圧ＰＬをソレノイド圧Ｐｓｌｓに比例した油圧に調圧する。   The primary regulator valve 202 is a valve for adjusting the discharge pressure of the oil pump 5 to a predetermined line pressure PL. Specifically, a solenoid pressure Psls that is an output pressure of the solenoid valve SLS is input to the signal port 211 of the primary regulator valve 202. Primary regulator valve 202 regulates line pressure PL to a hydraulic pressure proportional to solenoid pressure Psls.

クラッチモジュレータ弁２０３は、リバースクラッチＣ１およびフォワードブレーキＢ１（図１参照）への供給圧の元圧となるクラッチモジュレータ圧Ｐｃｍを出力する弁である。クラッチモジュレータ弁２０３の入力ポート２２１には、ライン圧ＰＬが入力されている。信号ポート２２３には、クラッチモジュレータ圧Ｐｃｍがスプリング荷重と対向するようにフィードバックされている。そのため、クラッチモジュレータ弁２０３は、ライン圧ＰＬがスプリング荷重に相当する一定圧以下であるときには、そのライン圧ＰＬと同圧のクラッチモジュレータ圧Ｐｃｍを出力ポート２２２から出力し、ライン圧ＰＬが当該一定圧よりも高いときには、当該一定圧に調圧（減圧）されたクラッチモジュレータ圧Ｐｃｍを出力ポート２２２から出力する。   The clutch modulator valve 203 is a valve that outputs a clutch modulator pressure Pcm that is a source pressure of a supply pressure to the reverse clutch C1 and the forward brake B1 (see FIG. 1). The line pressure PL is input to the input port 221 of the clutch modulator valve 203. The signal port 223 is fed back so that the clutch modulator pressure Pcm faces the spring load. Therefore, when the line pressure PL is equal to or lower than a constant pressure corresponding to the spring load, the clutch modulator valve 203 outputs the clutch modulator pressure Pcm having the same pressure as the line pressure PL from the output port 222, and the line pressure PL is the constant pressure. When the pressure is higher than the pressure, the clutch modulator pressure Pcm adjusted (decreased) to the constant pressure is output from the output port 222.

挟圧コントロール弁２０４は、セカンダリプーリ５４のピストン室６８の油圧（セカンダリ圧）を制御するための弁である。挟圧コントロール弁２０４の一端側の信号ポート２３１には、一定のモジュレータ圧Ｐｓｍがスプリング荷重と対向するように入力されている。他端側の信号ポート２３２には、ソレノイド圧Ｐｓｌｓが入力される。入力ポート２３３には、ライン圧ＰＬが入力されている。出力ポート２３４は、セカンダリプーリ５４のピストン室６８と連通している。また、出力ポート２３４は、挟圧コントロール弁２０４の外部において、ポート２３５と連通している。出力ポート２３４から出力されるセカンダリ圧は、ピストン室６８に供給されるとともに、ポート２３５にフィードバックされる。ポート２３６は、ドレンポートである。挟圧コントロール弁２０４は、信号ポート２３２に入力されたソレノイド圧Ｐｓｌｓを所定の増幅度で増幅し、その増幅した油圧をセカンダリ圧としてセカンダリプーリ５４のピストン室６８に供給する。   The clamping pressure control valve 204 is a valve for controlling the hydraulic pressure (secondary pressure) of the piston chamber 68 of the secondary pulley 54. A constant modulator pressure Psm is input to the signal port 231 on one end side of the clamping pressure control valve 204 so as to face the spring load. The solenoid pressure Psls is input to the signal port 232 on the other end side. A line pressure PL is input to the input port 233. The output port 234 communicates with the piston chamber 68 of the secondary pulley 54. Further, the output port 234 communicates with the port 235 outside the pinching control valve 204. The secondary pressure output from the output port 234 is supplied to the piston chamber 68 and fed back to the port 235. The port 236 is a drain port. The clamping pressure control valve 204 amplifies the solenoid pressure Psls input to the signal port 232 with a predetermined amplification degree, and supplies the amplified hydraulic pressure to the piston chamber 68 of the secondary pulley 54 as a secondary pressure.

