JP3613641B2 - 無段変速機 - Google Patents
無段変速機 Download PDFInfo
- Publication number
- JP3613641B2 JP3613641B2 JP12870295A JP12870295A JP3613641B2 JP 3613641 B2 JP3613641 B2 JP 3613641B2 JP 12870295 A JP12870295 A JP 12870295A JP 12870295 A JP12870295 A JP 12870295A JP 3613641 B2 JP3613641 B2 JP 3613641B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- hydraulic
- low
- valve
- pulley
- clutch
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Images
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
- F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
- F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
- F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
- F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
- F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
- F16H37/0846—CVT using endless flexible members
Landscapes
- Transmissions By Endless Flexible Members (AREA)
- Transmission Devices (AREA)
- Control Of Transmission Device (AREA)
Description
【産業上の利用分野】
本発明は、それぞれ2個のシーブからなるプライマリプーリ及びセカンダリプーリにベルトを巻掛けてなるベルト式無段変速装置を用いた無段変速機に係り、特に自動車におけるトランスミッションとして用いて好適であり、詳しくは上記ベルト式無段変速装置とプラネタリギヤとを組合せてなる無段変速機におけるローモードとハイモードとの切換え時のベルト式無段変速装置の軸力制御に関する。
【0002】
【従来の技術】
近時、燃料消費率の向上及び運転性能の向上等の要求により、自動車のトランスミッションとしてベルト式無段変速装置を組込んだ自動無段変速機が注目されている。
【0003】
従来、例えば特開平6−331000号公報に示すように、無段変速機構と、一定変速機構と、遊星歯車機構と、第1及び第2クラッチと、を備え、一定変速機構の出力側と遊星歯車機構のキャリヤとを常時連結し、第1クラッチを無段変速機構の出力側と遊星歯車機構のサンギヤとの間に配置することにより、第1クラッチに循環動力の一部のみが通過するようにした、車輌用無段変速機が案出されている。
【0004】
該無段変速機は、第1クラッチ(またはワンウェイクラッチ)を係合することにより、一定変速機構の出力側及び無段変速機構の出力側が遊星歯車機構のキャリヤ及びサンギヤに伝達され、これらが合成されてインターナル(リング)ギヤが出力され、この際無段変速機構は、動力(トルク)循環により、その変速比が小(アンダドライブ)状態から大(オーバドライブ)状態に変化させると、変速機全体の変速比が大状態から小状態に変化する。
【0005】
また、第1クラッチを解放すると共に第2クラッチを係合することにより、無段変速機構の出力側がそのまま変速機全体の出力として取出され、従って無段変速機構の変速比がそのまま変速機全体の変速比になる。
【0006】
即ち、上記第1クラッチを係合したローモードにあっては、無段変速機構は、動力循環により、セカンダリ側からプライマリ側に動力が伝達され、また第2クラッチを係合したハイモードにあっては、無段変速機構は、プライマリ側からセカンダリ側に動力が伝達される。
【0007】
【発明が解決しようとする課題】
一般に、ベルト式無段変速装置は、駆動側及び従動側の両プーリにそれぞれ作用する軸力(ベルト挟圧力)を変化させることによりプーリ比を変化させ、変速している。そして、所定プーリ比に両プーリを設定して動力伝達するには、両プーリに作用する軸力の割合を所定値に設定する必要があるが、この場合、駆動側プーリの軸力を従動側プーリの軸力より大きくする必要がある。
【0008】
しかし、上述した無段変速機は、トルク循環により、ベルト式無段変速装置の動力伝達方向がローモードとハイモードで変更されるにも拘らず、上記プーリの軸力に対しては考慮が払われておらず、ロー・ハイモード切換え時の変速制御が面倒になって、安定するまでに時間がかかり、応答遅れを生ずる虞れがある。
【0009】
そこで、本発明は、ロー・ハイモード切換えに伴い、ベルト式無段変速装置の両プーリに作用する軸力を変更し、もって上述課題を解消した無段変速機を提供することを目的とするものである。
【0010】
【課題を解決するための手段】
請求項1に係る本発明は、上記事情に鑑みなされたものであって、エンジン出力軸(2)に連動する入力軸(3)と、
車輪に連動する出力軸(5)と、
前記入力軸に連動する第1のプーリ(7)、第2のプーリ(9)、これら両プーリに巻掛けられたベルト(10)及び前記第1及び第2のプーリのプーリ比を変更すべく前記両プーリに軸力を作用する軸力作動手段(32)(33)を有するベルト式無段変速装置(11)と、
