JP2019032060A - 動力伝達装置 - Google Patents
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Abstract
【課題】歯車伝達機構による動力伝達がなされている場合に、ベルト式無段変速機の動力損失を低減する。【解決手段】動力伝達装置100aは、歯車の噛み合いにより動力伝達を行うギヤ列と、ベルト53が巻き掛けられたプライマリプーリ51およびセカンダリプーリ52のプーリのV溝幅を変化させることによって速度比を無段階に変化させるCVT5と、入力軸の動力をギヤ列に接続する際に係合する第1クラッチC1と、入力軸の動力をCVT5に接続する際に係合する第2クラッチと、制御部により第1クラッチC1が選択されてギヤ列が有効であるときに、セカンダリ圧シリンダ52cに対して供給するセカンダリ圧Poutを減圧させる切替弁105とを有する。切替弁105は、セカンダリ圧制御弁104の減圧用油室104gに作用してセカンダリ圧Poutを減圧させる。【選択図】図2
Description
本発明は、歯車伝達機構およびベルト式無段変速機の2つの系統の動力伝達手段を備え、選択されたいずれか一方の系統が動力を伝達する動力伝達装置に関する。
特許文献1に示されるように、車両に搭載される動力伝達装置として、歯車の噛み合いにより動力伝達を行う歯車伝達機構と、ベルトが巻き掛けられたプライマリプーリおよびセカンダリプーリのプーリのV溝幅を変化させることによって速度比を無段階に変化させるベルト式無段変速機とが並列に設けられたものが知られている。このような複合的な動力伝達機構では、いずれか一方の単独的な動力伝達機構と比較して変速比の幅を拡大することができる。
この種の動力伝達機構は入力軸の動力を歯車伝達機構に接続する際に係合する第1クラッチと、入力軸の動力をベルト式無段変速機に接続する際に係合する第2クラッチとを備えており、制御部により第1クラッチおよび第2クラッチが選択的に係合状態となるよう制御される。
ベルト式無段変速機は、入力側のプライマリプーリおよび出力側のセカンダリプーリと、これらの各プーリに巻き掛けられたベルトとを備えている。プライマリプーリのプライマリ圧シリンダに供給するプライマリ圧はプライマリ用電磁弁を介してプライマリ圧制御弁によって調整され、セカンダリプーリのセカンダリ圧シリンダに供給するセカンダリ圧はセカンダリ用電磁弁を介してセカンダリ圧制御弁によって調整され、それぞれのプーリのV溝幅が調整されることによりベルトの巻き掛け径が変わって速度比を無段階に変化させることができる。また、一般に油圧回路における一次的なライン圧はレギュレータ弁によってプライマリ圧およびセカンダリ圧のうちの高い方を基準にして設定される。
一般に歯車伝達機構によって動力伝達が行われている場合にはベルト式無段変速機の変速比は最大となっており、ベルトの滑りを防止するためにプライマリ圧に比べてセカンダリ圧が高くなっている。この場合ライン圧はセカンダリ圧によって決定されることになる。
上記のとおりライン圧はセカンダリ圧によって決定され、具体的にはセカンダリ用電磁弁が出力するパイロット圧であるSLS圧によってレギュレータ弁が制御されてライン圧が調整される。SLS圧はセカンダリ圧制御弁にも供給されてセカンダリ圧を制御している。
このように、ライン圧とセカンダリプーリによるベルトの挟持圧力が共通のセカンダリ用電磁弁によって制御されている場合、第1クラッチが係合状態であって歯車伝達機構による動力伝達がなされている際には、必要なライン圧を確保するとセカンダリ圧制御弁が出力するセカンダリ圧も高まってしまい、動力伝達を行っていないベルト式無段変速機の動力損失が大きくなり、燃費が悪化してしまう。
本発明は、上記の課題に鑑みてなされたものであって、歯車伝達機構による動力伝達がなされている場合に動力損失を低減し、燃費を向上させることのできる動力伝達装置を提供することを目的とする。
上述した課題を解決し、目的を達成するために本発明にかかる動力伝達装置は、入力軸の動力を出力軸に伝達する動力伝達装置において、歯車の噛み合いにより動力伝達を行う歯車伝達機構と、ベルトが巻き掛けられたプライマリプーリおよびセカンダリプーリのプーリ溝幅を変化させることによって速度比を無段階に変化させるベルト式無段変速機と、前記入力軸の動力を前記歯車伝達機構に接続する際に係合する第1クラッチと、前記入力軸の動力を前記ベルト式無段変速機に接続する際に係合する第2クラッチと、前記第1クラッチおよび前記第2クラッチを選択的に係合状態にする制御部と、前記セカンダリプーリに巻き掛けられる前記ベルトに対して挟持圧力を発生させるセカンダリ圧シリンダと、前記制御部により前記第1クラッチが選択されて前記入力軸の動力が前記歯車伝達機構に伝達されているときに、前記セカンダリ圧シリンダに対して供給されるセカンダリ圧を減圧させる減圧機構と、を有することを特徴とする。
