JP2018146104A - Power transmission device - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、巻き掛け式の無段変速機を備え、少なくともパーキングレンジ、ニュートラルレンジ、ドライブレンジの切り替えが可能とされた動力伝達装置に関するものであり、特には、無段変速機の潤滑油流量を制御するための技術分野に関する。 The present invention relates to a power transmission device including a wrapping type continuously variable transmission and capable of switching at least a parking range, a neutral range, and a drive range, and in particular, a lubricating oil flow rate of a continuously variable transmission. TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
例えばベルトやチェーン等の巻き掛け部材を二つのプーリのＶ溝に掛け渡した（巻き掛けた）巻き掛け式の無段変速機を備えた車両が広く知られている。
無段変速機の潤滑油流量は、無段変速機の発熱量が最も高い走行条件において十分な冷却性能が発揮されるべく、最低潤滑流量が定められている。
For example, a vehicle having a continuously variable transmission of a winding type in which a winding member such as a belt or a chain is wound (wound) around a V groove of two pulleys is widely known.
The lubricating oil flow rate of the continuously variable transmission is set to the minimum lubricating flow rate so that sufficient cooling performance can be exhibited under the driving conditions where the heat generation amount of the continuously variable transmission is the highest.
なお、関連する従来技術については下記特許文献を挙げることができる。 In addition, about the related prior art, the following patent documents can be mentioned.
しかしながら、上記のように発熱量が最も高い走行条件に合わせて最低潤滑流量が定められていると、発熱量が少ない走行条件や冷却性能の高い油温状態においては過大な潤滑油を供給していることになる。これは、無段変速機のプーリ表面、すなわちプーリと巻き掛け部材との接触面では摩擦により動力伝達が行われることから発熱が顕著であり、冷却必要時と冷却不要時とで必要潤滑油流量が大きく異なることに由来する。
潤滑油量が過大であると、オイルポンプ負荷増大による燃費（燃料消費率）の悪化を招く。また、無段変速機とオイルを共用する他の油圧供給対象部において油圧不足が生じる事態を誘発する虞もある。さらには、無段変速機における攪拌抵抗を無駄に生じさせることに繋がり、この点でも燃費の悪化を招く虞がある。
However, if the minimum lubrication flow rate is set according to the driving condition with the highest calorific value as described above, excessive lubricating oil is supplied under the driving condition with low calorific value and the oil temperature with high cooling performance. Will be. This is due to the fact that power is transmitted by friction on the pulley surface of the continuously variable transmission, that is, the contact surface between the pulley and the winding member. Is derived from the fact that the
If the amount of lubricating oil is excessive, fuel consumption (fuel consumption rate) is deteriorated due to an increase in oil pump load. There is also a risk of inducing a shortage of hydraulic pressure in other hydraulic pressure supply target parts that share oil with the continuously variable transmission. Furthermore, it leads to useless stirring resistance in the continuously variable transmission, which may lead to deterioration of fuel consumption.
本発明は上記の問題点に鑑み為されたものであり、無段変速機の低負荷時における潤滑油流量を低減することによる他の油圧供給対象部での油圧不足の防止、及び燃費の向上を図ることを目的とする。 The present invention has been made in view of the above-described problems, and prevents a shortage of hydraulic pressure in other hydraulic pressure supply target parts by reducing the lubricating oil flow rate when the continuously variable transmission is under a low load, and improves fuel consumption. It aims to plan.
本発明に係る動力伝達装置は、巻き掛け式の無段変速機を備え、少なくともパーキングレンジ、ニュートラルレンジ、ドライブレンジの切り替えが可能とされた動力伝達装置であって、前記無段変速機に潤滑油を供給する潤滑油路と、前記潤滑油路の油流量を制御する油量制御弁と、前記ドライブレンジへの切り替えに連動して前記油量制御弁を駆動する弁駆動部と、を備えるものである。 A power transmission device according to the present invention is a power transmission device that includes a wrapping type continuously variable transmission and is capable of switching at least a parking range, a neutral range, and a drive range, and lubricates the continuously variable transmission. A lubricating oil passage that supplies oil, an oil amount control valve that controls an oil flow rate of the lubricating oil passage, and a valve drive unit that drives the oil amount control valve in conjunction with switching to the drive range. Is.
これにより、ドライブレンジ以外の少なくともパーキングレンジ、ニュートラルレンジの選択状態、すなわち無段変速機が低負荷と推定される状態に対応して無段変速機の潤滑油量を低減することが可能とされる。すなわち、無段変速機の負荷状態（発熱状態）に対して潤滑油量が過大とならないように図ることが可能とされる。 As a result, it is possible to reduce the amount of lubricating oil in the continuously variable transmission corresponding to at least the parking range and neutral range selected other than the drive range, that is, the state where the continuously variable transmission is estimated to be low in load. The That is, it is possible to prevent the amount of lubricating oil from becoming excessive with respect to the load state (heat generation state) of the continuously variable transmission.
上記した本発明に係る動力伝達装置においては、前記弁駆動部は、前記潤滑油路の油流量を、前記パーキングレンジ時、前記ニュートラルレンジ時に比べて前記ドライブレンジ時において多くするように前記油量制御弁を駆動する構成とすることが可能である。 In the power transmission device according to the present invention described above, the valve drive unit is configured to increase the oil flow rate in the lubricating oil passage so that the oil flow rate in the drive range is larger than that in the parking range and in the neutral range. The control valve can be driven.
これにより、無段変速機が低負荷と推定される状態に対応して無段変速機の潤滑油量が低減される。 As a result, the amount of lubricating oil in the continuously variable transmission is reduced in response to a state where the continuously variable transmission is estimated to be low in load.
上記した本発明に係る動力伝達装置においては、前記潤滑油路による前記潤滑油の供給先が前記無段変速機のプーリ表面とされた構成とすることが可能である。 In the above-described power transmission device according to the present invention, the lubricating oil supply destination through the lubricating oil passage may be a pulley surface of the continuously variable transmission.
これにより、摩擦熱の生じ易いプーリと巻き掛け部材との接触面を対象として油供給が行われる。 As a result, oil is supplied to the contact surface between the pulley and the winding member that are likely to generate frictional heat.
上記した本発明に係る動力伝達装置においては、前進クラッチと後退ブレーキとを有し駆動輪の回転方向を切り替える前後進切替機構を備え、前記弁駆動部は、前記前進クラッチの締結用油圧に基づき前記油量制御弁を駆動する構成とすることが可能である。 The power transmission device according to the present invention described above includes a forward / reverse switching mechanism that has a forward clutch and a reverse brake and switches the rotation direction of the drive wheels, and the valve drive unit is based on the fastening hydraulic pressure of the forward clutch. The oil amount control valve can be driven.
前後進切替機構を備える場合、前進クラッチはパーキングレンジ、リバースレンジ、及びニュートラルレンジにおいて非締結とされ、ドライブレンジへの切り替えに応じて締結が行われる。そのため、上記締結用油圧に基づき油量制御弁を駆動することで、パーキングレンジ、リバースレンジ、ニュートラルレンジの選択状態、すなわちドライブレンジ選択状態に対して無段変速機が比較的低負荷と推定される状態における無段変速機の潤滑油量低減が可能とされ、無段変速機の負荷状態（発熱状態）に対して潤滑油量が過大とならないようにすることが可能とされる。
このとき、油量制御弁を上記締結用油圧に基づき駆動していることで、油量制御弁の駆動にあたり新たな油圧を生成する必要がなくなる。
When the forward / reverse switching mechanism is provided, the forward clutch is not engaged in the parking range, reverse range, and neutral range, and is engaged according to the switching to the drive range. Therefore, by driving the oil amount control valve based on the fastening hydraulic pressure, the continuously variable transmission is estimated to have a relatively low load with respect to the selected state of the parking range, reverse range, and neutral range, that is, the drive range selected state. It is possible to reduce the amount of lubricating oil of the continuously variable transmission in a state where the amount of lubricating oil does not become excessive with respect to the load state (heat generation state) of the continuously variable transmission.
At this time, since the oil amount control valve is driven based on the fastening hydraulic pressure, it is not necessary to generate a new hydraulic pressure when driving the oil amount control valve.
上記した本発明に係る動力伝達装置においては、前記弁駆動部は、前記締結用油圧の油路であるクラッチ用油路から分岐された油路の油圧を前記油量制御弁に印加して前記油量制御弁を駆動する構成とすることが可能である。 In the above-described power transmission device according to the present invention, the valve drive unit applies the oil pressure of the oil passage branched from the oil passage for clutch, which is the oil passage of the fastening oil pressure, to the oil amount control valve. The oil quantity control valve can be driven.
これにより、締結用油圧を直接的に印加して油量制御弁を駆動することが可能とされ、油量制御弁を駆動するに際しての動力伝達ロスが少なくなる。 As a result, it is possible to drive the oil amount control valve by directly applying the fastening hydraulic pressure, and power transmission loss when driving the oil amount control valve is reduced.