少なくとも第1、第2及び第3の回転要素(19c)(19s)(19r)を有し、前記第1の回転要素を前記入力軸(3)に、前記第2の回転要素を前記第2のプーリ(9)に、前記第3の回転要素を前記出力軸(5)にそれぞれ連動してなるプラネタリギヤ(19)と、
前記入力軸(3)と前記第1の回転要素(例えばキャリヤ19c)との間に介在され、これらの間の動力伝達を係合又は解放する第1のクラッチ(CL)と、
前記プラネタリギヤ(19)の第1、第2及び第3の回転要素のいずれか2個(例えばサンギヤ19sとリングギヤ19r)の間に介在され、これら2個の回転要素を連結又は解放する第2のクラッチ(CH)と、
前記第1のクラッチを係合することにより比較的高いトルク比となるローモードと、前記第2のクラッチを係合することにより比較的低いトルク比となるハイモードとに切換えるローハイ切換え手段(60,60′,601)と、を備え、
前記ローモードとハイモードとの切換えにより、前記ベルト式無段変速装置(11)の前記第1及び第2のプーリ間でのトルク伝達方向が変更されてなる、無段変速機において、
前記第1及び第2のプーリに作用する軸力がプーリ比に対応した差を生じるように、前記軸力作動手段を制御する制御手段(54,54′,541,542)と、
前記ローハイ切換え手段の切換えに伴い、前記制御手段による第1及び第2のプーリに作用する軸力の大小関係が逆転するように変更する変更手段(q〜w,79,80)と、
を備えてなることを特徴とする。
【0011】
請求項2に係る発明にあっては、前記軸力作動手段は、前記第1のプーリ(7)に作用する第1の油圧サーボ(32)と、前記第2のプーリ(9)に作用する第2の油圧サーボ(33)とを有し、オイルポンプ(17)に基づく油圧を前記第1及び第2の油圧サーボに供給することにより、前記第1及び第2のプーリに軸力を付与してなり、
前記変更手段は、前記第1の油圧サーボに作用する油圧と前記第2の油圧サーボに作用する油圧とを切換える切換え弁(q〜w,79,80)である。
【0012】
請求項3に係る発明にあっては、例えば図4ないし図13に示すように、前記ローハイ切換え手段は、前記オイルポンプ(7)に基づく油圧を前記第1のクラッチ及び第2のクラッチの各油圧サーボ(CL )(CH )に導く油路に介在し、かつこれら油圧サーボの供給及び解放を反転するローハイ切換え弁(60,60′)であり、また前記切換え弁(q〜w)は、前記ローハイ切換え弁と一体に構成されてなる。
【0013】
請求項4に係る発明にあっては、例えば図14及び図15に示すように、前記ローハイ切換え手段は、前記オイルポンプ(17)に基づく油圧を前記第1のクラッチ及び第2のクラッチの各油圧サーボ(CL )(CH )に導く油路に介在し、かつこれら油圧サーボの供給及び解放を反転するローハイ切換え弁(601 )であり、また前記切換え弁(79,80)は、前記ローハイ切換え弁とは別体に構成され、かつ該ローハイ切換え弁の切換えにより発生する前記第1又は第2のクラッチ用油圧サーボへの油圧により切換えられてなる。
【0014】
請求項5に係る発明にあっては、例えば図4ないし図8並びに図14に示すように、前記第1及び第2の油圧サーボ(32)(33)は、それぞれ複数個の油圧室を有してなり、
前記切換え弁(q〜w)は、油圧を供給する前記油圧室を選択的に切換え、前記第1及び第2の油圧サーボの有効受圧面積を反転してなる。
【0015】
請求項6に係る発明にあっては、前記第1及び第2の油圧サーボ(32)(33)は、少なくともそれぞれ第1の油圧室(45)(46)及び第2の油圧室(47)(49)を有し、かつ前記両油圧サーボの第1の油圧室(45)(46)が同一有効受圧面積からなり、
前記制御手段(54,541 )は、レギュレータバルブ(56)と、レシオコントロールバルブ(57)とを有し、前記レギュレータバルブからの油圧が常時前記両油圧サーボの第1の油圧室(45)(46)に供給されると共に、前記レシオコントロールバルブ(57)による油圧が、前記両油圧サーボのいずれか一方の第2の油圧室(47又は49)に供給されてなり、
前記切換え弁(q〜w)は、前記レシオコントロールバルブ(57)と第2の油圧室(49又は47)の連通を他方に反転してなる。
【0016】
請求項7に係る発明にあっては、前記レギュレータバルブ(56)及び前記レシオコントロールバルブ(57)は、前記オイルポンプ(17)と前記切換え弁(q〜w)との間に配置されてなる。
【0017】
請求項8に係る発明にあっては、例えば図9ないし図13及び図15に示すように、前記制御手段(54′,542 )は、前記オイルポンプ(17)に基づく油圧をそれぞれの油圧に調節する第1及び第2のレギュレータバルブ(56)(57)を有し、これら第1及び第2のレギュレータバルブのいずれか一方を前記第1及び第2の油圧サーボの一方に、また前記レギュレータバルブの他方を前記油圧サーボの他方にそれぞれ連通してなり、
前記切換え弁(q〜t)は、前記第1及び第2のレギュレータバルブと第1及び第2の油圧サーボとの連通を反転してなる。
【0018】
請求項9に係る発明にあっては、前記第1及び第2のレギュレータバルブ(56)(57)は、前記オイルポンプ(17)と前記切換え弁(59)との間に配置されてなる。
【0019】
請求項10に係る発明にあっては、車輌のコースト状態が判断されることに基づき、高い油圧が作用している油圧サーボの油圧を、低い油圧が作用している油圧サーボの油圧より低くなるようにするリリーフバルブ(58)を設けてなる。
請求項11に係る発明にあっては、前記ベルト式無段変速装置(11)のプーリ比を検出する検出手段(S30,S40)と、
該検出手段からの出力信号により、前記ローハイ切換え手段の切換えが必要か否かを判断する判断手段(S31,S41)と、を備えてなる。
【0020】