本発明にかかる動力伝達装置では、歯車伝達機構による動力伝達がなされている場合に、減圧機構によってセカンダリ圧シリンダに対して供給するセカンダリ圧を減圧させることにより、セカンダリプーリによるベルトの挟持圧力が減少し、ベルト式無段変速機の動力損失が低減されて燃費を向上させることができる。
以下、本発明の実施形態について図面を参照しつつ説明する。なお、以下の実施形態の全図においては、同一または対応する部分には同一の符号を付す。また、本発明は以下に説明する実施形態によって限定されるものではない。
(車両)
まず、本発明の第1の実施形態による動力伝達装置100aまたは第2の実施形態による動力伝達装置100bを備える車両Veについて説明する。図1は、これらの実施形態において対象とする車両Veの一例を示すスケルトン図である。
まず、本発明の第1の実施形態による動力伝達装置100aまたは第2の実施形態による動力伝達装置100bを備える車両Veについて説明する。図1は、これらの実施形態において対象とする車両Veの一例を示すスケルトン図である。
図1に示すように、車両Veは、動力源としてエンジン1を備える。エンジン1はエンジン回転数Neに応じて所定の動力を出力する。エンジン1から出力された動力は、流体伝達装置としてのトルクコンバータ2、入力軸3、前後進切替機構4、ベルト式無段変速機5(以下、CVTという)またはギヤ列(歯車伝達機構)6、出力軸7、カウンタギヤ機構8、デファレンシャルギヤ9、および駆動軸10を介して、駆動輪11に伝達される。CVT5の下流側には、エンジン1を駆動輪11から切り離すためのクラッチとして第2クラッチC2が設けられている。第2クラッチC2を開放させることによって、CVT5と出力軸7との間がトルク伝達不能に遮断され、エンジン1に加えCVT5が駆動輪11から切り離される。
具体的にトルクコンバータ2は、エンジン1に連結されたポンプインペラ2a、ポンプインペラ2aに対向して配置されたタービンランナ2b、およびポンプインペラ2aとタービンランナ2bとの間に配置されたステータ2cを備える。トルクコンバータ2の内部は作動流体としてのオイルで満たされている。ポンプインペラ2aはエンジン1のクランクシャフト1aと一体回転する。タービンランナ2bには、入力軸3が一体回転するように連結されている。トルクコンバータ2はロックアップクラッチを備え、その係合状態ではポンプインペラ2aとタービンランナ2bとが一体回転し、その開放状態ではエンジン1から出力された動力が作動流体を介してタービンランナ2bに伝達される。なお、ステータ2cは、一方向クラッチを介してケースなどの固定部に保持されている。
また、ポンプインペラ2aには、ベルト機構などの伝動機構を介して、オイルポンプ41が連結されている。オイルポンプ41は、ポンプインペラ2aを介してクランクシャフト1aに連結され、エンジン1によって駆動される。なお、オイルポンプ41とポンプインペラ2aとが一体回転するように構成されてもよい。
入力軸3は、前後進切替機構4に連結されている。前後進切替機構4は、エンジントルクを駆動輪11へ伝達する際、駆動輪11に作用するトルクの方向を前進方向と後進方向との間で切り替える。前後進切替機構4は、差動機構からなり、図1に示す例ではダブルピニオン型の遊星歯車機構によって構成されている。その前後進切替機構4は、サンギヤ4Sと、サンギヤ4Sに対して同心円上に配置されたリングギヤ4Rと、サンギヤ4Sに噛み合っている第1ピニオンギヤ4P1と、第1ピニオンギヤ4P1およびリングギヤ4Rに噛み合っている第2ピニオンギヤ4P2と、各ピニオンギヤ4P1,4P2を自転可能かつ公転可能に保持しているキャリヤ4Cとを備えている。サンギヤ4Sには、ギヤ列6の駆動ギヤ61が一体回転するように連結されている。キャリヤ4Cには、入力軸3が一体回転するように連結されている。
また、サンギヤ4Sとキャリヤ4Cとを選択的に一体回転させる第1クラッチC1が設けられている。第1クラッチC1を係合させることによって、前後進切替機構4全体が一体回転する。さらに、リングギヤ4Rを選択的に回転不能に固定するブレーキB1が設けられている。第1クラッチC1およびブレーキB1は、油圧式である。