上記した本発明に係る動力伝達装置においては、前進クラッチと後退ブレーキとを有し駆動輪の回転方向を切り替える前後進切替機構と、前記前進クラッチに締結用油圧を供給するためのクラッチ用油路と前記後退ブレーキに作動油圧を供給するためのブレーキ用油路とが接続され、レンジ切り替え操作に連動してスプールが変位することで前記クラッチ用油路と前記ブレーキ用油路に選択的に油圧を供給するマニュアルバルブと、を備え、前記弁駆動部は、前記マニュアルバルブの前記スプールを変位させる動力を流用して前記油量制御弁を駆動する構成とすることが可能である。 In the power transmission device according to the present invention described above, a forward / reverse switching mechanism that has a forward clutch and a reverse brake and switches the rotation direction of the drive wheels, and a clutch oil passage for supplying fastening hydraulic pressure to the forward clutch And a brake oil passage for supplying operating hydraulic pressure to the reverse brake, and the spool is displaced in conjunction with the range switching operation, whereby the hydraulic pressure is selectively applied to the clutch oil passage and the brake oil passage. The valve drive unit can drive the oil amount control valve by using power that displaces the spool of the manual valve.
これにより、油量制御弁の駆動にあたり既存油路を分岐させて油圧を引き入れる必要がなくなる。 This eliminates the need to branch the existing oil passage and draw in the hydraulic pressure when driving the oil amount control valve.
上記した本発明に係る動力伝達装置においては、前記潤滑油の供給源として可変容量式ポンプを備えた構成することが可能である。 In the power transmission device according to the present invention described above, a variable displacement pump can be provided as a supply source of the lubricating oil.
潤滑油供給源として可変容量式ポンプを備えた場合、該可変容量式ポンプが低容量領域で使用される頻度を増やすことが可能とされる。 When a variable displacement pump is provided as a lubricating oil supply source, it is possible to increase the frequency with which the variable displacement pump is used in a low capacity region.
本発明によれば、無段変速機の低負荷時における潤滑油流量を低減することによる他の油圧供給対象部での油圧不足の防止、及び燃費の向上を図ることができる。 ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, the hydraulic shortage can be prevented in another hydraulic pressure supply target part by reducing the lubricating oil flow rate at the time of low load of a continuously variable transmission, and the improvement of a fuel consumption can be aimed at.
＜１．車両の構成概要＞
図１は、本発明に係る実施形態としての動力伝達装置を備えた車両１の構成概要を示した図である。なお、図１では、車両１の構成のうち主に本発明に係る要部の構成のみを抽出して示している。実施形態の動力伝達装置は、動力伝達機構３が該当する。
本実施形態における車両１は、走行動力源としてのエンジン２と、トルクコンバータ４、前後進切替機構５、及び無段変速機６を有する動力伝達機構３と、動力伝達機構３における作動油の油圧制御を行う油圧制御部７と、ギヤ８及びギヤ９と、デファレンシャルギヤ１０と、駆動輪１１ａ及び駆動輪１１ｂと、エンジン制御ユニット１２と、伝達機構制御ユニット１３と、バス１４とを備えている。
<1. Overview of vehicle configuration>
FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration of a
The
エンジン２は、車両１を走行させる走行用動力源（原動機）であり、燃料を消費して車両１の駆動輪１１ａ、１１ｂに作用させる動力を発生させる。エンジン２は、燃料を燃焼させて機関出力軸であるクランクシャフト２ａに機械的な動力（エンジントルク）を発生させ、該機械的動力をクランクシャフト２ａから駆動輪１１ａ、１１ｂに向けて出力可能とされている。
The
動力伝達機構３は、エンジン２から駆動輪１１ａ、１１ｂへの動力伝達経路中に設けられ、エンジン２から駆動輪１１ａ、１１ｂへ動力を伝達するものであり、液状媒体としてのオイル（作動油：但し潤滑油や冷却油としても機能し得る）の油圧によって作動する。
動力伝達機構３においては、エンジン２のクランクシャフト２ａと無段変速機６のインプットシャフトＰｓとがトルクコンバータ４、前後進切替機構５等を介して接続され、無段変速機構６のアウトプットシャフトＳｓがギヤ８及びギヤ９、デファレンシャルギヤ１０等を介して駆動輪１１ａ、１１ｂに接続されている。
The power transmission mechanism 3 is provided in a power transmission path from the
In the power transmission mechanism 3, the
トルクコンバータ４は、エンジン２と前後進切替機構５との間に配置され、エンジン２から伝達された動力のトルクを増幅させて（又は維持して）、前後進切替機構５に伝達可能に構成されている。トルクコンバータ４は、回転自在に対向配置されたポンプインペラ４ａ及びタービンランナ４ｂを備え、フロントカバー４ｃを介してポンプインペラ４ａをクランクシャフト２ａと一体回転可能に結合し、タービンランナ４ｂを前後進切替機構５に連結して構成されている。これらポンプインペラ４ａ及びタービンランナ４ｂの回転に伴い、ポンプインペラ４ａとタービンランナ４ｂとの間に介在された作動油などの粘性流体が循環流動することにより、その入出力間の差動を許容しつつトルクを増幅して伝達することが可能とされている。
The
また、トルクコンバータ４は、タービンランナ４ｂとフロントカバー４ｃとの間に設けられ、タービンランナ４ｂと一体回転可能に連結されたロックアップクラッチ４ｄをさらに備える。ロックアップクラッチ４ｄは、油圧制御部７から供給される作動油の圧力によって作動し、フロントカバー４ｃとの係合状態（ロックアップＯＮ）と開放状態（ロックアップＯＦＦ）とに切り替えられる。ロックアップクラッチ４ｄがフロントカバー４ｃと係合している状態では、フロントカバー４ｃ（すなわちポンプインペラ４ａ）とタービンランナ４ｂが係合され、ポンプインペラ４ａとタービンランナ４ｂとの相対回転が規制され、入出力間の差動が禁止されるので、トルクコンバータ４は、エンジン２から伝達されたトルクをそのまま前後進切替機構５に伝達する。
The
前後進切替機構５は、エンジン２からの動力（回転出力）を変速可能であると共に、該動力の回転方向（最終的には駆動輪１１ａ、１１ｂの回転方向）を切替可能に構成されている。前後進切替機構５は、遊星歯車機構５ａ、摩擦係合要素としての前進クラッチ（フォワードクラッチ）ＣＬ及び後退ブレーキ（リバースブレーキ）ＢＲ等を含んで構成される。遊星歯車機構５ａは、相互に差動回転可能な複数の回転要素としてサンギヤ、リングギヤ、キャリア等を含んで構成される差動機構であり、前進クラッチＣＬ及び後退ブレーキＢＲは、遊星歯車機構５ａの作動状態を切り替えるための係合要素であり、例えば多板クラッチなどの摩擦式の係合機構等によって構成することができ、ここでは油圧式の湿式多板クラッチが用いられている。
The forward /