請求項12に係る発明にあっては、例えば図1及び図24ないし図26に示すように、前記第1のクラッチ(CL)が係合されている場合、前記入力軸(3)は、前記第1のプーリ(7)から伝達されるトルクの前記入力軸でのトルク方向と、前記第1の回転要素から伝達されるトルクの前記入力軸でのトルク方向とが、それぞれ互いに逆方向となるように前記第1のプーリと前記第1の回転要素とにそれぞれ連結してなる。
【0021】
【作用】
前記構成に基づき、ローハイ切換え手段(60,60′,601 )が、第1のクラッチ(CL )を係合したロー(L)モードにある場合、入力軸(3)の回転は、ベルト式無段変速装置(11)を介して適宜変速されてプラネタリギヤ(19)の第2の回転要素(例えばサンギヤ19s)に伝達されると共に、第1のクラッチ(CL )を介してプラネタリギヤ(19)の第1の回転要素(例えばキャリヤ19c)に伝達され、これら両回転が、プラネタリギヤ(19)にて合成されて、第3の回転要素(例えばリングギヤ19r)から出力軸(5)に取出される。
【0022】
一方、ローハイ切換え手段が第2のクラッチ(CH )を係合したハイ(H)モードにある場合、入力軸(3)の回転は、ベルト式無段変速装置(11)及び第2のクラッチ(CH )を介して直接出力軸(5)に伝達される。
【0023】
そして、前記ローハイ切換え手段によるローモード及びハイモードにおいて、制御手段(54,54′,541 ,542 )に基づき軸力作動手段(32)(33)を制御することにより、第1又は第2のプーリ(7)(9)の軸力が変更されて、ベルト式無段変速装置は所定プーリ比に変更される。
【0024】
この際、前記ローハイ切換え手段の切換えにより、ベルト式無断変速装置(11)のトルク伝達方向が切換わるが、該ローハイ切換え手段の切換えに伴って、変更手段(q〜w,79,80)が、前記切換えられたベルト式無段変速装置のトルク伝達方向に合致するように、前記第1及び第2のプーリ(7)(9)に作用する軸力の大小関係を逆転する。
【0025】
なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照するためのものであるが、何等本発明の構成を限定するものではない。
【0026】
【発明の効果】
請求項1に係る本発明によると、ローハイ切換え手段の切換えに伴い、変更手段が両プーリに作用する軸力の大小関係を逆転するので、ローモード及びハイモードの切換えに基づきトルク伝達方向が逆転されたベルト式無段変速装置の両プーリの軸力関係に合致することができ、ローモード及びハイモードを確実にかつ素早く達成することができる。
【0027】
請求項2に係る本発明によると、第1及び第2の油圧サーボに作用する油圧を切換え弁にて反転するので、両油圧サーボの油圧をそれぞれ個別に制御する必要がなく、切換え弁による油路の切換えにより、簡単かつ確実にローモード及びハイモードの切換えを行うことができる。
【0028】
請求項3に係る本発明によると、切換え弁が、ローハイ切換え弁と一体に構成されるので、該切換え弁の作動により、両プーリに作用する軸力の反転と、第1及び第2のクラッチのつかみ換えとを同時にかつ一体的に行なうことができ、例えば軸力の大小関係がローモード状態でクラッチがハイモードとなるような誤作動を防止して、ローモード及びハイモードを確実に達成することができる。
【0029】
請求項4に係る本発明によると、第1及び第2のクラッチを切換えるローハイ切換え弁と別体に両プーリの軸力を反転する切換え弁を構成したので、上記各ローハイ切換え弁及び切換え弁の機能を単一化して構造を簡単化できると共に、第1又は第2のクラッチ用油圧サーボに供給される油圧により、ローハイ切換え弁に連動して切換え弁を切換えるので、誤作動を防止してローモード及びハイモードを確実に達成することができる。
【0030】
請求項5に係る本発明によると、第1及び第2の両油圧サーボがそれぞれ複数の油圧室を有しているので、両油圧サーボに作用する調圧を制御しなくとも、油圧室への油圧供給を切換えることにより両油圧サーボの有効受圧面積を反転して、容易かつ確実に両プーリに作用する軸力の反転を行うことができる。
【0031】
請求項6に係る本発明によると、両油圧サーボの第1の油圧室には常時油圧を供給し、両油圧サーボのいずれか一方の第2の油圧室への油圧供給を切換えることにより、ローモード及びハイモード切換えに伴う両プーリの軸力の反転を容易かつ確実に行うことができる。
【0032】
請求項7に係る本発明によると、レギュレータバルブ及びレシオコントロールバルブを切換え弁の後流側に配置する場合、バルブの本数を増加するか又は1本のバルブの機能を増加する必要があるが、レギュレータバルブ及びレシオコントロールバルブを、オイルポンプと切換え弁との間に配置することにより、上述必要がなくなり簡単に構成することができる。
【0033】
請求項8に係る本発明によると、2個のレギュレータバルブがそれぞれ異なる油圧を調圧して、ローモード及びハイモードでこれら両調圧の供給を両油圧サーボで切換えることにより、両プーリの軸力を反転して、確実かつ容易にローモード及びハイモードによる両プーリの軸力を切換えることができる。
【0034】
請求項9に係る本発明によると、請求項7と同様に、バルブの本数及び機能の増加を必要とせず、簡単な構成とすることができる。
【0035】
請求項10に係る本発明によると、リリーフバルブにより、高い油圧が作用している油圧サーボの油圧を低くするので、伝達トルク方向が逆転するコースト状態においても、そのトルク伝達方向に合致するようにプーリに作用する軸力が変更され、確実にコースト状態を保持することができる。
【0036】