セカンダリレギュレータ弁２０５は、切替バルブ１５１の入力ポート１５６（図２参照）に入力されるセカンダリレギュレータ圧Ｐｓｒを調圧するための弁である。セカンダリレギュレータ弁２０５の入力ポート２４１には、プライマリレギュレータ弁２０２の出力ポート２１２から出力される油圧が入力されている。信号ポート２４２には、クラッチモジュレータ圧Ｐｃｍが入力される。セカンダリレギュレータ弁２０５は、入力ポート２４１に入力される油圧を調圧し、クラッチモジュレータ圧Ｐｃｍに応じたセカンダリレギュレータ圧Ｐｓｒを出力ポート２４３から出力する。ポート２４４は、オイルポンプ５の吸込油路と連通しており、調圧による余剰油は、ポート２４４からオイルポンプ５の吸込油路に戻る。   The secondary regulator valve 205 is a valve for regulating the secondary regulator pressure Psr input to the input port 156 (see FIG. 2) of the switching valve 151. The oil pressure output from the output port 212 of the primary regulator valve 202 is input to the input port 241 of the secondary regulator valve 205. A clutch modulator pressure Pcm is input to the signal port 242. The secondary regulator valve 205 regulates the hydraulic pressure input to the input port 241 and outputs the secondary regulator pressure Psr corresponding to the clutch modulator pressure Pcm from the output port 243. The port 244 communicates with the suction oil passage of the oil pump 5, and surplus oil due to pressure adjustment returns from the port 244 to the suction oil passage of the oil pump 5.

また、車両１には、ＣＰＵおよびメモリなどを含む構成のＥＣＵ（Electronic Control Unit：電子制御ユニット）３０１が搭載されている。ＥＣＵ３０１には、セカンダリ圧を検出するための油圧センサ３０２と、油圧回路２０１を流通する油の温度（油温）を検出するための油温センサ３０３とが接続されている。   In addition, the vehicle 1 is equipped with an ECU (Electronic Control Unit) 301 having a configuration including a CPU and a memory. The ECU 301 is connected to a hydraulic sensor 302 for detecting the secondary pressure and an oil temperature sensor 303 for detecting the temperature of the oil flowing through the hydraulic circuit 201 (oil temperature).

ＥＣＵ３０１は、油圧センサ３０２の検出信号からセカンダリ圧を検出する。また、ＥＣＵ３０１は、油温センサ３０３の検出信号から油温を検出する。そして、ＥＣＵ３０１は、セカンダリ圧、油温、変速比およびエンジントルク（エンジン２の発生トルク）に基づいて、セカンダリプーリ５４とベルト５５との間で滑り（ベルト滑り）を発生させない推力（挟圧力）が得られるように、セカンダリ圧の目標値である目標セカンダリ圧を設定し、セカンダリ圧が目標セカンダリ圧と一致するように、ソレノイド弁ＳＬＳを制御する。   The ECU 301 detects the secondary pressure from the detection signal of the hydraulic sensor 302. Further, the ECU 301 detects the oil temperature from the detection signal of the oil temperature sensor 303. The ECU 301 then thrusts (clamping pressure) that does not cause slippage (belt slippage) between the secondary pulley 54 and the belt 55 based on the secondary pressure, oil temperature, gear ratio, and engine torque (generated torque of the engine 2). So that the target secondary pressure, which is the target value of the secondary pressure, is set, and the solenoid valve SLS is controlled so that the secondary pressure matches the target secondary pressure.

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

＜目標セカンダリ圧の設定手法＞ <Target secondary pressure setting method>

図４は、目標セカンダリ圧設定処理の流れを示すフローチャートである。   FIG. 4 is a flowchart showing the flow of the target secondary pressure setting process.

ＥＣＵ３０１は、目標セカンダリ圧を設定するため、目標セカンダリ圧設定処理を実行する。   The ECU 301 executes a target secondary pressure setting process in order to set the target secondary pressure.

目標セカンダリ圧設定処理において、ＥＣＵ３０１は、現在の変速比が所定値よりも小さいか否かを判断する（ステップＳ１）。   In the target secondary pressure setting process, the ECU 301 determines whether or not the current gear ratio is smaller than a predetermined value (step S1).