前後進切替機構５は、油圧制御部７から供給される作動油の圧力によって前進クラッチＣＬ、後退ブレーキＢＲが作動し作動状態が切り替えられる。具体的に、前後進切替機構５は、前進クラッチＣＬが係合状態（締結状態：ＯＮ状態）、後退ブレーキＢＲが解放状態（ＯＦＦ状態）である場合にエンジン２からの動力を正転回転（車両１が前進する際にインプットシャフトＰｓが回転する方向）でインプットシャフトＰｓに伝達する。一方、前後進切替機構５は、前進クラッチＣＬが解放状態、後退ブレーキＢＲが係合状態である場合にエンジン２からの動力を逆転回転（車両１が後進する際にインプットシャフトＰｓが回転する方向）でインプットシャフトＰｓに伝達する。前後進切替機構５は、ニュートラル時には、前進クラッチＣＬ、後退ブレーキＢＲが共に解放状態とされる。
ここで、以下、上記のような前進クラッチＣＬ及び後退ブレーキＢＲの係合／解除の制御を行う制御系をまとめて「ＣＢ制御系５ｂ」と表記する。
In the forward /
Hereinafter, the control system for controlling the engagement / release of the forward clutch CL and the reverse brake BR as described above will be collectively referred to as “
無段変速機６は、エンジン２から駆動輪１１ａ、１１ｂへの動力の伝達経路における前後進切替機構５と駆動輪１１ａ、１１ｂとの間に設けられ、エンジン２の動力を無段階に（連続的に）変速して出力可能な変速装置である。具体的に、無段変速機６は、インプットシャフトＰｓに伝達（入力）されるエンジン２からの回転動力（回転出力）を所定の変速比で変速して変速機出力軸であるアウトプットシャフトＳｓに伝達し、アウトプットシャフトＳｓから駆動輪１１ａ、１１ｂに向けて変速された動力を出力する。
The continuously
無段変速機６は、インプットシャフト（プライマリシャフト）Ｐｓに対して設けられたプライマリプーリ６１、アウトプットシャフト（セカンダリシャフト）Ｓｓに対して設けられたセカンダリプーリ６４、プライマリプーリ６１とセカンダリプーリ６４との間に掛け渡された（巻き掛けられた）ベルトやチェーン等の巻き掛け部材６７を含んで構成される巻き掛け式の無段変速機（連続可変トランスミッション：Continuously Variable Transmission＝ＣＶＴ）として構成されている。
The continuously
プライマリプーリ６１は、インプットシャフトＰｓに対する位置が固定とされインプットシャフトＰｓと同軸に一体回転するプライマリ側固定シーブ６２と、インプットシャフトＰｓの軸方向に変位可能なプライマリ側可動シーブ６３とを同軸に対向配置することにより形成されている。また、セカンダリプーリ６４は、アウトプットシャフトＳｓに対する位置が固定とされアウトプットシャフトＳｓと同軸に一体回転するセカンダリ側固定シーブ６５と、アウトプットシャフトＳｓの軸方向に変位可能なセカンダリ側可動シーブ６６とを同軸に対向配置することにより形成されている。巻き掛け部材６７は、プライマリ側の固定シーブ６２と可動シーブ６３との間、セカンダリ側の固定シーブ６５と可動シーブ６６との間に形成された略Ｖ字の溝（以下「Ｖ溝」と表記する）に掛け渡されている。
The
無段変速機６では、油圧制御部７からプライマリプーリ６１の油圧室（後述するプライマリ油圧室６８、クランプ用油圧室６９）、セカンダリプーリ６４の油圧室（後述するセカンダリ油圧室７１）に供給される作動油の油圧（プライマリ圧、セカンダリ圧）に応じて、プライマリ側可動シーブ６３、セカンダリ側可動シーブ６６がプライマリ側固定シーブ６２、セカンダリ側固定シーブ６５との間に巻き掛け部材６７を挟み込む力（挟圧力：クランプ力）を制御することが可能とされる。これにより、プライマリプーリ６１及びセカンダリプーリ６４のそれぞれにおいて、Ｖ溝の幅を変更して巻き掛け部材６７の回転半径（巻き掛け径）を調節することができ、プライマリプーリ６１の入力回転速度に相当する入力回転数（プライマリ回転数）とセカンダリプーリ６４の出力回転速度に相当する出力軸回転数（セカンダリ回転数）との比である変速比を無段階に変更することが可能とされている。また、プライマリプーリ６１及びセカンダリプーリ６４の巻き掛け部材６７についての挟圧力が調整されることで、これに応じたトルク容量で動力を伝達することが可能となっている。
In the continuously
なお、本実施の形態における無段変速機６の具体的な構成については後に改めて説明する。
The specific configuration of continuously
無段変速機６におけるアウトプットシャフトＳｓに伝達された動力はギヤ８及びギヤ９を介してデファレンシャルギヤ１０に伝達される。デファレンシャルギヤ１０は、伝達された動力を各駆動軸を介して駆動輪１１ａ、１１ｂに伝達する。デファレンシャルギヤ１０は、車両１が旋回する際に生じる駆動輪１１ａ、１１ｂ間の回転速度差を吸収する。
The power transmitted to the output shaft Ss in the continuously
上記の構成により、車両１においては、エンジン２が発生させた動力をトルクコンバータ４、前後進切替機構５、無段変速機６、デファレンシャルギヤ１０等を介して駆動輪１１ａ、１１ｂに伝達することができる。この結果、車両１は、駆動輪１１ａ、１１ｂの路面との接地面に駆動力［Ｎ］が生じ、これにより走行することができる。
With the configuration described above, in the
油圧制御部７は、作動油の油圧によってトルクコンバータ４のロックアップクラッチ４ｄ、前後進切替機構５の前進クラッチＣＬ及び後退ブレーキＢＲ、無段変速機６のプライマリ側可動シーブ６３及びセカンダリ側可動シーブ６６等を含む動力伝達機構３を作動させるものである。
油圧制御部７は、複数の油路、オイルリザーバ、オイルポンプ、複数の電磁弁などを含んで構成され、伝達機構制御ユニット１３からの信号に応じて、動力伝達機構３の各部に供給される作動油の流量や油圧を制御する。また、油圧制御部７は、動力伝達機構３の所定の箇所の潤滑や冷却を行う潤滑・冷却油供給装置としても機能する。
The
The
エンジン制御ユニット１２及び伝達機構制御ユニット１３は、ＣＰＵ（Central Processing Unit）、ＲＯＭ（Read Only Memory）、ＲＡＭ（Random Access Memory）等を備えたマイクロコンピュータを備えて構成され、ＣＡＮ（Controller Area Network）等の所定の車載ネットワーク通信規格に対応したバス１４を介して相互にデータ通信可能に接続されている。
The
エンジン制御ユニット１２は、エンジン２についての燃料噴射制御、点火制御、吸入空気量調節制御などの各種運転制御を行う。具体的には、エンジン２に設けられた各種のアクチュエータ（例えばスロットル弁を駆動するスロットルアクチュエータや燃料噴射を行うインジェクタ等）を制御することでエンジン２についての各種運転制御を行う。
エンジン制御ユニット１２は伝達機構制御ユニット１３と通信を行っており、必要に応じてエンジン２の運転状態に関するデータを伝達機構制御ユニット１３に出力する。また、必要に応じ、伝達機構制御ユニット１３からの各種信号に基づいてエンジン２の運転制御を行う。
The
The
伝達機構制御ユニット１３は、油圧制御部７を制御することによって、トルクコンバータ４、前後進切替機構５、無段変速機６など動力伝達機構３の各部の動作制御を行う。特に、無段変速機６の変速比制御等を行う。
The transmission
ここで、本例の動力伝達機構３は、レンジの切り替え、具体的にはパーキングレンジ（以下「Ｐレンジ」と表記）、リバースレンジ（以下「Ｒレンジ」と表記）、ニュートラルレンジ（以下「Ｎレンジ」と表記）、ドライブレンジ（以下「Ｄレンジ」と表記）の切り替えを行うことが可能に構成されている。
上記レンジは、車両１に設けられた不図示のシフトレバー等のレンジ選択操作子を介した操作に応じて切り替えられるものであり、Ｐレンジは車両１を停止させておくためのレンジ、Ｒレンジは車両１を後進（後退）走行させるためのレンジ、Ｎレンジは無段変速機６に対する動力の伝達を遮断するレンジ、Ｄレンジは車両１を前進走行させるためのレンジである。ＰレンジとＮレンジは非走行レンジに相当し、ＲレンジとＤレンジは走行レンジに相当する。
なお、レンジ切り替えのための油圧制御については後述する。
Here, the power transmission mechanism 3 of this example switches the range, specifically, a parking range (hereinafter referred to as “P range”), a reverse range (hereinafter referred to as “R range”), a neutral range (hereinafter referred to as “N”). Range ”) and drive range (hereinafter referred to as“ D range ”).
The above range is switched in response to an operation via a range selection operation element such as a shift lever (not shown) provided in the
The hydraulic control for range switching will be described later.