請求項11に係る本発明によると、判断手段が、プーリ比を検出する検出手段からの信号に基づき、ローモードとハイモードの切換え時期を自動的にかつ正確に判断することができ、プーリ比に応じて、自動的にかつ確実にローモード及びハイモードに切換えると共に両プーリに作用する軸力を反転することができる。請求項12に係る本発明によると、プラネタリギヤによるトルク循環が確実に行なわれる。
【0037】
【実施例】
以下、図面に沿って、本発明の実施例について説明する。
【0038】
まず、本発明に係る無段変速機の動力伝達機構について、図1(a) に沿って説明する。車載用自動無段変速機1は、エンジンクランクシャフト2に整列する第1軸3、第2軸5及び前車軸に整列する第3軸6(a,b)を有しており、第1軸3にはプライマリ(第1の)プーリ7が支持され、また第2軸5にはセカンダリ(第2の)プーリ9が支持されており、これら両プーリ7,9にベルト10が巻掛けられて、ベルト式無段変速装置11を構成している。
【0039】
更に、第1軸3は、ダンパ12を介してエンジンクランクシャフト2に連結して入力軸を構成しており、該入力軸3にはロークラッチCL の入力側部材13が固定されていると共にその出力側部材15が回転自在に支持されており、かつ該出力側部材15には動力伝達手段を構成するプライマリ側スプロケット16が一体に連結されている。また、該入力軸3には、前記プライマリプーリ7の固定シーブ7aが固定されていると共に、その先端にオイルポンプ17が連結されており、前記固定シーブ7aには可動シーブ7bが軸方向に移動可能に支持されている。
【0040】
第2軸5にはセカンダリプーリ9が回転自在に支持されており、該セカンダリプーリ9は固定シーブ9a、該固定シーブに軸方向移動自在に支持されている可動シーブ9b及び固定シーブと一体に連結されているセカンダリシャフト9cとを有している。更に、前記第2軸5とセカンダリシャフト9cとの間にハイクラッチCH が介設されており、また該第2軸5にはプラネタリギヤ19が配設されていると共にセカンダリ側スプロケット20が回転自在に支持されている。そして、該第2軸5はその一端に出力ギヤ21が固定されて出力軸を構成している。
【0041】
前記プラネタリギヤ19は、サンギヤ19s、リングギヤ19r及びこれら両ギヤに噛合している各1個のピニオン19pを回転自在に支持しているキャリヤ19cを有するシングルピニオンプラネタリギヤからなる。そして、前記サンギヤ19sがセカンダリシャフト9cに連結されて第2の回転要素を構成し、前記リングギヤ19rが出力軸5に連結されて第3の回転要素を構成し、前記キャリヤ19cがセカンダリ側スプロケット20に連結されて第1の回転要素を構成している。また、プライマリ側及びセカンダリ側スプロケット16,20にはサイレントチェーン、ローラチェーン又はタイミングベルト等の巻掛け体22が巻掛けられている。
【0042】
また、前記出力軸5に固定されているギヤ21は減速ギヤユニット23の大ギヤ23aに噛合しており、該ユニットの小ギヤ23bはディファレンシャル装置25のリングギヤ24に噛合しており、該ディファレンシャル装置25は第3軸を構成する左右のアクスル軸6a,6bにそれぞれ差動回転を出力する。
【0043】
ついで、上記無段変速機1の動力伝達機構に基づく作用について、図1(a) ,(b) 、図2、図3に沿って説明する。エンジンクランクシャフト2の回転は、ダンパ12を介して入力軸3に伝達される。ロークラッチCL が接続してハイクラッチCH が切断されているローモードにあっては、前記入力軸3の回転は、プライマリプーリ7に伝達されると共に、プライマリ側スプロケット16、巻掛け体22及びセカンダリ側スプロケット20からなる動力伝達装置26を介してプラネタリギヤ19のキャリヤ19cに伝達される。一方、前記プライマリプーリ7の回転は、後述する油圧サーボ等の軸力作動手段によりプライマリ及びセカンダリプーリのプーリ比が適宜調節されることにより無段に変速されてセカンダリプーリ9に伝達され、更に該プーリ9の変速回転がプラネタリギヤ19のサンギヤ19sに伝達される。
【0044】
プラネタリギヤ19において、図1(b) の速度線図に示すように、動力伝達装置26を介して定速回転が伝達されるキャリヤ19cが反力要素となって、ベルト式無段変速装置(CVT)11からの無段変速回転がサンギヤ19sに伝達され、これらキャリヤとサンギヤの回転が合成されてリングギヤ19rを介して出力軸5に伝達される。この際、出力軸5には反力支持要素以外の回転要素であるリングギヤ19rが連結されているため、前記プラネタリギヤ19はトルク循環を生じると共に、サンギヤ19sとキャリヤ19cとが同方向に回転するため、出力軸5は零回転を挟んで正転(Lo)及び逆転(Rev)方向に回転する。即ち、前記トルク循環に基づき、出力軸5の正転(前進)方向回転状態では、ベルト式無段変速装置11はセカンダリプーリ9からプライマリプーリ7へトルクが伝達され、出力軸の逆転(後進)方向回転状態では、プライマリプーリ7からセカンダリプーリ9へトルクが伝達される。
【0045】
そして、ロークラッチCL が切断されかつハイクラッチCH が接続されているハイモードにあっては、動力伝達装置26を介してのプラネタリギヤ19への伝達は断たれ、該プラネタリギヤ19は、ハイクラッチCH の係合により一体回転状態となる。従って、入力軸3の回転は、専らベルト式無段変速装置(CVT)11及びハイクラッチCH を介して出力軸5に伝達される。即ち、CVT11は、プライマリプーリ7からセカンダリプーリ9に向けて動力伝達する。更に、出力軸5の回転は、出力ギヤ21及び減速ギヤユニット23を介してディファレンシャル装置25に伝達され、左右のアクスル軸6a,6bを介して左右前輪に伝達される。
【0046】