現在の変速比が所定値以上である場合（ステップＳ１のＮＯ）、ＥＣＵ３０１は、エンジントルクと変速比とからベルト伝達トルクを求める。そして、ＥＣＵ３０１は、ベルト伝達トルクに応じた目標セカンダリ圧を設定し（ステップＳ２）、目標セカンダリ圧設定処理を終了する。   If the current gear ratio is greater than or equal to a predetermined value (NO in step S1), the ECU 301 obtains the belt transmission torque from the engine torque and the gear ratio. Then, the ECU 301 sets a target secondary pressure corresponding to the belt transmission torque (step S2), and ends the target secondary pressure setting process.

一方、現在の変速比が所定値よりも小さい場合（ステップＳ１のＹＥＳ）、ＥＣＵ３０１は、油圧センサ３０２の検出信号からセカンダリ圧を検出する（ステップＳ３）。   On the other hand, when the current gear ratio is smaller than the predetermined value (YES in step S1), the ECU 301 detects the secondary pressure from the detection signal of the hydraulic sensor 302 (step S3).

挟圧コントロール弁２０４は、ソレノイド圧Ｐｓｌｓを所定の増幅度で増幅し、その増幅した油圧をセカンダリ圧として出力する。この関係に基づいて、ＥＣＵ３０１は、セカンダリ圧に応じたソレノイド圧Ｐｓｌｓを取得する（ステップＳ４）。セカンダリ圧に応じたソレノイド圧Ｐｓｌｓは、演算により取得されてもよいし、セカンダリ圧とソレノイド圧Ｐｓｌｓとの関係を定めたテーブルから取得されてもよい。後者の場合、当該テーブルがＥＣＵ３０１のメモリに予め格納される。   The clamping pressure control valve 204 amplifies the solenoid pressure Psls with a predetermined amplification degree, and outputs the amplified hydraulic pressure as a secondary pressure. Based on this relationship, the ECU 301 acquires the solenoid pressure Psls corresponding to the secondary pressure (step S4). The solenoid pressure Psls corresponding to the secondary pressure may be acquired by calculation, or may be acquired from a table that defines the relationship between the secondary pressure and the solenoid pressure Psls. In the latter case, the table is stored in advance in the memory of the ECU 301.

また、プライマリレギュレータ弁２０２は、ライン圧ＰＬをソレノイド圧Ｐｓｌｓに比例した油圧に調圧する。この関係に基づいて、ＥＣＵ３０１は、ソレノイド圧Ｐｓｌｓに応じたライン圧ＰＬを取得する（ステップＳ５）。ソレノイド圧Ｐｓｌｓに応じたライン圧ＰＬは、演算により取得されてもよいし、ソレノイド圧Ｐｓｌｓとライン圧ＰＬとの関係を定めたテーブルから取得されてもよい。後者の場合、当該テーブルがＥＣＵ３０１のメモリに予め格納される。   Further, the primary regulator valve 202 adjusts the line pressure PL to a hydraulic pressure proportional to the solenoid pressure Psls. Based on this relationship, the ECU 301 acquires a line pressure PL corresponding to the solenoid pressure Psls (step S5). The line pressure PL corresponding to the solenoid pressure Psls may be acquired by calculation, or may be acquired from a table that defines the relationship between the solenoid pressure Psls and the line pressure PL. In the latter case, the table is stored in advance in the memory of the ECU 301.

クラッチモジュレータ弁２０３は、ライン圧ＰＬがクラッチモジュレータ弁２０３のスプリング荷重に相当する一定圧以下であるときには、そのライン圧ＰＬと同圧のクラッチモジュレータ圧Ｐｃｍを出力し、ライン圧ＰＬが当該一定圧よりも高いときには、当該一定圧に調圧されたクラッチモジュレータ圧Ｐｃｍを出力する。そのため、ライン圧ＰＬが判明すれば、クラッチモジュレータ圧Ｐｃｍが判明する。ＥＣＵ３０１は、ライン圧ＰＬを取得した後、そのライン圧ＰＬに基づいて、クラッチモジュレータ圧Ｐｃｍを取得する（ステップＳ６）。   When the line pressure PL is equal to or lower than a constant pressure corresponding to the spring load of the clutch modulator valve 203, the clutch modulator valve 203 outputs a clutch modulator pressure Pcm having the same pressure as the line pressure PL, and the line pressure PL is the constant pressure. Higher than that, the clutch modulator pressure Pcm adjusted to the constant pressure is output. Therefore, if the line pressure PL is determined, the clutch modulator pressure Pcm is determined. After acquiring the line pressure PL, the ECU 301 acquires the clutch modulator pressure Pcm based on the line pressure PL (step S6).