＜２．実施形態における無段変速機の構成＞
図２は、無段変速機６の概略横断面図である。
本例では、プライマリ側固定シーブ６２はインプットシャフトＰｓと一体的に形成され、セカンダリ側固定シーブ６５はアウトプットシャフトＳｓに対して一体的に形成されている。プライマリ側可動シーブ６３はインプットシャフトＰｓに、セカンダリ側可動シーブ６６はセカンダリシャフトＳｓにそれぞれスプライン溝等の摺動案内子を介して軸方向に摺動可能とされている。
<2. Configuration of continuously variable transmission in embodiment>
FIG. 2 is a schematic cross-sectional view of the continuously
In this example, the primary side fixed
無段変速機６においては、プライマリ側可動シーブ６３に油圧を印加する油圧室としてプライマリ油圧室６８が設けられ、またセカンダリ側可動シーブ６６に油圧を印加する油圧室としてセカンダリ油圧室６９が設けられている。図中では、プライマリ油圧室６８の油圧室壁を油圧室壁Ｗ６８、セカンダリ油圧室６９の油圧室壁を油圧室壁Ｗ６９と示している。
In the continuously
プライマリ油圧室６８にはプライマリ圧としての油圧が供給され、セカンダリ油圧室７１にはセカンダリ圧としての油圧が供給される。変速比制御においては、セカンダリ圧に対して相対的にプライマリ圧が徐々に大きくなるように油圧を調整していくことでプライマリ側の巻き掛け径が徐々に大となり、変速比が徐々に小さくなる（Ｈｉｇｈ側となる）。逆に、プライマリ圧に対して相対的にセカンダリ圧が徐々に大きくなるように油圧を調整していくことでプライマリ側の巻き掛け径が徐々に小となり、変速比が徐々に大きくなる（ＬＯＷ側となる）。
図２では、変速比が略最大である場合の無段変速機６の様子を示している。
The primary
FIG. 2 shows the state of the continuously
＜３．実施形態における油圧制御部の構成＞
図３は、油圧制御部７の構成を説明するための図である。なお、図３では無段変速機６に形成されたプライマリ油圧室６８及びセカンダリ油圧室６９も併せて示している。
<3. Configuration of Hydraulic Control Unit in Embodiment>
FIG. 3 is a diagram for explaining the configuration of the
図３において、油圧制御部７は、動力伝達機構３の各部にオイルを供給するオイル供給源として、エンジン２を駆動源とする機械ポンプ３１を備えている。機械ポンプ３１は、油圧制御部７内のドレン３２に貯留されたオイルをストレーナ３３で濾過した後に吸入圧縮して吐出する。機械ポンプ３１により吐出されたオイルは、油圧経路３４に流入する。
In FIG. 3, the
油圧経路３４には、ライン圧調整バルブ３５が設けられている。ライン圧調整バルブ３５は、機械ポンプ３１で発生された油圧を調圧するものである。ライン圧調整バルブ３５には、ＳＬＳリニアソレノイド３６により制御圧（パイロット圧）が供給される。ＳＬＳリニアソレノイド３６は、図１に示した伝達機構制御ユニット１３から送信されたデューティ信号（デューティ値）によって決まる電流値に応じて制御圧を発生させる電磁バルブである。
A line
ライン圧調整バルブ３５は、ＳＬＳリニアソレノイド３６による制御圧に応じて、油圧経路３４内の油圧を調整する。ライン圧調整バルブ３５によって調圧された油圧経路３４内の油圧がライン圧ＰＬとして用いられる。
The line
ライン圧調整バルブ３５は、例えば、バルブボディ内でスプール（弁体）がその軸方向に摺動して流路の開閉もしくは切替を行うスプール弁を適用することができ、入力ポートに油圧経路３４が接続され、パイロット圧を入力するパイロットポートにＳＬＳリニアソレノイド３６が接続され、出力ポートからライン圧ＰＬの調圧により発生する余剰流を排出可能に構成されている。
As the line
油圧経路３４は、ライン圧ＰＬに調整された油圧を供給する油路として、無段変速機６のプライマリ側（プライマリ油圧室６８）への油圧を供給する第１油路３４ａと、セカンダリ側（セカンダリ油圧室６９）への油圧を供給する第２油路３４ｂと、図１に示したＣＢ制御系５ｂの油圧を調整するためのＣＢ制御系調圧回路７０への油圧を供給する第３油路３４ｃとを有している。
ＣＢ制御系調圧回路７０は、調圧バルブや該調圧バルブの動作を制御するアクチュエータ等を備え、該アクチュエータが伝達機構制御ユニット１３により駆動制御されることでＣＢ制御系５ｂの油圧を調整するように構成されている。
The
The CB control system
ＣＢ制御系調圧回路７０は、前後進切替機構５における前進クラッチＣＬの締結／解放や後退ブレーキＢＲの係合／解放を行うための構成として、前進クラッチＣＬに締結用の油圧を供給するための油路であるクラッチ用油路７１と、後退ブレーキＢＲに作動用（係合用）の油圧を供給するための油路であるブレーキ用油路７２と、前述したシフトレバー等によるレンジ切り替え操作に応じてクラッチ用油路７１とブレーキ用油路７２に選択的に油圧を供給するマニュアルバルブ７３とを備えている。
The CB control system
図４乃至図７を参照し、マニュアルバルブ７３の構成例と動作について説明しておく。
マニュアルバルブ７３は、バルブボディ７４と、バルブボディ７４内に形成された略円筒状のスプール穴７５と、スプール穴７５内においてバルブボディ７４に対して摺動するスプール７６とを有している。
バルブボディ７４には、クラッチ用油路７１に連通された第１出力ポートｐ１と、ブレーキ用油路７２に連通された第２出力ポートと、前述した第３油路３４ｃに連通された入力ポートｐ３とが形成されている。
A configuration example and operation of the
The
The
スプール７６は、スプール穴７５よりも小径とされた基軸７６ａと、基軸７６ａよりも大径とされバルブボディ７４の内面を摺動する第１ランド７６ｂ及び第２ランド７６ｃとを有している。基軸７６ａの軸方向における一端はアクチュエータ７７に連結され、スプール７６はアクチュエータ７７によって基軸７６ａの軸方向に変位可能とされている。
アクチュエータ７７は、伝達機構制御ユニット１３から送信される駆動信号に基づき駆動されるものであり、伝達機構制御ユニット１３がシフトレバー等のレンジ選択操作子の操作に応じた駆動信号をアクチュエータ７７に与えることで、スプール７６がＰ、Ｒ、Ｎ、Ｄの各レンジに応じた位置に変位される。
The
The
本例の車両１においては、シフトレバーによる選択レンジの別を表す信号が伝達機構制御ユニット１３に供給され、伝達機構制御ユニット１３は、該信号に基づいてアクチュエータ７７の駆動制御を行う。
In the
図４、図５、図６、図７では、それぞれＰレンジ時、Ｒレンジ時、Ｎレンジ時、Ｄレンジ時におけるスプール７６の位置を表している。これらの図を参照して分かるように、本例のマニュアルバルブ７３では、レンジがＰ→Ｒ→Ｎ→Ｄの順で切り替えられた際にスプール７６が特定の一方向に駆動される。以下、スプール７６の駆動方向（変位方向）について、このようにＰ→Ｒ→Ｎ→Ｄの順でレンジ切り替えが行われた場合における駆動方向を「順方向」と表記する。また、「順方向」とは逆側の方向、すなわちＤ→Ｎ→Ｒ→Ｐの順でレンジ切り替えが行われた場合におけるスプール７６の駆動方向を「逆方向」と表記する。
本例のマニュアルバルブ７３において、第１出力ポートｐ１（つまりクラッチ用油路７１）は第２出力ポートｐ２（つまりブレーキ用油路７２）よりも順方向側に位置されている。また、スプール７６において、第１ランド７６ｂは第２ランド７６ｃよりも順方向側に位置されている。
4, 5, 6, and 7 represent the position of the
In the
図４に示すＰレンジ時には、スプール７６は、第１ランド７６ｂが入力ポートｐ３を閉塞し、第２ランド７６ｃがブレーキ用油路７２よりも逆方向寄りに位置される状態となるように位置されている。これにより、Ｐレンジ時には、クラッチ用油路７１及びブレーキ用油路７２の双方に対して入力ポートｐ３を介した油圧供給が行われず、前進クラッチＣＬ及び後退ブレーキＢＲが共に解放状態とされる。
In the P range shown in FIG. 4, the
図５に示すＲレンジ時には、スプール７６はＰレンジ時よりも順方向側に駆動され、第１ランド７６ｂは第１出力ポートｐ１と入力ポートｐ３との間に、第２ランド７６ｃはＰレンジ時よりも第２出力ポートｐ２に近づくが第２出力ポートｐ２を閉塞しない位置にそれぞれ位置される。これにより、第１出力ポートｐ１と第２出力ポートｐ２のうち第２出力ポートｐ２のみが入力ポートｐ３と連通する、すなわちクラッチ用油路７１とブレーキ用油路７２のうちブレーキ用油路７２に対してのみ入力ポートｐ３を介した油圧供給が行われ、従ってＲレンジ時には前進クラッチＣＬが解放状態、後退ブレーキＢＲが係合状態とされる。
In the R range shown in FIG. 5, the
図６に示すＮレンジ時には、スプール７６はさらに順方向側に駆動され、第１ランド７６ｂが第１出力ポートｐ１を閉塞し、第２ランド７６ｃが第２ランドを閉塞する状態が得られる。これにより、Ｎレンジ時には、先のＰレンジ時と同様、クラッチ用油路７１及びブレーキ用油路７２の双方に対して入力ポートｐ１を介した油圧供給が行われず、前進クラッチＣＬ及び後退ブレーキＢＲが共に解放状態とされる。
In the N range shown in FIG. 6, the
図７に示すＤレンジ時には、スプール７６はさらに順方向側に駆動され、第１ランド７６ｂは第１出力ポートｐ１よりも順方向側に、第２ランド７６ｃはＮレンジ時よりも順方向側に変位されるが入力ポートｐ３を閉塞しない位置にそれぞれ位置される。これにより、第１出力ポートｐ１と第２出力ポートｐ２のうち第１出力ポートｐ１のみが入力ポートｐ３と連通し、従ってＤレンジ時には、後退ブレーキＢＲが解放状態、前進クラッチＣＬが係合状態とされる。
In the D range shown in FIG. 7, the
なお、上記ではマニュアルバルブ７３がスプール弁として構成された例を挙げたが、マニュアルバルブ７３の具体的な構成については特に限定されるものではなく、選択されたレンジに応じてクラッチ用油路７１、ブレーキ用油路７２に対する油圧の供給／停止を制御可能に構成されていればよい。
また、上記では、マニュアルバルブがアクチュエータ７７により電気的に駆動される場合を例示したが、例えばシフトレバーとスプール７６の動きを機械的なリンクにより連動させる等、レンジ選択操作子との機械的な連動によりマニュアルバルブが駆動される構成を採ることもできる。
In the above description, the
In the above description, the manual valve is electrically driven by the
説明を図３に戻す。
第１油路３４ａに対しては、第１変速制御弁３９及び第２変速制御弁４０が設けられている。第１変速制御弁３９は、プライマリ油圧室６８に連通されたプライマリ油路と第１油路３４ａとの間に挿入され、伝達機構制御ユニット１３によりデューティ制御される第１デューティソレノイド（ＤＳ１）４１の駆動に応じて、プライマリ油路へのオイル供給、すなわちプライマリ油圧室６８へのオイル供給を調整する。また、第２変速制御弁４０は、プライマリ油路からのオイルを入力可能に設けられ、伝達機構制御ユニット１３によりデューティ制御される第２デューティソレノイド（ＤＳ２）４２の駆動に応じて、プライマリ油圧室６８からのオイル排出を調整する。つまり、第１デューティソレノイド４１が作動すると、第１変速制御弁３９からオイルがプライマリ油圧室６８に導入され、プライマリ側可動シーブ６３がプライマリプーリ６１の溝幅を狭める方向に移動して、この結果、巻き掛け部材６７の巻き掛け径が増加してアップシフトする。第２デューティソレノイド４２が作動すると、第２変速制御弁４０によりプライマリ油圧室６８からオイルが排出され、プライマリ側可動シーブ６３がプライマリプーリ６１の溝幅を広げる方向に移動して、巻き掛け部材６７の巻き掛け径が減少してダウンシフトする。このように、第１デューティソレノイド４１及び第２デューティソレノイド４２を作動させることで、無段変速機６の変速比を制御することが可能とされている。
Returning to FIG.