図1(b) の速度線図、図2の出力トルク図、図3の出力回転数図にて示すように、ローモードにあっては、ベルト式無段変速装置(以下CVTという)11が増速方向の限度(O/D端)にある場合(図1の線a位置)、サンギヤ19sが最大回転することに基づき、一定回転数のキャリヤ19cの回転に対してリングギヤ19rを逆転し、逆回転(REV)を出力軸5に伝達する。そして、CVT11が減速(U/D)方向に変速することにより、逆回転の回転数が減少し、プラネタリギヤ19及び動力伝達装置26のギヤ比で定まる所定プーリ比において、出力軸5の回転数が零になるニュートラル位置(NEU)になる。更に、CVT11が減速方向に変速することにより、リングギヤ19rは正転方向に切換えられ、出力軸5には該正転回転即ち前進方向の回転が伝達される。この際、図2から明らかなように、上記ニュートラル位置NEU近傍にあっては、出力軸5のトルクは無限大に発散する。
【0047】
ついで、CVT11が減速方向(U/D)端になると、ハイクラッチCH が接続してハイモードに切換えられる。該ハイモードにあっては、CVT11の出力回転がそのまま出力軸5に伝達されるため、図1(b) の速度線図にあっては、bに示すように平行線となる。そして今度は、CVT11が増速(O/D)方向に変速されるに従って、出力軸5の回転も増速方向に変更され、その分伝達トルクは減少する。なお、図1(b) におけるλは、サンギヤの歯数Zsとリングギヤの歯数Zrとの比(Zs/Zr)である。
【0048】
ついで、本発明に係る無段変速機の油圧制御機構の実施例について説明する。
【0049】
プライマリ及びセカンダリプーリ7,9は、図4に示すようにそれぞれ固定シーブ7a,9aのボス部7c,9cにボールスプライン30,31を介して可動シーブ7b,9bが軸方向に移動自在に支持されており、これら可動シーブ7b,9bの背面にはそれぞれプーリに軸力を作用する軸力作動手段を構成する油圧サーボ32,33が配置されている。両油圧サーボ32,33は、固定シーブボス部7c,9cに固定されている仕切り部材35,36及びシリンダ部材37,39と、可動シーブ7b,9b背面に固定されているドラム部材40,41及び第2ピストン部材42,43とを有しており、仕切り部材35,36がドラム部材40,41に油密状に嵌合すると共に、第2ピストン部材42,43がシリンダ部材37,39及び仕切り部材35,36に油密状に嵌合して、それぞれ第1の油圧室45,46及び第2の油圧室47,49からなるダブルピストン構造となっている。
【0050】
そして、前記油圧サーボ32,33における第1の油圧室45,46は、それぞれ可動シーブ7b,9bの背面がピストン面を構成しかつ該ピストン面の有効受圧面積が、プライマリ側及びセカンダリ側にて等しくなっている。また、プライマリ側及びセカンダリ側固定シーブボス部7c,9cにはそれぞれ第1の油圧室45,46、第2の油圧室47,49に連通する油路50,51,52,53が形成されており、またプライマリ側油圧サーボ32の第1の油圧室45にはプリロード用のスプリング55が縮設されている。
【0051】
また、本実施例の油圧制御機構(手段)54は、図5に示すように、プライマリレギュレータバルブ56、レシオコントロールバルブ57、ダウンシフトリリーフバルブ58、マニュアルバルブ(切換え弁、選択手段)59及びローハイコントロールバルブ(ローハイ切換え手段)60を有しており、オイルポンプ17からの油圧が、適宜調圧されると共に切換えられ、前記油圧サーボ32,33の第1及び第2の油圧室45,46,47,49及びロークラッチ(用油圧サーボ)CL 、ハイクラッチ(用油圧サーボ)CH に供給される。
【0052】
ついで、上記油圧制御機構54の作用について、図4ないし図8に沿って説明する。
【0053】
図8に示すように、Dレンジにおけるロー(L)モードの場合、プライマリ側油圧サーボ32の第1の油圧室45に所定油圧が供給されると共に、セカンダリ側油圧サーボ33の第1の油圧室46及び第2の油圧室49の両方に所定油圧が作動し、かつロークラッチCL は油圧が作用して接続する。即ち、該ローモードにあっては、マニュアルバルブ59は、図5に示すDレンジポジションに操作され、ポートdとe,fとg,hとi,kとl を連通すると共にポートjをドレーンポートExに連通する。また、ローハイコントロールバルブ60は、ロー位置(L)にあって、ポートoとp,qとr、sとt,uとv,wとxを連通すると共にポートyがドレーンポートExに連通するように切換え・保持されている。
【0054】
従って、プライマリレギュレータバルブ56の出力ポートcからの油圧は、Dレンジポジションに位置するマニュアルバルブ59(図5参照)におけるポートd及びe、更にローハイコントロールバルブ60のポートo及びpを介してロークラッチ油圧サーボCL に供給されて、該クラッチCL を係合し、またマニュアルバルブのポートf及びg、更にローハイコントロールバルブ60のポートq及びrを介してプライマリ油圧サーボ32の第1油圧室45に供給される。また、ダウンシフト操作でない状態にあっては、ダウンシフトリリーフバルブ58はポートmとnとが連通するノーマル位置にあり、上記出力ポートcからの油圧は、該ポートm,n、マニュアルバルブ59のポートh及びi、ローハイコントロールバルブ60のポートs及びtを介してセカンダリ油圧サーボ33の第1油圧室46に供給される。そして、上記出力ポートcからの油圧は、目標プーリ比に対応した油圧になるように、レシオコントロールバルブ57により適宜調圧され、該出力ポートzからの油圧は、マニュアルバルブ59のポートk及びl 、ローハイコントロールバルブ60のポートw及びxを介してセカンダリ油圧サーボ33の第2油圧室49に供給される。なおこの状態では、ハイクラッチ用油圧サーボCH は、ローハイコントロールバルブ60のポートyからドレーンポートExに連通されて解放状態にあり、またプライマリ油圧サーボ32の第2油圧室47は、ローハイコントロールバルブ60のポートu及びv、そしてマニュアルバルブ59のポートjを介してドレーンポートExに連通している。