セカンダリレギュレータ弁２０５は、クラッチモジュレータ圧Ｐｃｍに応じたセカンダリレギュレータ圧Ｐｓｒを出力する。この関係に基づいて、ＥＣＵ３０１は、クラッチモジュレータ圧Ｐｃｍに応じたセカンダリレギュレータ圧Ｐｓｒを取得する（ステップＳ７）。クラッチモジュレータ圧Ｐｃｍに応じたセカンダリレギュレータ圧Ｐｓｒは、演算により取得されてもよいし、クラッチモジュレータ圧Ｐｃｍとセカンダリレギュレータ圧Ｐｓｒとの関係を定めたテーブルから取得されてもよい。後者の場合、当該テーブルがＥＣＵ３０１のメモリに予め格納される。   The secondary regulator valve 205 outputs a secondary regulator pressure Psr corresponding to the clutch modulator pressure Pcm. Based on this relationship, the ECU 301 acquires a secondary regulator pressure Psr corresponding to the clutch modulator pressure Pcm (step S7). The secondary regulator pressure Psr corresponding to the clutch modulator pressure Pcm may be obtained by calculation, or may be obtained from a table that defines the relationship between the clutch modulator pressure Pcm and the secondary regulator pressure Psr. In the latter case, the table is stored in advance in the memory of the ECU 301.

その後、ＥＣＵ３０１は、油温センサ３０３の検出信号から潤滑油の油温を検出する（ステップＳ８）。   Thereafter, the ECU 301 detects the oil temperature of the lubricating oil from the detection signal of the oil temperature sensor 303 (step S8).

このとき、変速比が所定値よりも小さいので、図２Ｂに示されるように、油供給口１３６がキャンセラ室１２５と径方向に対向し、油供給口１３６から吐出される潤滑油がキャンセラ室１２５に供給される。ＥＣＵ３０１は、セカンダリレギュレータ圧Ｐｓｒと油温とに基づいて、キャンセラ室１２５に供給される潤滑油の流量を推定する（ステップＳ９）。潤滑油の流量は、演算により求められてもよいし、流量とセカンダリレギュレータ圧Ｐｓｒと油温との関係を定めたテーブルから取得されてもよい。後者の場合、当該テーブルがＥＣＵ３０１のメモリに予め格納される。   At this time, since the gear ratio is smaller than a predetermined value, as shown in FIG. 2B, the oil supply port 136 faces the canceller chamber 125 in the radial direction, and the lubricating oil discharged from the oil supply port 136 is removed from the canceller chamber 125. To be supplied. The ECU 301 estimates the flow rate of the lubricating oil supplied to the canceller chamber 125 based on the secondary regulator pressure Psr and the oil temperature (step S9). The flow rate of the lubricating oil may be obtained by calculation, or may be acquired from a table that defines the relationship among the flow rate, the secondary regulator pressure Psr, and the oil temperature. In the latter case, the table is stored in advance in the memory of the ECU 301.