A first
第２油路３４ｂに対しては、調圧バルブ３７が設けられている。調圧バルブ３７は、ライン圧ＰＬを元圧として調圧された油圧を出力する。調圧バルブ３７には、ＳＬＳリニアソレノイド３８により制御圧が供給される。ＳＬＳリニアソレノイド３８としても、ライン圧調整バルブ３５のＳＬＳリニアソレノイド３６と同様に、伝達機構制御ユニット１３から送信されたデューティ信号（デューティ値）によって決まる電流値に応じて制御圧を発生させる電磁バルブとして構成されている。
A
調圧バルブ３７は、例えばスプール弁であり、伝達機構制御ユニット１３によりデューティ制御されるＳＬＳリニアソレノイド３８の出力油圧をパイロット圧として入力し、該パイロット圧に基づき、バルブ内に導入されるライン圧ＰＬを元圧として減圧された油圧を出力する。調圧バルブ３７から出力された油圧は、セカンダリ圧として用いられ、セカンダリ油路を介してセカンダリ油圧室６９に供給される。このように供給されるセカンダリ圧に応じて、無段変速機６における巻き掛け部材６７の挟圧力が増減される。
The
ライン圧調整バルブ３５の出力ポートには、副調圧バルブ４３が接続されている。副調圧バルブ４３としても、ライン圧調整バルブ３５と同様にスプール弁とされ、伝達機構制御ユニット１３によりデューティ制御されるＳＬＳリニアソレノイド４４の制御圧に応じて、ライン圧調整バルブ３５から排出される余剰流の油圧を調圧する。
A sub
ライン圧調整バルブ３５の出力ポートには、さらにトルクコンバータ４のロックアップクラッチ４ｄの係合／開放を制御するＬ／Ｕ制御系４６が接続されており、ライン圧調整バルブ３５から余剰流が発生したときには、副調圧バルブ４３によって余剰流が調圧され、該調圧された余剰流がＬ／Ｕ制御系４６（或いは無段変速機６より低圧で制御可能な低圧制御系）に供給される。
An L /
また、副調圧バルブ４３は、出力ポートから余剰流の調圧により発生するさらなる余剰流を、動力伝達機構３内の所定の箇所の各部潤滑などに供給できるよう構成されている。
特に、本例の油圧制御部７には、各部潤滑のための構成として、無段変速機６を潤滑するための油路であるＣＶＴ潤滑油路４５が設けられている。ＣＶＴ潤滑油路４５によっては、無段変速機６の巻き掛け部材６７に対してオイルが潤滑油として供給される。具体的に、本例のＣＶＴ潤滑油路４５は、無段変速機６におけるプライマリプーリ６１又はセカンダリプーリ６４の少なくとも何れか一方の表面、すなわちプーリと巻き掛け部材６７との接触面に対してオイルを供給する。
ここで、図３での図示は省略しているが、本例の油圧制御部７には、ＣＶＴ潤滑油路４５における油流量を制御するための構成（後述する油流量制御部８０）が設けられている。該油流量を制御するための構成については後に改めて説明する。
Further, the sub
In particular, the
Here, although not shown in FIG. 3, the
なお、油圧制御部７においては、Ｌ／Ｕ制御系４６や各部潤滑などに供給された余剰流が最終的にドレン３２に戻されるように油路が形成されている。
In the
＜４．実施形態としての油流量制御＞
前述したように、一般に巻き掛け式の無段変速機における潤滑油流量としては、無段変速機の発熱量が最も高い走行条件において十分な冷却性能が発揮されるべく最低潤滑流量が定められているため、発熱量が少ない走行条件や冷却性能の高い油温状態においては過大な潤滑油を供給していることになる。
しかしながら、無段変速機の潤滑油流量が過大となることの防止を図るにあたり、ソレノイドバルブ等の電子的制御を伴うバルブを新たに追加してＣＶＴ潤滑油路４５の油流量を制御することはコスト増加に繋がり望ましくない。
<4. Oil Flow Control as Embodiment>
As described above, the lubricating oil flow rate in a continuously variable continuously variable transmission is generally determined to be a minimum lubricating flow rate so that sufficient cooling performance can be exhibited in a traveling condition where the heat generation amount of the continuously variable transmission is the highest. Therefore, an excessive amount of lubricating oil is supplied under traveling conditions where the amount of heat generation is small or in an oil temperature state where the cooling performance is high.
However, in order to prevent the lubricating oil flow rate of the continuously variable transmission from becoming excessive, it is possible to control the oil flow rate of the CVT
そこで、本実施形態では、無段変速機６の負荷が小さく発熱量が小さいと推定される場合には潤滑油流量を低減させて、無段変速機の潤滑油流量が過大となることの防止を図る。そして、この際、ソレノイドバルブ等の電子的制御を伴うバルブの追加を不要として、コスト増加の抑制を図る。
Therefore, in the present embodiment, when it is estimated that the load of the continuously
図８及び図９を参照して、本実施形態の車両１が備える油流量制御部８０について説明する。
油流量制御部８０は、クラッチ用油路７１から分岐され、クラッチ用油路７１からオイルを引き込む断面形状が輪状とされた分岐配管８１と、分岐配管８１内に配置され分岐配管８１の内面を摺動可能とされた略円柱状の外形を有する油量制御弁８２と、分岐配管８１内に配置され油量制御弁８２を付勢する付勢部材８３とを備えている。
With reference to FIG.8 and FIG.9, the oil
The oil flow
分岐配管８１は、クラッチ用油路７１と連通された側の端部とは逆側の端部が閉塞されている。ここで、以下、分岐配管８１の軸方向に平行な方向に関して、クラッチ用油路７１との連通部分に近づく側の方向を「分岐元方向」とし、該分岐元方向とは逆の方向、つまり本例では分岐配管８１の閉塞端に近づく側の方向を「分岐先方向」と表記する。
The
分岐配管８１には、潤滑油入力ポートｐｉと潤滑油出力ポートｐｏとが形成されており、潤滑油入力ポートｐｉは、先の図３に示した副調圧バルブ４３で調圧された油圧が供給される潤滑油入力配管７８と連通され、潤滑油出力ポートｐｏは、ＣＶＴ潤滑油路４５と連通されている。本例では、潤滑油入力配管７８の断面形状、及びＣＶＴ潤滑油路４５を構成する配管の断面形状は共に輪状とされている。また、潤滑油入力ポートｐｉと潤滑油出力ポートｐｏは分岐配管８１の軸直交方向において正対するように位置されている。すなわち、潤滑油入力配管７８、及びＣＶＴ潤滑油路４５を構成する配管は互いの中心軸が略一致されている。
The
油量制御弁８２は、分岐配管８１と略同軸に配置され、軸直交方向に貫通された二つの孔部として第１孔部８２ａと第２孔部８２ｂとを有している。第１孔部８２ａは第２孔部８２ｂよりも断面積が小さく、第２孔部８２ｂは第１孔部８２ａよりも分岐元方向側に位置されている。
The oil
付勢部材８３は、例えばコイルばねとされ、分岐配管８２の閉塞された側の端部に対して一端が接続され、他端が油量制御弁８２の分岐先方向側の端部に接続されており、油量制御弁８２を分岐元方向側に付勢する。本例では、付勢部材８３としてのコイルばねが自由長の状態では、油量制御弁８２は、図８に示すように第１孔部８２ａと第２孔部８２ｂのうち第１孔部８２ａのみが潤滑油入力ポートｐｉと潤滑油出力ポートｐｏとを連通する状態となるように位置される。
The urging
ここで、先の図４の説明から理解されるように、クラッチ用油路７１には、Ｄレンジへの切り替えに応じて油圧が供給され、Ｐ、Ｒ、Ｎの各レンジへの切り替え時には油圧が供給されない。
上記構成による油量制御部８０においては、Ｄレンジへの切り替えに応じてクラッチ用油路７１への油圧供給が開始されると、クラッチ締結用油圧が分岐配管８１を介して油量制御弁８２の分岐元方向側の端面に印加され、油量制御弁８２が付勢部材８３の付勢力に抗って分岐先方向に変位される。これにより、図９に示す状態、すなわち第１孔部８２ａと第２孔部８２ｂのうち第２孔部８２ｂのみが潤滑油入力ポートｐｉと潤滑油出力ポートｐｏとを連通する状態が得られる。すなわち、無段変速機６に対する潤滑油の流路断面積が大きく、該潤滑油の流量が多い状態とされる。
Here, as can be understood from the description of FIG. 4 above, hydraulic pressure is supplied to the
In the oil
一方、選択レンジがＰ、Ｒ、Ｎの何れかのレンジであってクラッチ用油路７１に油圧が供給されていない状態では、分岐配管８１内にも油圧供給が行われず、油量制御弁８２は図８に示す位置、すなわち第１孔部８２ａのみが潤滑油入力ポートｐｉと潤滑油出力ポートｐｏとを連通する位置に位置される。従って、Ｐ、Ｒ、Ｎの各レンジ選択状態においては無段変速機６に対する潤滑油の流路断面積が小さくなり、該潤滑油の流量が低減された状態が得られる。
On the other hand, when the selected range is any one of P, R, and N and the hydraulic pressure is not supplied to the
このように本例の油量制御部８０によれば、Ｄレンジへの切り替えが行われた場合、すなわち無段変速機６の負荷が大きくなると推定される場合に対応して潤滑油量が多い状態に移行され、Ｐレンジ、Ｒレンジ、又はＮレンジが選択された場合、すなわち無段変速機６の負荷が小さくなると推定される場合に対応しては潤滑油量が低減された状態に移行される。これにより、無段変速機６への潤滑油量が無段変速機６の発熱状態にそぐわず過大となることの防止が図られる。
この際、油量制御部８０では、油量制御弁８２をクラッチ用油路７１に得られるクラッチ締結圧に基づき駆動している、つまりはＤレンジへの切り替えに連動して生じる圧力に基づいて駆動しているため、潤滑油の油流量制御にあたり、ソレノイドバルブ等の電子的制御を伴うバルブを追加する必要がなくなり、無段変速機６の発熱状態に応じた潤滑油流量制御のための構成を比較的低コストで実現することができる。
Thus, according to the oil
At this time, the oil
ここで、本例のように無段変速機６においてセカンダリプーリ６４がプライマリプーリ６１よりも下方に位置される場合には、セカンダリプーリ６４の下端部は動力伝達機構３のケース内において油没される。
さらに、Ｐレンジ、Ｒレンジには、無段変速機６は変速比最大（最Ｌｏｗ）の状態とされおり、変速比最大の状態ではセカンダリプーリ６４側の巻き掛け径が大きくなることから（図２参照）、Ｐレンジ、Ｒレンジ時にはセカンダリプーリ６４の下部と共に巻き掛け部材６７としてもケース内において油没される。
この点を考慮すると、Ｐレンジ、Ｒレンジ時にはＣＶＴ潤滑油路４５経由の潤滑油供給は敢えて行わないことも可能である。すなわち、ＣＶＴ潤滑油路４５経由の潤滑油供給量を「ゼロ」とすることも可能である。
Here, when the
Further, in the P range and the R range, the continuously
Considering this point, it is possible not to dare to supply the lubricating oil via the CVT
また、Ｎレンジ時は、無段変速機６における変速比はＮレンジ切り替え直前の変速比に維持されるため、巻き掛け部材６７が油没されている保証はないが、エンジン２側から無段変速機６へのトルク伝達が断絶されるので、無段変速機６は低負荷（ほぼ無負荷）の状態とされる。この点を考慮すると、ＮレンジにおいてもＣＶＴ潤滑油の供給量を「ゼロ」とすることが可能である。