【0055】
これにより、ロークラッチCL が接続すると共に、CVT11は、第1及び第2の油圧室46,49の両方に油圧が作用するセカンダリ側油圧サーボ33による軸力が、第1の油圧室45のみに油圧が作用するプライマリ側油圧サーボ32による軸力より高くなり、セカンダリプーリ9からプライマリプーリ7へのトルク伝達に対応した両プーリ9,7の軸力状態で、前記レシオコントロールバルブ57の開閉を適宜調整することにより、セカンダリ油圧サーボ33の第2油圧室49の油圧が調整されて、該油圧サーボ33による軸力が適宜調節され、プーリ比(トルク比)が適宜変更される。この状態では、入力軸3からロークラッチCL 及び動力伝達装置26を介してプラネタリギヤ19のキャリヤ19cに伝達されるエンジントルクは、サンギヤ19sを介して前記所定プーリ比によるCVT11にて規制されつつ、リングギヤ19rを介して出力軸5から取出される。
【0056】
また、Dレンジのハイ(H)モードの場合、図8に示すように、所定油圧が、プライマリ側油圧サーボ32の第1及び第2の油圧室45,47に供給されると共に、セカンダリ側油圧サーボ33の第1の油圧室46に供給され、かつハイクラッチ用油圧サーボCH に供給される。即ち、該ハイモード(H)にあっては、図6に示すように、マニュアルバルブ59は先のローモードと同じDレンジポジションにあるが、ローハイコントロールバルブ60は、ハイ位置(H)に切換えられ、ポートoとy、qとt,sとr、xとv,wとuがそれぞれ連通し、かつポートpがドレーンポートExに連通する。
【0057】
従って、プライマリレギュレータバルブ56からの出力油圧は、マニュアルバルブ59のポートd及びe、ローハイコントロールバルブ60のポートo及びyを介してハイクラッチ用油圧サーボCH に供給されて、該クラッチCH を係合し、またマニュアルバルブ59のポートf及びg、ローハイコントロールバルブ60のポートq及びtを介してセカンダリ油圧サーボ33の第1の油圧室46に供給される。また、ダウンシフトリリーフバルブ58のポートm及びn、マニュアルバルブ59のポートh及びi、ローハイコントロールバルブ60のポートs及びrを介してプライマリ油圧サーボ32の第1油圧室45に供給され、また適宜調圧されるレシオコントロールバルブ57の出力ポートz、マニュアルバルブ59のポートk及びl 、ローハイコントロールバルブ60のポートw及びuを介してプライマリ油圧サーボ32の第2油圧室47に供給される。なお、この状態では、ロークラッチ用油圧サーボCL は、ローハイコントロールバルブ60のポートpからドレーンポートExに連通されて解放状態にあり、またセカンダリ油圧サーボ33の第2油圧室49は、ローハイコントロールバルブ60のポートx及びv、マニュアルバルブ59のポートjを介してドレーンポートExに連通している。
【0058】
これにより、ハイクラッチCH が接続すると共に、CVT11は、第1及び第2の油圧室45,47に油圧が供給されているプライマリ側油圧サーボ32による軸力が、第1の油圧室46のみに供給されているセカンダリ側油圧サーボ33による軸力により大きくなり、プライマリプーリ7からセカンダリプーリ9へのトルク伝達に対応した軸力状態で、前記レシオコントロールバルブ57を適宜調整することにより、プライマリ油圧サーボ32の第2の油圧室47の油圧が調整されて、該油圧サーボ32による軸力が調節されて、適宜のプーリ比(トルク比)が得られる。この状態では、エンジンから入力軸3に伝達されたトルクは、プライマリプーリ7からセカンダリ9に伝達されるCVT11により適宜変更され、更にハイクラッチCH を介して出力軸5から取出される。
【0059】
リバースレンジ(R)にあっては、図8に示すように、所定油圧が、プライマリ側油圧サーボ32の第1及び第2の油圧室45,47に供給されると共に、セカンダリ側油圧サーボ33の第1の油圧室46に供給され、かつロークラッチ用油圧サーボCL に供給される。即ち、該リバースレンジにあっては、図7に示すように、マニュアルバルブ59はリバース(R)レンジポジションにあり、かつローハイコントロールバルブ60はロー位置(L)にある。この状態では、マニュアルバルブ59は、ポートdとe,fとi,hとg,kとjがそれぞれ連通し、かつポートl がドレーンポートExに連通する。また、ローハイコントロールバルブ60は、前述ロー(L)モードと同様に、ポートoとp,qとr、,sとt,vとu,xとwがそれぞれ連通し、かつポートyがドレーンポートExに連通する。
【0060】
従って、プライマリレギュレータバルブ56の出力ポートcからの油圧は、マニュアルバルブ59のポートd及びe、ローハイコントロールバルブ60のポートo及びpを介してロークラッチ用油圧サーボCL に供給され、またマニュアルバルブ59のポートf及びi、ローハイコントロールバルブ60のポートs及びtを介してセカンダリ油圧サーボ33の第1油圧室46に供給される。また、ダウンシフトリリーフバルブ58のポートm及びn、マニュアルバルブ59のポートh及びg、ローハイコントロールバルブ60のポートq及びrを介してプライマリ油圧サーボ32の第1油圧室45に供給され、またレシオコントロールバルブ57にて適宜調圧され、その出力ポートzから、マニュアルバルブ59のポートk及びj,ローハイコントロールバルブ60のポートv及びuを介してプライマリ油圧サーボ32の第2油圧室47に供給される。
【0061】