例えば、第1クラッチC1を係合させ、かつブレーキB1を開放させると、サンギヤ4Sとキャリヤ4Cとが一体回転する。すなわち、入力軸3と駆動ギヤ61とが一体回転する。また、第1クラッチC1を開放させ、かつブレーキB1を係合させると、サンギヤ4Sとキャリヤ4Cとが逆方向に回転する。すなわち、入力軸3と駆動ギヤ61とは逆方向に回転する。
車両Veにおいては、無段変速機であるCVT5と有段変速部または固定変速部であるギヤ列6とが並列に設けられている。入力軸3と出力軸7との間の動力伝達経路として、CVT5を介する動力伝達経路とギヤ列6を介する動力伝達経路とが、並列に形成されている。
CVT5は、入力軸3と入力軸回転数Ninで一体回転するプライマリプーリ51、セカンダリシャフト54と一体回転するセカンダリプーリ52、一対のプーリ51,52に形成されたV溝に巻き掛けられたベルト53を備える。入力軸3はプライマリシャフトとなる。各プーリ51,52のV溝幅を変化させることによってベルト53の巻き掛け径が変化するので、CVT5の変速比γを連続的に変化させることができる。CVT5の変速比γは、最大変速比γmax(ギヤが最Low)から最小変速比γmin(ギヤが最High)の範囲内で連続的に変化する。
プライマリプーリ51は、入力軸3と一体化された固定シーブ51a、入力軸3上で軸線方向に移動可能な可動シーブ51b、および可動シーブ51bに推力を付与するプライマリ圧シリンダ51cを備える。固定シーブ51aのシーブ面と可動シーブ51bのシーブ面とが対向して、プライマリプーリ51のV溝を形成する。プライマリ圧シリンダ51cは、可動シーブ51bの背面側に配置されている。プライマリ圧シリンダ51cへ供給されるプライマリ圧Pinによって、可動シーブ51bを固定シーブ51a側へ移動させる推力が発生し、プライマリプーリ51に巻き掛けられたベルト53に対して挟持圧力を発生させる。
セカンダリプーリ52は、セカンダリシャフト54と一体化された固定シーブ52a、セカンダリシャフト54上で軸線方向に移動可能な可動シーブ52b、および可動シーブ52bに推力を付与するセカンダリ圧シリンダ52cを備える。固定シーブ52aのシーブ面と可動シーブ52bのシーブ面とが対向して、セカンダリプーリ52のV溝を形成する。セカンダリ圧シリンダ52cは、可動シーブ52bの背面側に配置されている。セカンダリ圧シリンダ52cに供給されるセカンダリ圧Poutによって、可動シーブ52bを固定シーブ52a側へ移動させる推力が発生し、セカンダリプーリ52に巻き掛けられたベルト53に対して挟持圧力を発生させる。
第2クラッチC2は、セカンダリシャフト54と出力軸7との間に設けられており、出力軸7からCVT5を選択的に切り離すことができる。例えば、第2クラッチC2を係合させると、CVT5と出力軸7との間が動力伝達可能に接続され、セカンダリシャフト54と出力軸7とが一体回転する。すなわち、第2クラッチC2の上流側のセカンダリプーリ52の回転数Nout1と第2クラッチC2の下流側の出力軸回転数Nout2とが一致(Nout1=Nout2)する。一方、第2クラッチC2を開放させると、セカンダリシャフト54と出力軸7との間がトルク伝達不能に遮断され、エンジン1およびCVT5が駆動輪11から切り離される。
第2クラッチC2は油圧式である。油圧アクチュエータによって第2クラッチC2の係合要素同士が摩擦係合するように構成されている。そのため、第2クラッチC2の係合要素同士を半係合状態として摩擦係合させると、第2クラッチC2をスリップ状態にできる。この場合、CVT5と出力軸7との間を伝達するトルクが比較的小さくなる。
出力軸7には、出力ギヤ7aと従動ギヤ63とが一体回転するように取り付けられている。出力ギヤ7aは、減速機構であるカウンタギヤ機構8のカウンタドリブンギヤ8aと噛み合っている。カウンタギヤ機構8のカウンタドライブギヤ8bは、デファレンシャルギヤ9のリングギヤ9aと噛み合っている。デファレンシャルギヤ9には、左右の駆動軸10,10を介して左右の駆動輪11,11が連結されている。
ギヤ列6は、前後進切替機構4のサンギヤ4Sと一体回転する駆動ギヤ61と、カウンタギヤ機構62と、出力軸7と一体回転する従動ギヤ63とを含む。ギヤ列6は減速機構であって、ギヤ列6の変速比(ギヤ比)は、CVT5の最大変速比γmaxよりも大きい所定値に設定されている。車両Veにおいては、発進時にエンジン1からギヤ列6を介して駆動輪11にトルクを伝達可能に構成されている。ギヤ列6は例えば発進ギヤとして機能する。