つづいて、ＥＣＵ３０１は、キャンセラ室１２５に供給される潤滑油の流量とキャンセラ室１２５に潤滑油が供給開始されてからの経過時間（変速比が所定値よりも小さくなってからの経過時間）とを乗じることにより、キャンセラ室１２５に供給された潤滑油の油量（供給流量）を求める。一方、キャンセラ１２１に形成されている小孔１２６から抜け出る潤滑油の流量とキャンセラ室１２５に潤滑油が供給開始されてからの経過時間とを乗じることにより、キャンセラ室１２５から抜け出た潤滑油の油量（抜け油量）を求める。小孔１２６から抜け出る潤滑油の流量は、予め求められて、ＥＣＵ３０１のメモリに格納されている。そして、ＥＣＵ３０１は、供給油量から抜け油量を減算することにより、キャンセラ室１２５に溜まっている油量を推定する（ステップＳ１０）。   Subsequently, the ECU 301 determines the flow rate of the lubricating oil supplied to the canceller chamber 125 and the elapsed time since the start of supplying the lubricating oil to the canceller chamber 125 (the elapsed time since the gear ratio becomes smaller than a predetermined value). To obtain the amount of oil (supply flow rate) of the lubricating oil supplied to the canceller chamber 125. On the other hand, by multiplying the flow rate of the lubricating oil that flows out from the small hole 126 formed in the canceller 121 and the elapsed time after the supply of the lubricating oil to the canceller chamber 125 is multiplied, the oil of the lubricating oil that has flowed out of the canceller chamber 125 is obtained. Determine the amount (loss of oil). The flow rate of the lubricating oil that escapes from the small hole 126 is obtained in advance and stored in the memory of the ECU 301. Then, the ECU 301 estimates the amount of oil accumulated in the canceller chamber 125 by subtracting the amount of oil missing from the amount of oil supplied (step S10).

その後、ＥＣＵ３０１は、エンジントルクと変速比とからベルト伝達トルクを求め、ベルト伝達トルクおよびキャンセラ室１２５に溜まっている油量に応じた目標セカンダリ圧を設定する（ステップＳ１１）。たとえば、ＥＣＵ３０１は、キャンセラ室１２５に溜まっている油量からキャンセラ室１２５に発生する遠心油圧を推定し、ベルト伝達トルクに対してベルト滑りを発生させない推力が得られるセカンダリ圧に遠心油圧を加算し、その加算値を目標セカンダリ圧に設定する。目標セカンダリ圧の設定後、ＥＣＵ３０１は、目標セカンダリ圧設定処理を終了する。   Thereafter, the ECU 301 obtains a belt transmission torque from the engine torque and the gear ratio, and sets a target secondary pressure corresponding to the belt transmission torque and the amount of oil accumulated in the canceller chamber 125 (step S11). For example, the ECU 301 estimates the centrifugal hydraulic pressure generated in the canceller chamber 125 from the amount of oil accumulated in the canceller chamber 125, and adds the centrifugal hydraulic pressure to the secondary pressure that provides a thrust that does not cause belt slip relative to the belt transmission torque. Then, the added value is set to the target secondary pressure. After setting the target secondary pressure, the ECU 301 ends the target secondary pressure setting process.

＜作用効果＞ <Effect>

以上のように、セカンダリプーリ５４では、可動シーブ６６とピストン６７との間には、油圧が供給されるピストン室６８が形成されている。ピストン６７に対してピストン室６８と反対側には、キャンセラ１２１が可動シーブ６６と一体的に設けられている。キャンセラ１２１とピストン６７との間には、油が供給されるキャンセラ室１２５が形成されている。   As described above, in the secondary pulley 54, the piston chamber 68 to which hydraulic pressure is supplied is formed between the movable sheave 66 and the piston 67. A canceller 121 is provided integrally with the movable sheave 66 on the opposite side of the piston 67 from the piston chamber 68. A canceller chamber 125 to which oil is supplied is formed between the canceller 121 and the piston 67.

セカンダリ軸５２の周囲には、油を径方向に吐出する油供給口１３６が設けられている。変速比が所定値よりも小さいハイギヤ時は、油供給口１３６がキャンセラ室１２５と径方向に対向し、油供給口１３６から吐出される油がキャンセラ室１２５に供給される。これにより、キャンセラ室１２５内に遠心油圧が発生する。よって、ハイギヤ時には、キャンセラ室１２５内に発生する遠心油圧により、ピストン室６８内に発生する遠心油圧をキャンセル（相殺）することができる。その結果、セカンダリプーリ５４からベルト５５に加わる推力が過大になることを防止できる。   An oil supply port 136 for discharging oil in the radial direction is provided around the secondary shaft 52. When the gear ratio is lower than a predetermined value, the oil supply port 136 faces the canceller chamber 125 in the radial direction, and the oil discharged from the oil supply port 136 is supplied to the canceller chamber 125. As a result, centrifugal oil pressure is generated in the canceller chamber 125. Accordingly, during high gear, the centrifugal hydraulic pressure generated in the piston chamber 68 can be canceled (cancelled) by the centrifugal hydraulic pressure generated in the canceller chamber 125. As a result, it is possible to prevent the thrust applied from the secondary pulley 54 to the belt 55 from becoming excessive.