これにより、ロークラッチCL が接続すると共に、CVT11は、第1及び第2の油圧室45,47に油圧が作用するプライマリ側油圧サーボ32による軸力が、第1の油圧室46のみによるセカンダリ側油圧室33によるものに比して高くなり、プライマリプーリ7からセカンダリプーリ9にトルク伝達に対応する軸力状態となり、かつレシオコントロールバルブ57の調整により、プライマリ油圧サーボ32の第2油圧室47の油圧が調整され、該油圧サーボ32による軸力が調節されて、適宜のプーリ比が得られる。この状態では、CVT11のプーリ比が所定増速(O/D)状態にあって、入力軸3からのエンジントルクは、ロークラッチCL 及び動力伝達装置26を介してプラネタリギヤ19のキャリヤ19cに伝達されると共に、プライマリプーリ7からセカンダリプーリ9へトルク伝達されるCVT11を介してサンギヤ19sに伝達され、これら両トルクがプラネタリギヤ19で合成されてリングギヤ19rを介して出力軸5に逆回転として取出される。
【0062】
また、図8に示すように、マニュアルバルブ59のパーキングポジションP及びニュートラルポジションNにあっては、ロークラッチCL 及びハイクラッチCH の両方が解放されると共に、プライマリ側及びセカンダリ側油圧サーボ32,33の第1の油圧室45,46に所定油圧が供給される。即ち、マニュアルバルブ59は、ポートfとg,hとiが連通し、かつポートe,j,l がそれぞれドレーンポートExに連通する。また、ローハイコントロールバルブ60は前述したロー位置Lに保持される。
【0063】
従って、プライマリレギュレータバルブ56からの出力油圧は、マニュアルバルブ59のポートf及びg、ローハイコントロールバルブ60のポートq及びrを介してプライマリ油圧サーボ32の第1の油圧室45に供給されると共に、ダウンシフトリリーフバルブ58のポートm及びn、マニュアルバルブ59のポートh及びi、ローハイコントロールバルブ60のポートs及びtを介してセカンダリ油圧サーボ33の第1の油圧室46に供給される。また、ハイクラッチ用油圧サーボCH の油圧は、ローハイコントロールバルブ60のポートy及びドレーンポートExを介して解放され、ロークラッチ用油圧サーボCL の油圧は、ローハイコントロールバルブ60のポートp及びo、マニュアルバルブ59のポートe及びドレーンポートExを介して解放されており、またプライマリ油圧サーボ32の第2油圧室47の油圧は、ローハイコントロールバルブ60のポートu及びv,マニュアルバルブ59のポートj及びドレーンポートExを介して解放され、セカンダリ油圧サーボ33の第2の油圧室49の油圧は、ローハイコントロールバルブ60のポートx及びw、マニュアルバルブ59のポートl 及びドレーンポートExを介して解放される。
【0064】
これにより、ロークラッチCL 及びハイクラッチCH が両方とも解放されており、かつプライマリ油圧サーボ32及びセカンダリ油圧サーボ33は、共に第1油圧室45,46にのみ同じ油圧が作用して、プライマリ及びセカンダリ両プーリ7,9は、略々等しい軸力が作用する。
【0065】
なお、上述し各ポジションD;N,R及びロー(L)モード、ハイ(H)モードにおいて、プライマリ及びセカンダリの両油圧サーボ32,33の第1油圧室45,46に、それぞれプライマリレギュレータバルブ56からの所定油圧が供給され、これによりベルトがスリップしないように伝達トルクに応じた所定軸力を確保し、また上記油圧サーボ32,33のいずれか一方の第2油圧室47又は49に、レシオコントロールバルブ57からの調圧が作用して、両プーリ7,9の軸力の割合いを調節して、所定プーリ比になるように変速操作する。
【0066】
また、コースト状態でダウンシフトする際、ダウンシフトリリーフバルブ58は、切換えられてポートnがドレーンポートExに連通する。これにより、上述した両油圧サーボ32,33における供給状態にある第1油圧室45又は46の油圧が所定ポート及び該リリーフバルブ58のポートn及びドレーンポートExを通って排出され、CVT11は、高い油圧が作用している油圧サーボの油圧が、低い油圧が作用している油圧サーボの油圧より低くなる。
【0067】
ついで、他の実施例による制御機構について、図9ないし図13に沿って説明する。
【0068】
図9に示す本実施例のプライマリ及びセカンダリ側油圧サーボ32,33は、前記図4に示すものと同様に、それぞれ第1及び第2の油圧室731 ,751 ,732 ,752 を有するが、仕切り部35,36に孔70,70が形成されており、単に受圧面積の増大を図ったものであって、それぞれ油路71,72から油圧が供給される実質的に1個の油圧室73,75からなる油圧アクチュエータを構成しており、かつこれら両油圧サーボ32,33の油圧室73,75は、等しい受圧面積を有している。また、セカンダリ側油圧サーボ33の第1の油圧室751 には、プリロード用のスプリング55が縮設されている。そして、本制御機構54′は、図10ないし図12に示すように、オイルポンプ17から直列的に連続されたプライマリ(第1の)レギュレータバルブ56、セカンダリ(第2の)レギュレータバルブを構成するレシオコントロールバルブ57及びダウンシフトリリーフバルブ58を有しており、また前記実施例と異なる油路構造を有するマニュアルバルブ59′及びローハイコントロールバルブ60′を有しており、図13の作動表に示すように作動する。
【0069】
Dレンジにおけるローモード(L)の場合、図13に示すように、プライマリ油圧サーボ32の油圧室73にレシオコントロールバルブ57からの比較的低いライン圧(PL −L)が供給され、またセカンダリ油圧サーボ33の油圧室75にプライマリレギュレータバルブ56からの比較的高いライン圧(PL −H)が供給され、そしてロークラッチ用油圧サーボCL にライン圧が供給される。即ち、マニュアルバルブ59′はDレンジポジションにあって、図10に示すように、ポートdとe,fとi,hとgが連通し、またローハイコントロールバルブ60′は、ロー(L)位置にあって、ポートoとp,qとt,sとrが連通すると共に、ポートyはドレーンポートExに連通している。
【0070】