駆動ギヤ61は、カウンタギヤ機構62のカウンタドリブンギヤ62aと噛み合っている。カウンタギヤ機構62は、カウンタドリブンギヤ62aと、カウンタシャフト62bと、従動ギヤ63に噛み合っているカウンタドライブギヤ62cとを含む。カウンタシャフト62bには、カウンタドリブンギヤ62aが一体回転するように取り付けられている。カウンタシャフト62bは入力軸3および出力軸7と平行に配置されている。カウンタドライブギヤ62cは、カウンタシャフト62bに対して相対回転可能に構成されている。
また、カウンタシャフト62bとカウンタドライブギヤ62cとを選択的に一体回転させる噛合式の係合装置(以下、ドグクラッチという)S1が設けられている。ドグクラッチS1は、噛合式の一対の係合要素64a,64bと、軸線方向に移動可能なスリーブ64cとを備える。第1係合要素64aは、カウンタシャフト62bにスプライン嵌合されたハブである。第1係合要素64aとカウンタシャフト62bとは一体回転する。第2係合要素64bは、カウンタドライブギヤ62cと一体回転するように連結されている。すなわち、第2係合要素64bはカウンタシャフト62bに対して相対回転する。スリーブ64cの内周面に形成されたスプライン歯が、各係合要素64a,64bの外周面に形成されたスプライン歯と噛み合うことによって、ドグクラッチS1は係合状態となる。ドグクラッチS1を係合させることによって、駆動ギヤ61と従動ギヤ63との間がトルク伝達可能に接続される。第2係合要素64bとスリーブ64cとの噛み合いが解除されることによって、ドグクラッチS1は開放状態となる。ドグクラッチS1を開放させることによって、駆動ギヤ61と従動ギヤ63との間はトルク伝達不能に遮断される。また、ドグクラッチS1は、油圧式であり、油圧アクチュエータによってスリーブ64cが軸線方向に移動する。
このように構成される車両Veでは、図示しない制御部の作用下に第1クラッチC1を係合状態として第2クラッチC2を開放状態とすることにより、入力軸3の動力はギヤ列6を介して出力軸7に伝達され、CVT5は動力伝達を行わない。この状態をギヤ走行モードと呼ぶ。一方、制御部の作用下に第2クラッチC2を係合状態として第1クラッチC1を開放状態とすることにより、入力軸3の動力はCVT5を介して出力軸7に伝達され、ギヤ列6には動力伝達を行わない。
(第1の実施形態)
図2は、第1の実施形態にかかる動力伝達装置100aの構成要素である油圧回路101aの一部を示す図である。油圧回路101aは、図2に示す範囲における構成要素としてオイルポンプ41と、オイルポンプ41から吐出されるオイルを元圧にしてライン圧PLを調圧するレギュレータ弁102と、ライン圧PLを元圧にして一定圧であるモジュレータ圧Plpmを出力するモジュレータ弁103と、セカンダリ圧シリンダ52cに供給されるセカンダリ圧Poutを出力するセカンダリ圧制御弁104とを有する。また、油圧回路101aは、セカンダリ圧Poutを制御するためのSLS圧Pslsを出力するセカンダリ用電磁弁SLSと、ギヤ列6を有効にする第1クラッチC1へ供給されるクラッチ油圧としてのC1圧Pc1を制御するためのC1用電磁弁SL1と、ギヤ走行モードにおいてセカンダリ圧Poutを減圧させるためにセカンダリ圧制御弁104に作用する切替弁(減圧機構)105とを有する。
図2は、第1の実施形態にかかる動力伝達装置100aの構成要素である油圧回路101aの一部を示す図である。油圧回路101aは、図2に示す範囲における構成要素としてオイルポンプ41と、オイルポンプ41から吐出されるオイルを元圧にしてライン圧PLを調圧するレギュレータ弁102と、ライン圧PLを元圧にして一定圧であるモジュレータ圧Plpmを出力するモジュレータ弁103と、セカンダリ圧シリンダ52cに供給されるセカンダリ圧Poutを出力するセカンダリ圧制御弁104とを有する。また、油圧回路101aは、セカンダリ圧Poutを制御するためのSLS圧Pslsを出力するセカンダリ用電磁弁SLSと、ギヤ列6を有効にする第1クラッチC1へ供給されるクラッチ油圧としてのC1圧Pc1を制御するためのC1用電磁弁SL1と、ギヤ走行モードにおいてセカンダリ圧Poutを減圧させるためにセカンダリ圧制御弁104に作用する切替弁(減圧機構)105とを有する。
油圧回路101aはさらに、図1に示すようにプライマリ圧シリンダ51cに供給されるプライマリ圧Pinを調圧するプライマリ圧制御弁109と、プライマリ圧Pinを制御するためのSLP圧Pslpを出力するプライマリ用電磁弁SLPと、CVT5を有効にする第2クラッチC2へ供給されるクラッチ油圧としてのC2圧Pc2を制御するためのC2用電磁弁SL2とを有する。図1においては、さらに入力軸3の動力を出力軸7に伝達する部分、すなわち入力軸3、前後進切替機構4、CVT5、ギヤ列6、出力軸7、第1クラッチC1、第2クラッチC2が第1の実施形態にかかる動力伝達装置100aおよび第2の実施形態にかかる動力伝達装置100bの構成要素の一部となっている。