In the N range, the gear ratio in the continuously
上記より、選択レンジがＤレンジ以外のＰレンジ、Ｒレンジ、Ｎレンジである場合には、ＣＶＴ潤滑油路４５における潤滑油流量を「ゼロ」とする構成を採ることが可能とされる。具体的な構成としては、例えば図８及び図９に示した油量制御弁８２において第１孔部８２ａを非形成とし、Ｐレンジ、Ｒレンジ、Ｎレンジそれぞれの選択状態において潤滑油出力ポートｐｏが全閉されるようにする構成が考えられる。
From the above, when the selected range is the P range, R range, or N range other than the D range, it is possible to adopt a configuration in which the lubricating oil flow rate in the CVT
なお、Ｒレンジ時はＰレンジ時やＮレンジ時と比較して無段変速機６の負荷が大きくなる場合がある。但し、上記のようにＲレンジ時にはセカンダリプーリ６４の下端部と共に巻き掛け部材６７もケース内オイルに油没されることから、潤滑油不足となる可能性は低いものとなる。
In the R range, the load of the continuously
＜５．変形例＞
上記では、Ｄレンジへの切り替えに連動して生じる圧力に基づいて油量制御弁を駆動する「弁駆動部」の構成として、クラッチ用油路に得られるクラッチ締結用油圧を流用して油量制御弁を駆動する構成を例示したが、「弁駆動部」の構成はこれに限定されるものではなく、例えば以下のようにマニュアルバルブのスプールの動きを利用して油量制御弁を駆動する「油流量制御部８０’」としての構成を採ることもできる。
<5. Modification>
In the above description, as the configuration of the “valve drive unit” that drives the oil amount control valve based on the pressure generated in conjunction with switching to the D range, the oil amount is obtained by diverting the clutch engagement hydraulic pressure obtained in the clutch oil passage. Although the configuration for driving the control valve has been exemplified, the configuration of the “valve drive unit” is not limited to this, and for example, the oil amount control valve is driven using the movement of the spool of the manual valve as follows. A configuration as the “oil flow
図１０乃至図１３は変形例としての油流量制御部８０’の説明図である。
なお、以下の説明において、既に説明済みとなった部分と同様となる部分については同一符号を付して説明を省略する。
この場合の油流量制御部８０’は、マニュアルバルブ７３’とアクチュエータ７７とを備えている。マニュアルバルブ７３’のバルブボディ７４’には、第１出力ポートｐ１よりも順方向側となる位置に潤滑油入力ポートｐｉと潤滑油出力ポートｐｏとが形成され、この場合も潤滑油入力ポートｐｉは潤滑油入力配管７８と連通され、潤滑油出力ポートｐｏはＣＶＴ潤滑油路４５と連通されている。
FIG. 10 thru | or FIG. 13 is explanatory drawing of the oil flow control part 80 'as a modification.
In the following description, parts that are the same as the parts that have already been described are assigned the same reference numerals and description thereof is omitted.
In this case, the oil flow
マニュアルバルブ７３’においては、スプール７６に代えてスプール７６’が設けられている。スプール７６’には、クラッチ用油路７１、ブレーキ用油路７２の油圧供給制御用に設けられた第１ランド７６ａ、第２ランド７６ｂに加えた新たなランドとして、油圧制御弁８２’が形成されている。油圧制御弁８２’は、基軸７６ａに対して第２ランド７６ｂよりも順方向側に設けられたランドとして形成されており、軸直交方向に貫通された孔部として第１孔部８２ａ１、８２ａ２、８２ａ３の三つの孔部と第２孔部８２ｂとの計四つの孔部が形成されている。本例では、第１孔部８２ａ１、８２ａ２、８２ａ３の断面積は略一致しており、第２孔部８２ｂは第１孔部８２ａ１〜８２ａ３よりも断面積が大きくされている。
油量制御弁８２’において、第２孔部８２ｂは最も逆方向側に位置され、以降、順方向側に第１孔部８２ａ３、８２ａ２、８２ａ１の順で各孔部が配置されている。
In the
In the oil
図１０、図１１、図１２、図１３ではそれぞれＰレンジ時、Ｒレンジ時、Ｎレンジ時、Ｄレンジ時におけるスプール７６’の位置を示しているが、Ｐレンジ時（図１０）には、第１孔部８２ａ１が潤滑油入力ポートｐｉと潤滑油出力ポートｐｏとを連通させる位置にスプール７６’が位置されている。以降、Ｐ→Ｒ→Ｎ→Ｄの順でレンジが切り替えられることに伴いスプール７６’がアクチュエータ７７によって順方向に駆動されることで、Ｒレンジ時（図１１）には第１孔部８２ａ２が、Ｎレンジ時には第１孔部８２ｂがそれぞれ潤滑油入力ポートｐｉと潤滑油出力ポートｐｏとを連通させる位置に位置され、Ｄレンジ時には第２孔部８２ｂが潤滑油入力ポートｐｉと潤滑油出力ポートｐｏとを連通させる位置に位置される。これにより、先の図８及び図９に示した構成と同様に、無段変速機６の負荷が小さくなると推定される場合に潤滑油量が低減されるようにすることができる。また、潤滑油の油流量制御にあたりソレノイドバルブ等の電子的制御を伴うバルブを追加する必要もなく、無段変速機６の発熱状態に応じた潤滑油流量制御のための構成を比較的低コストで実現することができる。
10, 11, 12, and 13 show the position of the spool 76 'in the P range, R range, N range, and D range, respectively. In the P range (FIG. 10), The spool 76 'is located at a position where the first hole 82a1 communicates the lubricating oil input port pi and the lubricating oil output port po. Thereafter, when the range is switched in the order of P → R → N → D, the
なお、油流量制御部８０’のようにマニュアルバルブと油量制御弁とを一体とした構成において、マニュアルバルブの駆動はアクチュエータにより行うことに限定されず、レンジ選択操作子との機械的な連動によりマニュアルバルブが駆動される構成を採ることもできる。
In the configuration in which the manual valve and the oil amount control valve are integrated as in the oil
ここで、Ｄレンジへの切り替えに連動して油量制御弁を駆動する構成としては、マニュアルバルブを用いる構成に限定されない。例えば、シフトレバーのレンジ切り替え時の動きに機械的に連動する連動部材を設け、シフトレバー操作に応じて該連動部材が動くことにより生じる押圧力によって油量制御弁を駆動するといった構成を採ることも考えられる。この場合も、ＣＶＴ潤滑油の油流量制御にあたりソレノイドバルブ等の電子的制御を伴うバルブを追加する必要はなく、従って無段変速機６の発熱状態に応じた潤滑油流量制御のための構成を比較的低コストで実現することができる。
なお、この場合、車両１が前後進切替機構５を備えることは必須でない。
Here, the configuration for driving the oil amount control valve in conjunction with the switching to the D range is not limited to the configuration using the manual valve. For example, an interlocking member that is mechanically interlocked with the movement of the shift lever when the range is switched is provided, and the oil amount control valve is driven by a pressing force generated by the interlocking member moving according to the shift lever operation. Is also possible. In this case as well, there is no need to add a valve with electronic control such as a solenoid valve in controlling the oil flow rate of the CVT lubricating oil. Therefore, a configuration for controlling the lubricating oil flow rate according to the heat generation state of the continuously
In this case, it is not essential for the
また、上記では特に言及しなかったが、ＣＶＴ潤滑油の供給源である機械ポンプ３１としては、吐出量を変化させることが可能な可変容量式ポンプを備えることもできる。可変容量式ポンプとしては、例えば内接歯車式ポンプを用いることができ、その場合、可変容量式ポンプはポンプ室容量を変化させることが可能なポンプとして構成される。
上記で説明した実施形態としての油流量制御を行う場合において、機械ポンプ３１として可変容量式ポンプを備えた場合には、機械ポンプ３１が低容量領域で使用される頻度を増やすことが可能とされ、それによりエンジン負荷の軽減が図られ燃費向上を図ることができる。
Although not particularly mentioned above, the
In the case of performing the oil flow rate control as the embodiment described above, when a variable displacement pump is provided as the
＜６．実施形態のまとめ＞
上記のように実施形態の動力伝達装置（動力伝達機構３）は、巻き掛け式の無段変速機を備え、少なくともパーキングレンジ、ニュートラルレンジ、ドライブレンジの切り替えが可能とされた動力伝達装置であって、無段変速機（同６）に潤滑油を供給する潤滑油路（ＣＶＴ潤滑油路４５）と、潤滑油路の油流量を制御する油量制御弁（同８２又は８２’）と、ドライブレンジへの切り替えに連動して油量制御弁を駆動する弁駆動部（油流量制御部８０又は８０’）と、を備えている。
<6. Summary of Embodiment>