一方、変速比が所定値以上であるローギヤ時は、油供給口１３６がキャンセラ室１２５と径方向に対向せず、油供給口１３６から吐出される油がキャンセラ室１２５に供給されない。そのため、キャンセラ室１２５内における遠心油圧の発生が抑制される。したがって、ローギヤ時には、キャンセラ室１２５内に発生する遠心油圧を考慮せずに、ピストン室６８の必要油圧を低く設定することができる。   On the other hand, when the gear ratio is at a predetermined value or higher, the oil supply port 136 does not face the canceller chamber 125 in the radial direction, and the oil discharged from the oil supply port 136 is not supplied to the canceller chamber 125. Therefore, the generation of centrifugal oil pressure in the canceller chamber 125 is suppressed. Therefore, at the time of low gear, the required hydraulic pressure of the piston chamber 68 can be set low without considering the centrifugal hydraulic pressure generated in the canceller chamber 125.

キャンセラ室１２５への油の供給が開始されると、キャンセラ室１２５に油が溜まり始め、キャンセラ室１２５内に遠心油圧が発生する。この遠心油圧の発生に合わせて、ピストン室６８に供給される油圧が上げられないと、セカンダリプーリ５４からベルト５５に加わる推力に不足が生じ、セカンダリプーリ５４とベルト５５との間で滑りが生じるおそれがある。   When the supply of oil to the canceller chamber 125 is started, oil begins to accumulate in the canceller chamber 125, and centrifugal hydraulic pressure is generated in the canceller chamber 125. If the hydraulic pressure supplied to the piston chamber 68 is not increased in accordance with the generation of the centrifugal hydraulic pressure, the thrust applied from the secondary pulley 54 to the belt 55 is insufficient, and slippage occurs between the secondary pulley 54 and the belt 55. There is a fear.

そこで、キャンセラ室１２５への油の供給が開始された後、キャンセラ室１２５に溜まった油量が推定される。そして、その推定された油量に基づいて、目標セカンダリ圧が設定され、ピストン室６８に供給されるセカンダリ圧が目標セカンダリ圧と一致するように、ソレノイド弁ＳＬＳが制御される。これにより、キャンセラ室１２５内に発生する遠心油圧が考慮されたセカンダリ圧をピストン室６８に供給することができる。その結果、セカンダリプーリ５４からベルト５５に加わる推力に不足が生じることを抑制でき、セカンダリプーリ５４とベルト５５との間での滑りの発生を抑制できる。   Therefore, after the supply of oil to the canceller chamber 125 is started, the amount of oil accumulated in the canceller chamber 125 is estimated. Based on the estimated oil amount, the target secondary pressure is set, and the solenoid valve SLS is controlled so that the secondary pressure supplied to the piston chamber 68 matches the target secondary pressure. Thereby, the secondary pressure in consideration of the centrifugal hydraulic pressure generated in the canceller chamber 125 can be supplied to the piston chamber 68. As a result, it is possible to prevent the thrust applied from the secondary pulley 54 to the belt 55 from being insufficient, and to suppress the occurrence of slipping between the secondary pulley 54 and the belt 55.

＜変形例＞ <Modification>

以上、本発明の一実施形態について説明したが、本発明は、他の形態で実施することもできる。   As mentioned above, although one Embodiment of this invention was described, this invention can also be implemented with another form.