図2に示す構成要素についてさらに詳細に説明する。セカンダリ用電磁弁SLSは制御部から供給される電気信号に基づいて、モジュレータ圧Plpmを元圧としてSLS圧Pslsを出力し、レギュレータ弁102およびセカンダリ圧制御弁104に供給する。ギヤ走行モードではCVT5の変速比は最大となっており、ベルト53の滑りを防止するためにプライマリ圧Pinに比べてセカンダリ圧Poutが高くなっており、ライン圧PLはセカンダリ圧Poutによって決定されることになる。したがって、SLS圧Pslsによってレギュレータ弁102を制御するためセカンダリ用電磁弁SLSの出力がレギュレータ弁102にも供給されている。
C1用電磁弁SL1は制御部から供給される電気信号に基づいて、モジュレータ圧Plpmを元圧としてC1圧Pc1を出力し、第1クラッチC1および切替弁105に供給する。
切替弁105は、出力側の減圧作用管路(減圧機構)106に対する入力をC1圧Pc1に基づいて切り替える。つまり、図3に示すように、C1圧Pc1が第1クラッチC1を係合させるのに必要な必要圧Px以上であるときには切替弁105が作動してモジュレータ圧Plpmを減圧作用管路106に供給し、C1圧Pc1が必要圧Px未満であるときには切替弁105が非作動で減圧作用管路106をドレンEXと連通させて圧力を0とする。減圧作用管路106はセカンダリ圧制御弁104に接続されている。
図2に戻り、レギュレータ弁102は、オイルポンプ41から吐出されるライン圧PLの管路が分配接続される第1ポート102aおよびサブポート102bと、圧力調整を行うスプール弁子102cと、第1ポート102aに対してスプール弁子102cによって開度調整される第2ポート102dと、セカンダリ用電磁弁SLSの出力管路が接続される端部油室102eと、端部油室102eに設けられてスプール弁子102cを弾性付勢するスプリング102fと、ドレンポート102gとを有する。
第1ポート102aに接続されているオイルはスプール弁子102cによって第2ポート102dからドレンEXに適量だけ排出されることによってライン圧PLが調整される。スプール弁子102cの位置は、サブポート102bに対応する油室に加わる圧力に対して端部油室102eにおいて作用するスプリング102fおよびSLS圧Pslsとのバランスによって決定される。
サブポート102bに接続される管路には安定化のためにオリフィス107が設けられている。ドレンポート102gとドレンEXとの間には安定化のために複数のオリフィス108が設けられている。なお、図2および図6のレギュレータ弁102におけるスプール弁子102cは、中心線の左側がスプリング102f以外に圧力の加わらない状態の位置を示し、中心線の右側が油圧が加わった動作状態の位置を示している。
セカンダリ圧制御弁104はライン圧PLが供給される入力ポート104aと、セカンダリ圧シリンダ52cに接続される出力ポート104bと、入力ポート104aと出力ポート104bとの間の開度を調整するスプール弁子104cと、圧力のフィードバックを行う第1端部油室104dと、セカンダリ用電磁弁SLSの出力管路が接続される第2端部油室104eと、第2端部油室104eに設けられてスプール弁子104cを弾性付勢するスプリング104fと、減圧作用管路106が接続される減圧用油室(減圧機構)104gとを有する。スプール弁子104cから見て図2の上方側は第1端部油室104dが設けられ、下方側に第2端部油室104eが設けられている。第1端部油室104dは出力ポート104bと連通するよう管路が接続されており、セカンダリ圧Poutによるフィードバック作用を奏する。減圧用油室104gはスプール弁子104cの中ほどに形成された円周状の溝であり、図2における下側の円環面104hの方が上側の円環面104iよりも面積が大きく形成されている。したがって、減圧用油室104gに圧力が加わると、スプール弁子104cには円環面104hと円環面104iとの面積差に応じて下向きの力が与えられることになる。なお、図2および図6のセカンダリ圧制御弁104におけるスプール弁子104cは、中心線の左側がスプリング104f以外に圧力の加わらない状態の位置を示し、中心線の右側が油圧が加わった動作状態の位置を示している。
セカンダリ圧制御弁104の作用についてCVT走行モードとギヤ走行モードに分けて説明する。まずCVT走行モードについて説明する。