As described above, the power transmission device (power transmission mechanism 3) according to the embodiment is a power transmission device that includes a wrapping type continuously variable transmission and is capable of switching at least a parking range, a neutral range, and a drive range. A lubricating oil passage (CVT lubricating oil passage 45) for supplying lubricating oil to the continuously variable transmission (6), an oil amount control valve (82 or 82 ') for controlling the oil flow rate of the lubricating oil passage, And a valve drive unit (oil
これにより、ドライブレンジ以外の少なくともパーキングレンジ、ニュートラルレンジの選択状態、すなわち無段変速機が低負荷と推定される状態に対応して無段変速機の潤滑油量を低減することが可能とされる。すなわち、無段変速機の負荷状態（発熱状態）に対して潤滑油量が過大とならないように図ることが可能とされる。
従って、無段変速機以外で油圧供給を要する他の油圧供給対象部が油圧不足となることの防止を図ることができる。また、無段変速機における攪拌抵抗の低減による燃費（燃料消費率）向上を図ることができる。さらには、潤滑油量を減らすことができる分ライン圧を下げることができ、それによるオイルポンプ負荷低減、つまりはエンジン負荷の低減を図ることができ、燃費向上を図ることができる。
このように実施形態の動力伝達装置によれば、無段変速機の低負荷時における潤滑油流量を低減することによる他の油圧供給対象部での油圧不足の防止、及び燃費の向上を図ることができる。
As a result, it is possible to reduce the amount of lubricating oil in the continuously variable transmission corresponding to at least the parking range and neutral range selected other than the drive range, that is, the state where the continuously variable transmission is estimated to be low in load. The That is, it is possible to prevent the amount of lubricating oil from becoming excessive with respect to the load state (heat generation state) of the continuously variable transmission.
Therefore, it is possible to prevent the hydraulic pressure supply other than the continuously variable transmission from requiring other hydraulic pressure supply from being insufficient. In addition, fuel efficiency (fuel consumption rate) can be improved by reducing the stirring resistance in the continuously variable transmission. Furthermore, the line pressure can be lowered by the amount that can reduce the amount of lubricating oil, thereby reducing the oil pump load, that is, reducing the engine load, and improving the fuel consumption.
As described above, according to the power transmission device of the embodiment, it is possible to prevent a shortage of hydraulic pressure in other hydraulic pressure supply target parts and to improve fuel consumption by reducing the lubricating oil flow rate at the time of low load of the continuously variable transmission. Can do.
また、実施形態の動力伝達装置においては、弁駆動部は、潤滑油路の油流量を、パーキングレンジ時、ニュートラルレンジ時に比べてドライブレンジ時において多くするように油量制御弁を駆動している。 Further, in the power transmission device of the embodiment, the valve drive unit drives the oil amount control valve so that the oil flow rate in the lubricating oil passage is increased in the drive range compared to the parking range and the neutral range. .
これにより、無段変速機が低負荷と推定される状態に対応して無段変速機の潤滑油量が低減される。
従って、無段変速機の低負荷時における潤滑油流量を低減することによる他の油圧供給対象部での油圧不足の防止、及び燃費の向上を図ることができる。
As a result, the amount of lubricating oil in the continuously variable transmission is reduced in response to a state in which the continuously variable transmission is estimated to have a low load.
Therefore, it is possible to prevent the shortage of hydraulic pressure in other hydraulic pressure supply target parts and to improve fuel consumption by reducing the flow rate of the lubricating oil when the continuously variable transmission is under low load.
さらに、実施形態の動力伝達装置においては、潤滑油路による潤滑油の供給先が無段変速機のプーリ表面とされている。 Furthermore, in the power transmission device of the embodiment, the supply destination of the lubricating oil through the lubricating oil passage is the pulley surface of the continuously variable transmission.
これにより、摩擦熱の生じ易いプーリと巻き掛け部材との接触面を対象として油供給が行われる。
従って、無段変速機の冷却効率向上が図られる。
As a result, oil is supplied to the contact surface between the pulley and the winding member that are likely to generate frictional heat.
Therefore, the cooling efficiency of the continuously variable transmission can be improved.
また、実施形態の動力伝達装置においては、前進クラッチと後退ブレーキとを有し駆動輪の回転方向を切り替える前後進切替機構（同５）を備え、弁駆動部（油流量制御部８０）は、前進クラッチの締結用油圧に基づき油量制御弁（同８２）を駆動している。 Further, the power transmission device of the embodiment includes a forward / reverse switching mechanism (5) that has a forward clutch and a reverse brake and switches the rotation direction of the drive wheels, and the valve drive unit (oil flow control unit 80) includes: Based on the hydraulic pressure for engaging the forward clutch, the oil amount control valve (82) is driven.
前後進切替機構を備える場合、前進クラッチはパーキングレンジ、リバースレンジ、及びニュートラルレンジにおいて非締結とされ、ドライブレンジへの切り替えに応じて締結が行われる。そのため、上記締結用油圧に基づき油量制御弁を駆動することで、パーキングレンジ、リバースレンジ、ニュートラルレンジの選択状態、すなわちドライブレンジ選択状態に対して無段変速機が比較的低負荷と推定される状態における無段変速機の潤滑油量低減が可能とされ、無段変速機の負荷状態（発熱状態）に対して潤滑油量が過大とならないようにすることが可能とされる。
このとき、油量制御弁を上記締結用油圧に基づき駆動していることで、油量制御弁の駆動にあたり新たな油圧を生成する必要がなくなる。
すなわち、油圧回路に対して油量制御弁駆動用の新たな油圧生成のための構成を追加する必要がなくなり、油圧回路の構成複雑化の防止を図ることができる。従って、油圧回路の設計負担軽減や部品点数の削減等によるコスト削減を図ることができる。
さらに、この場合における油量制御弁の駆動は、ドライブレンジへの切り替えに連動して生じる圧力に基づいて行われる。そのため、潤滑油の油流量制御を行うにあたってソレノイドバルブ等の電子的制御を伴うバルブを追加する必要がなくなる。従って、部品点数の削減、及びコスト削減を図ることができる。
When the forward / reverse switching mechanism is provided, the forward clutch is not engaged in the parking range, reverse range, and neutral range, and is engaged according to the switching to the drive range. Therefore, by driving the oil amount control valve based on the fastening hydraulic pressure, the continuously variable transmission is estimated to have a relatively low load with respect to the selected state of the parking range, reverse range, and neutral range, that is, the drive range selected state. It is possible to reduce the amount of lubricating oil of the continuously variable transmission in a state where the amount of lubricating oil does not become excessive with respect to the load state (heat generation state) of the continuously variable transmission.