たとえば、前述の実施形態では、変速比が所定値よりも小さいときは、油供給口１３６がキャンセラ室１２５と径方向に対向して、油供給口１３６から吐出される油がキャンセラ室１２５に供給され、変速比が所定値以上であるときは、油供給口１３６がキャンセラ室１２５と径方向に対向せず、油供給口１３６から吐出される油がキャンセラ室１２５に供給されない構成を取り上げた。これに限らず、たとえば、油供給口１３６は、変速比にかかわらず、キャンセラ室１２５と常に対向する位置に設けられ、変速比が所定値よりも小さいときに、切替バルブ１５１のスプール１５３が供給位置に位置し、変速比が所定値以上であるときに、スプール１５３が停止位置に位置するように、切替バルブ１５１が構成されてもよい。   For example, in the above-described embodiment, when the gear ratio is smaller than a predetermined value, the oil supply port 136 faces the canceller chamber 125 in the radial direction, and the oil discharged from the oil supply port 136 is supplied to the canceller chamber 125. When the speed ratio is equal to or greater than the predetermined value, the oil supply port 136 does not face the canceller chamber 125 in the radial direction, and the oil discharged from the oil supply port 136 is not supplied to the canceller chamber 125. For example, the oil supply port 136 is provided at a position that always faces the canceller chamber 125 regardless of the gear ratio, and is supplied by the spool 153 of the switching valve 151 when the gear ratio is smaller than a predetermined value. The switching valve 151 may be configured so that the spool 153 is positioned at the stop position when the gear ratio is at the position and the speed ratio is equal to or greater than a predetermined value.

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

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

４ ＣＶＴ（無段変速機）
５２ セカンダリ軸
５３ プライマリプーリ
５４ セカンダリプーリ
５５ ベルト
６５ 固定シーブ
６６ 可動シーブ
６７ ピストン
６８ ピストン室
１２１ キャンセラ（切替手段）
１２５ キャンセラ室
１２６ 小孔（孔）
１３６ 油供給口（切替手段）
３０１ ＥＣＵ（油量推定手段、油圧制御手段） 4 CVT (continuously variable transmission)
52 Secondary shaft 53 Primary pulley 54 Secondary pulley 55 Belt 65 Fixed sheave 66 Movable sheave 67 Piston 68 Piston chamber 121 Canceller (switching means)
125 Canceller room 126 Small hole (hole)
136 Oil supply port (switching means)
301 ECU (oil amount estimation means, hydraulic control means)

Claims (1)

プライマリプーリとセカンダリプーリとに無端状のベルトが巻き掛けられた構成を有する無段変速機であって、
前記セカンダリプーリは、
セカンダリ軸に固定された固定シーブと、
前記固定シーブに前記ベルトを挟んで対向配置され、前記セカンダリ軸にその軸線方向に移動可能に支持された可動シーブと、
前記セカンダリ軸に対して固定され、前記可動シーブとの間にピストン室を形成するピストンと、
前記ピストンに対して前記ピストン室と反対側に、前記可動シーブと一体的に設けられ、前記ピストンとの間にキャンセラ室を形成するキャンセラとを備えており、
前記キャンセラ室への油の供給およびその停止を切り替える切替手段と、
前記切替手段の切り替えにより前記キャンセラ室への油の供給が開始された後、前記キャンセラ室に溜まった油量を推定する油量推定手段と、
前記油量推定手段により推定された油量に基づいて、前記ピストン室に供給される油圧を制御する油圧制御手段とを含む、無段変速機。 A continuously variable transmission having a configuration in which an endless belt is wound around a primary pulley and a secondary pulley,
The secondary pulley is
A fixed sheave fixed to the secondary shaft;
A movable sheave disposed opposite to the fixed sheave across the belt, and supported by the secondary shaft so as to be movable in the axial direction;
A piston fixed to the secondary shaft and forming a piston chamber with the movable sheave;
On the opposite side to the piston chamber with respect to the piston, the movable sheave is provided integrally with a canceller that forms a canceller chamber with the piston.
Switching means for switching between supply and stop of oil to the canceller chamber;
An oil amount estimating means for estimating the amount of oil accumulated in the canceller chamber after the supply of oil to the canceller chamber is started by switching the switching means;
A continuously variable transmission, comprising: a hydraulic control unit that controls a hydraulic pressure supplied to the piston chamber based on the oil amount estimated by the oil amount estimating unit.

Images