CVT走行モードでは第1クラッチC1は解放で、第2クラッチC2が係合となっている。この場合、C1用電磁弁SL1が出力するC1圧Pc1は十分に低圧となっており、減圧作用管路106は切替弁105によってドレンEXの側に連通されていて圧力は0である。減圧作用管路106が接続される減圧用油室104gも圧力が0となり、減圧用油室104gはスプール弁子104cに力を及ぼさない。
スプール弁子104cの一端には第1端部油室104dに供給されるセカンダリ圧Poutが一端面の受圧面積に応じた力を与える。この力は図2において下向きに作用する。スプール弁子104cの他端には第2端部油室104eに供給されるSLS圧Pslsが他端面の受圧面積に応じた力を与えるとともに、スプリング104fが圧縮に応じた弾性力を与える。この力は図2において上向きに作用する。スプール弁子104cは両端から与えられる力がバランスする位置となって入力ポート104aと出力ポート104bとの開度を調整することによってセカンダリ圧Poutの調圧が行われる。SLS圧Pslsが高まって第2端部油室104eからの押圧力が高まるほどスプール弁子104cによる入力ポート104aと出力ポート104bとの開度が広がってセカンダリ圧Poutも上昇するように構成されている。この場合、図4の線図200で示すようにセカンダリ圧PoutとSLS圧Pslsは比例的な関係にある。なお、従来技術にかかるセカンダリ圧Poutも線図200と同様になる。
ギヤ走行モードでは第1クラッチC1は係合で、第2クラッチC2が解放となっている。この場合、C1用電磁弁SL1が出力するC1圧Pc1は必要圧Px(図3参照)よりも高圧となっており、減圧作用管路106は切替弁105によってモジュレータ圧Plpmの側に連通するよう切り替えられている。したがって減圧作用管路106が接続される減圧用油室104gにはモジュレータ圧Plpmが加わることになり、スプール弁子104cにおける減圧用油室104gでは上下の円環面104hと円環面104iとの面積差に応じて下向きで一定の力が作用することになる。この場合、図4の線図201で示すように、セカンダリ圧Poutは、切替弁105の非作動時の線図200よりも一定圧だけ低い側にオフセットした値となる。図4の線図200はPout=A×Psls+B、線図201はPout=A×Psls+B−C01(ただし、Pout>0)と表すことができる。A,B,C01は定数である。
このように構成される動力伝達装置100aでは、セカンダリ用電磁弁SLSが出力するSLS圧Pslsはセカンダリ圧制御弁104に供給されるとともにレギュレータ弁102にも供給されており、必要なライン圧PLを確保するためにSLS圧Pslsが高められるとセカンダリ圧制御弁104の第2端部油室104eの圧力も高まりスプール弁子104cに対する上向きの力が増加する。
一方、第1クラッチC1を係合させるためにC1用電磁弁SL1が出力するC1圧Pc1は第1クラッチC1とともに切替弁105にも供給されていることから、ギヤ走行モードのときには、C1圧Pc1は必要圧Pxよりも大きく設定されて切替弁105が作動し、減圧用油室104gにモジュレータ圧Plpmが加わることになりスプール弁子104cに対して下向きの力が与えられる。
このように、ギヤ走行モードにおいてSLS圧Pslsが高められてスプール弁子104cに対する上向きの力が増加しても、減圧機構としての切替弁105、減圧作用管路106および減圧用油室104gの作用によってスプール弁子104cに対して図2の下向きの力が与えられることから、図4の線図201で示されるようにセカンダリ圧Poutが抑制され、供給先のセカンダリ圧シリンダ52cの発生する力が低減する。したがって、駆動力の伝達を行っていないCVT5におけるセカンダリプーリ52によるベルト53の挟持圧力が低下し、CVT5の動力損失が低減されて燃費が改善される。また、セカンダリプーリ52における動力損失によるオイルの温度の上昇を抑制することができ、冷却装置の負荷が軽減される。