At this time, since the oil amount control valve is driven based on the fastening hydraulic pressure, it is not necessary to generate a new hydraulic pressure when driving the oil amount control valve.
That is, it is not necessary to add a configuration for generating a new hydraulic pressure for driving the oil amount control valve to the hydraulic circuit, and the configuration of the hydraulic circuit can be prevented from becoming complicated. Therefore, it is possible to reduce the cost by reducing the design burden of the hydraulic circuit and the number of parts.
Further, in this case, the oil amount control valve is driven based on the pressure generated in conjunction with the switching to the drive range. Therefore, it is not necessary to add a valve with electronic control, such as a solenoid valve, when performing the oil flow rate control of the lubricating oil. Therefore, it is possible to reduce the number of parts and the cost.
さらに、実施形態の動力伝達装置においては、弁駆動部（油流量制御部８０）は、締結用油圧の油路であるクラッチ用油路から分岐された油路の油圧を油量制御弁（同８２）に印加して油量制御弁を駆動している。 Furthermore, in the power transmission device of the embodiment, the valve drive unit (oil flow rate control unit 80) supplies the oil pressure control valve (same oil pressure of the oil passage branched from the oil passage for clutch, which is the oil passage for fastening hydraulics). 82) to drive the oil amount control valve.
これにより、締結用油圧を直接的に印加して油量制御弁を駆動することが可能とされ、油量制御弁を駆動するに際しての動力伝達ロスが少なくなる。
従って、油圧制御弁を効率的に駆動できる。
As a result, it is possible to drive the oil amount control valve by directly applying the fastening hydraulic pressure, and power transmission loss when driving the oil amount control valve is reduced.
Therefore, the hydraulic control valve can be driven efficiently.
さらにまた、実施形態の動力伝達装置においては、前進クラッチと後退ブレーキとを有し駆動輪の回転方向を切り替える前後進切替機構と、前進クラッチに締結用油圧を供給するためのクラッチ用油路と後退ブレーキに作動油圧を供給するためのブレーキ用油路とが接続され、レンジ切り替え操作に連動してスプールが変位することでクラッチ用油路とブレーキ用油路に選択的に油圧を供給するマニュアルバルブ（同７３’）と、を備え、弁駆動部（油流量制御部８０’）は、マニュアルバルブのスプールを変位させる動力を流用して油量制御弁を駆動している。
Furthermore, in the power transmission device of the embodiment, a forward / reverse switching mechanism that has a forward clutch and a reverse brake and switches the rotation direction of the drive wheels, and a clutch oil passage for supplying fastening hydraulic pressure to the forward clutch, Brake oil passage for supplying hydraulic pressure to the reverse brake is connected, and the spool is displaced in conjunction with the range switching operation to selectively supply oil pressure to the clutch oil passage and brake oil passage The valve drive unit (oil
これにより、油量制御弁の駆動にあたり既存油路を分岐させて油圧を引き入れる必要がなくなる。
油量制御弁の駆動に既存油圧を用いる場合、既存油圧のうち油量制御弁の駆動で消費される分の油圧を計算に入れることを要するが、その必要がなくなるため、既存の油圧設計の見直しを不要とでき、油圧設計に係るコスト削減を図ることができる。
This eliminates the need to branch the existing oil passage and draw in the hydraulic pressure when driving the oil amount control valve.
When using the existing oil pressure to drive the oil quantity control valve, it is necessary to take into account the oil pressure consumed by the oil quantity control valve drive among the existing oil pressure. Review can be eliminated and cost reduction related to hydraulic design can be achieved.
また、実施形態の動力伝達装置においては、潤滑油の供給源として可変容量式ポンプを備えている。
潤滑油供給源として可変容量式ポンプを備えた場合、該可変容量式ポンプが低容量領域で使用される頻度を増やすことが可能とされ、それによりエンジン負荷の軽減が図られ燃費向上を図ることができる。
In the power transmission device of the embodiment, a variable displacement pump is provided as a supply source of the lubricating oil.
When a variable displacement pump is provided as a lubricating oil supply source, it is possible to increase the frequency with which the variable displacement pump is used in a low capacity region, thereby reducing engine load and improving fuel efficiency. Can do.
１ 車両、５ 前後進切替機構、ＣＬ 前進クラッチ、ＢＲ 後退ブレーキ、６ 無段変速機、６７ 巻き掛け部材、７ 油圧制御部、３１ 機械ポンプ、４５ ＣＶＴ潤滑油路、ＰＬ ライン圧、７０ ＣＢ制御系調圧回路、７１ クラッチ用油路、７２ ブレーキ用油路、７３、７３’ マニュアルバルブ、７４ バルブボディ、７５ スプール穴
７６、７６’ スプール、７６ａ 基軸、７６ｂ 第１ランド、７６ｃ 第２ランド、７７ アクチュエータ、ｐ１ 第１出力ポート、ｐ２ 第２出力ポート、ｐ３ 入力ポート、７８ 潤滑油入力配管、８０、８０’ 油流量制御部、８１ 分岐配管、８２、８２’ 油量制御弁、８２ａ、８２ａ１〜８２ａ３ 第１孔部、８２ｂ 第２孔部、８３ 付勢部材、ｐｉ 潤滑油入力ポート、ｐｏ 潤滑油出力ポート
1 vehicle, 5 forward / reverse switching mechanism, CL forward clutch, BR reverse brake, 6 continuously variable transmission, 67 winding member, 7 hydraulic control unit, 31 mechanical pump, 45 CVT lubricating oil path, PL line pressure, 70 CB control System pressure adjusting circuit, 71 Clutch oil passage, 72 Brake oil passage, 73, 73 'Manual valve, 74 Valve body, 75
Claims (7)
前記無段変速機に潤滑油を供給する潤滑油路と、
前記潤滑油路の油流量を制御する油量制御弁と、
前記ドライブレンジへの切り替えに連動して前記油量制御弁を駆動する弁駆動部と、を備える
動力伝達装置。 A power transmission device comprising a wrapping type continuously variable transmission and capable of switching at least a parking range, a neutral range, and a drive range,
A lubricating oil passage for supplying lubricating oil to the continuously variable transmission;
An oil amount control valve for controlling the oil flow rate of the lubricating oil passage;
And a valve drive unit that drives the oil amount control valve in conjunction with switching to the drive range.
前記潤滑油路の油流量を、前記パーキングレンジ時、前記ニュートラルレンジ時に比べて前記ドライブレンジ時において多くするように前記油量制御弁を駆動する
請求項１に記載の動力伝達装置。 The valve drive unit is
2. The power transmission device according to claim 1, wherein the oil amount control valve is driven so that an oil flow rate in the lubricating oil passage is increased in the drive range than in the parking range and in the neutral range.
請求項１又は請求項２に記載の動力伝達装置。 The power transmission device according to claim 1, wherein a supply destination of the lubricating oil through the lubricating oil passage is a pulley surface of the continuously variable transmission.
前記弁駆動部は、
前記前進クラッチの締結用油圧に基づき前記油量制御弁を駆動する
請求項１乃至請求項３の何れかに記載の動力伝達装置。 A forward / reverse switching mechanism that has a forward clutch and a reverse brake and switches the rotation direction of the drive wheels,
The valve drive unit is
The power transmission device according to any one of claims 1 to 3, wherein the oil amount control valve is driven based on an engagement hydraulic pressure of the forward clutch.
前記締結用油圧の油路であるクラッチ用油路から分岐された油路の油圧を前記油量制御弁に印加して前記油量制御弁を駆動する
請求項４に記載の動力伝達装置。 The valve drive unit is
5. The power transmission device according to claim 4, wherein the oil amount control valve is driven by applying a hydraulic pressure of an oil passage branched from a clutch oil passage that is an oil passage for the fastening hydraulic pressure to the oil amount control valve.
前記前進クラッチに締結用油圧を供給するためのクラッチ用油路と前記後退ブレーキに作動油圧を供給するためのブレーキ用油路とが接続され、レンジ切り替え操作に連動してスプールが変位することで前記クラッチ用油路と前記ブレーキ用油路に選択的に油圧を供給するマニュアルバルブと、を備え、
前記弁駆動部は、
前記マニュアルバルブの前記スプールを変位させる動力を流用して前記油量制御弁を駆動する
請求項１乃至請求項３の何れかに記載の動力伝達装置。 A forward / reverse switching mechanism having a forward clutch and a reverse brake to switch the rotation direction of the drive wheel;
A clutch oil passage for supplying a fastening hydraulic pressure to the forward clutch and a brake oil passage for supplying an operating hydraulic pressure to the reverse brake are connected, and the spool is displaced in conjunction with the range switching operation. A manual valve that selectively supplies hydraulic pressure to the clutch oil passage and the brake oil passage,
The valve drive unit is
The power transmission device according to any one of claims 1 to 3, wherein the oil amount control valve is driven by using power that displaces the spool of the manual valve.
請求項１乃至請求項６の何れかに記載の動力伝達装置。 The power transmission device according to any one of claims 1 to 6, further comprising a variable displacement pump as a supply source of the lubricating oil.
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