図5は動力伝達装置100aにおけるC1圧Pc1およびセカンダリ圧Poutのタイムチャートである。ここで時刻t0以前および時刻t3以後はCVT走行モード、時刻t1〜時刻t2はギヤ走行モード、時刻t0〜時刻t1および時刻t2〜時刻t3はモード遷移状態である。図5に示すように、時刻t0において制御部の作用下にC1用電磁弁SL1が操作されてC1圧Pc1は必要圧Pxより小さい範囲で比例的な箇所と増圧休止箇所とを含みながら徐々に増加し、第1クラッチC1はスリップしながら係合を開始する。そして時刻t1においてC1圧Pc1はステップ状に増加して必要圧Pxよりも大きくなり、第1クラッチC1の係合が終了してギヤ走行モードになる。この時刻t1でC1圧Pc1が必要圧Pxを越えることにより切替弁105が作動し、セカンダリ圧制御弁104の減圧用油室104gにモジュレータ圧Plpmが作用するのでセカンダリ圧Poutが減圧する。さらに時刻t2においてC1圧Pc1が必要圧Pxを下回るようにステップ状に減少させることにより第1クラッチC1はスリップしながら解放が開始される。この時刻t2でC1圧Pc1が必要圧Pxを下回ることにより切替弁105が非作動状態に戻り、セカンダリ圧制御弁104の減圧用油室104gに圧力が作用しなくなるのでセカンダリ圧Poutが増圧して元の状態に戻る。C1圧Pc1はその後に徐々に減少させ時刻t3にはステップ状に0とする。なお、図5ではライン圧PLは一定として例示している。
(第2の実施形態)
次に、第2の実施形態にかかる動力伝達装置100bについて説明する。動力伝達装置100bにおいて動力伝達装置100aと同様の構成要素については同符号を付して詳細な説明を省略する。
次に、第2の実施形態にかかる動力伝達装置100bについて説明する。動力伝達装置100bにおいて動力伝達装置100aと同様の構成要素については同符号を付して詳細な説明を省略する。
図6に示すように、動力伝達装置100bにおける油圧回路101bでは、C1用電磁弁SL1が出力するC1圧Pc1は第1クラッチC1に供給されるとともに減圧作用管路106にも供給されている。すなわち、この動力伝達装置100bにおける油圧回路101bは上記の油圧回路101aから切替弁105を省略し、減圧作用管路106にC1圧Pc1が供給されるように接続したものであり、それ以外は油圧回路101aと同じである。また、油圧回路101bでは、C1圧Pc1に応じて必要なセカンダリ圧Poutを確保できるようにSLS圧Pslsを設定しておく。
このように構成される動力伝達装置100bでは、ギヤ走行モードでC1圧Pc1は減圧作用管路106を介して減圧用油室104gに対して直接的に供給され、セカンダリ圧PoutがC1圧Pc1に対して比例的に減圧するように作用する。すなわち、従来技術およびCVT走行モードにおけるセカンダリ圧Poutは図4における線図200に相当しており、上記のとおりPout=A×Psls+B と表されるのに対して、油圧回路101bにおいてギヤ走行モード時のセカンダリ圧Poutは、Pout=A×Psls+B−C02×Pc1(ただし、Pout>0)と表すことができる。A,B,C02は定数である。
図7は動力伝達装置100bにおけるC1圧Pc1およびセカンダリ圧Poutのタイムチャートである。図7におけるC1圧Pc1および第1クラッチC1は、図5の場合と同様に変化するものとする。時刻t0において制御部の作用下にC1用電磁弁SL1が操作されてC1圧Pc1が増加し始めると第1クラッチC1はスリップしながら係合を開始し、セカンダリ圧制御弁104の減圧用油室104gにもC1圧Pc1が作用するのでセカンダリ圧PoutはC1圧Pc1に対して比例的に減少し始める。そして時刻t1において第1クラッチC1の係合が終了してギヤ走行モードになる。この時刻t1でC1圧Pc1がステップ状に増圧することからセカンダリ圧Poutもステップ状に減圧する。さらに時刻t2においてC1圧Pc1をステップ状に減少させ、その後さらに徐々に減少させることにより、セカンダリ圧PoutはC1圧Pc1の減少に対して比例的に増圧して元の状態に戻る。なお、図7ではライン圧PLは一定として例示している。
このように構成される動力伝達装置100bにおいては、上記の動力伝達装置100aと同様に、ギヤ列6による動力伝達がなされている場合において、駆動力の伝達を行っていないCVT5におけるセカンダリ圧シリンダ52cへ供給するセカンダリ圧Poutを減圧することでセカンダリプーリ52によるベルト53の挟持圧力を減圧することができ、動力損失が低減されて燃費が改善される。また、セカンダリプーリ52における動力損失によるオイルの温度の上昇を抑制することができ、冷却装置の負荷が軽減される。さらに、CVT5におけるシーブ圧の高圧異常時にギヤ列6による動力伝達を行う際にリンプホーム性能が確保される。また、上記の油圧回路101aと比べて切替弁105が不要である。
本発明は、上記した実施形態に限定されるものではなく、本発明の主旨を逸脱しない範囲で自由に変更できることは勿論である。
3 入力軸
7 出力軸
5 CVT(ベルト式無段変速機)
6 ギヤ列(歯車伝達機構)
41 オイルポンプ
51 プライマリプーリ
52 セカンダリプーリ
52c セカンダリ圧シリンダ
53 ベルト
100a,100b 動力伝達装置
101a,101b 油圧回路
102 レギュレータ弁
104g 減圧用油室
105 切替弁
106 減圧作用管路
C1 第1クラッチ
C2 第2クラッチ
Pc1 C1圧
PL ライン圧
Pout セカンダリ圧
Psls SLS圧
SL1 C1用電磁弁
SLS セカンダリ用電磁弁
7 出力軸
5 CVT(ベルト式無段変速機)
6 ギヤ列(歯車伝達機構)
41 オイルポンプ
51 プライマリプーリ
52 セカンダリプーリ
52c セカンダリ圧シリンダ
53 ベルト
100a,100b 動力伝達装置
101a,101b 油圧回路
102 レギュレータ弁
104g 減圧用油室
105 切替弁
106 減圧作用管路
C1 第1クラッチ
C2 第2クラッチ
Pc1 C1圧
PL ライン圧
Pout セカンダリ圧
Psls SLS圧
SL1 C1用電磁弁
SLS セカンダリ用電磁弁
Claims (1)
- 入力軸の動力を出力軸に伝達する動力伝達装置において、
歯車の噛み合いにより動力伝達を行う歯車伝達機構と、
ベルトが巻き掛けられたプライマリプーリおよびセカンダリプーリのプーリ溝幅を変化させることによって速度比を無段階に変化させるベルト式無段変速機と、
前記入力軸の動力を前記歯車伝達機構に接続する際に係合する第1クラッチと、
前記入力軸の動力を前記ベルト式無段変速機に接続する際に係合する第2クラッチと、
前記第1クラッチおよび前記第2クラッチを選択的に係合状態にする制御部と、
前記セカンダリプーリに巻き掛けられる前記ベルトに対して挟持圧力を発生させるセカンダリ圧シリンダと、
前記制御部により前記第1クラッチが選択されて前記入力軸の動力が前記歯車伝達機構に伝達されているときに、前記セカンダリ圧シリンダに対して供給されるセカンダリ圧を減圧させる減圧機構と、
を有することを特徴とする動力伝達装置。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2017154411A JP2019032060A (ja) | 2017-08-09 | 2017-08-09 | 動力伝達装置 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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JP2017154411A JP2019032060A (ja) | 2017-08-09 | 2017-08-09 | 動力伝達装置 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
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JP2019032060A true JP2019032060A (ja) | 2019-02-28 |
Family
ID=65523194
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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JP2017154411A Pending JP2019032060A (ja) | 2017-08-09 | 2017-08-09 | 動力伝達装置 |
Country Status (1)
Country | Link |
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JP (1) | JP2019032060A (ja) |
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2021162100A (ja) * | 2020-03-31 | 2021-10-11 | ダイハツ工業株式会社 | 車両用制御装置 |
-
2017
- 2017-08-09 JP JP2017154411A patent/JP2019032060A/ja active Pending
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JP2021162100A (ja) * | 2020-03-31 | 2021-10-11 | ダイハツ工業株式会社 | 車両用制御装置 |
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