従って、プライマリレギュレータバルブ56にて調圧された比較的高いライン圧(PL −H)は、マニュアルバルブ59′のポートd及びe、ローハイコントロールバルブ60′のポートo及びpを介してロークラッチ用油圧サーボCL に供給され、またダウンシフトリリーフバルブ58のポートm及びn、マニュアルバルブ59′のポートf及びi、ローハイコントロールバルブ60′のポートs及びrを介してセカンダリ油圧サーボ33に供給される。また、プライマリレギュレータバルブ56からの出力圧は、更にレシオコントロールバルブ(セカンダリレギュレータバルブ)57にて適宜調圧され、該調圧された比較的低いライン圧(PL −L)は、その出力ポートzから、マニュアルバルブ59′のポートh及びg、ローハイコントロールバルブ60′のポートq及びtを介してプライマリ油圧サーボ32に供給される。なお、ハイクラッチ油圧サーボCH の油圧は、ポートy及びドレーンポートExを通って解放される。
【0071】
これにより、ロークラッチCL が接続すると共に、CVT11は、比較的高いライン圧PL −Hが作用するセカンダリ油圧サーボ33によるセカンダリプーリ9の軸力が、比較的低いライン圧PL −Lが作用するプライマリ油圧サーボ32によるプライマリプーリ7の軸力より高くなる。この状態は、セカンダリプーリ9からプライマリプーリ7へトルクを伝達するDレンジにおけるロー(L)モードに対応しており、かつレシオコントロールバルブ57が適宜調圧されることにより、プライマリプーリ7の軸力が調節され、プーリ比(トルク比)が適宜変更される。
【0072】
また、Dレンジのハイ(H)モードの場合、図13に示すように、プライマリ油圧サーボ32に比較的高いライン圧PL −Hが供給されると共に、セカンダリ油圧サーボ33に比較的低いライン圧PL −Lが供給され、そしてハイクラッチ用油圧サーボCH にライン圧が供給される。即ち、マニュアルバルブ59′は前記と同様にDレンジポジションに保持されるが、図11に示すように、ローハイコントロールバルブ60′は、ハイ(H)位置に切換えられ、ポートoとy,qとr,sとtがそれぞれ連通すると共に、ポートpがドレーンポートExに連通する。
【0073】
従って、プライマリレギュレータバルブ56からの比較的高い調圧(ライン圧)PL −Hが、マニュアルバルブ59′のポートd及びe、ローハイコントロールバルブ60′のポートo及びyを介してハイクラッチ用油圧サーボCH に供給され、またダウンシフトリリーフバルブ58のポートm及びn、マニュアルバルブ59′のポートf及びi、ローハイコントロールバルブ60′のポートs及びtを介してプライマリ油圧サーボ32に供給される。一方、上記プライマリレギュレータバルブ56の出力圧を更に調圧したレシオコントロールバルブ57からの比較的低い調圧(ライン圧)PL −Lは、出力ポートzから、マニュアルバルブ59′のポートh及びg、ローハイコントロールバルブ60′のポートq及びrを介してセカンダリ油圧サーボ33に供給される。なお、ロークラッチ用油圧サーボCL の油圧は、ポートp及びドレーンポートExを通って解放される。
【0074】
これにより、ハイクラッチCH が接続すると共に、CVT11は、比較的高いライン圧PL −Hが作用するプライマリ油圧サーボ32によるプライマリプーリ7の軸力が、比較的低いライン圧PL −Lが作用するセカンダリ油圧サーボ33によるセカンダリプーリ9の軸力より高くなる。この状態は、プライマリプーリ7からセカンダリプーリ9にトルクを伝達するハイ(H)モードに対応しており、かつレシオコントロールバルブ57が適宜調圧されることにより、セカンダリプーリ9の軸力が調節され、プーリ比(トルク比)が適宜変更される。
【0075】
また、リバースレンジ(R)の場合、図13に示すように、プライマリ油圧サーボ32に比較的高いライン圧PL −Hが作用すると共に、セカンダリ油圧サーボ33に比較的低いライン圧PL −Lが作用し、かつロークラッチ用油圧サーボCL にライン圧が作用する。即ち、図12に示すように、マニュアルバルブ59′は、リバース(R)レンジポジションに切換えられ、ポートdとe,fとg,hとiが連通され、かつローハイコントロールバルブ60′は上述したロー(L)位置に保持される。
【0076】
従って、プライマリレギュレータバルブ56からの比較的高い調圧(ライン圧)PL −Hは、マニュアルバルブ59′のポートd及びe、ローハイコントロールバルブ60′のポートo及びpを介してロークラッチ用油圧サーボCL に供給されると共に、ダウンシフトリリーフバルブ58のポートm及びn、マニュアルバルブ59′のポートf及びg、ローハイコントロールバルブ60′のポートq及びtを介してプライマリ油圧サーボ32に供給される。一方、レシオコントロールバルブ57からの比較的低い調圧(ライン圧)PL −Lは、マニュアルバルブ59′のポートh及びi、ローハイコントロールバルブ60′のポートs及びrを介してセカンダリ油圧サーボ33に供給される。なお、ハイクラッチ用油圧サーボCH の油圧は、ポートyからドレーンポートExに排出される。
【0077】
これにより、ロークラッチCL が接続すると共に、CVT11は、プライマリレギュレータバルブ56に基づく比較的高い油圧PL −Hがプライマリ油圧サーボ32に作用し、かつレシオコントロールバルブ57に基づく比較的低い油圧PL −Lがセカンダリ油圧サーボ33に作用する。該リバース(R)レンジにあっては、CVT11は、プライマリプーリ7からセカンダリプーリ9にトルクが伝達されるが、該トルク伝達に対応して、プライマリプーリ7の軸力がセカンダリプーリ9の軸力よりも高くなり、かつレシオコントロールバルブ57の調圧により、セカンダリプーリ9の軸力が調節されて、プーリ比が適宜変更される。
【0078】
また、ニュートラル(N)レンジ及びパーキング(P)レンジは、図13に示すように、プライマリ油圧サーボ32に比較的低い油圧PL −Lが作用し、かつセカンダリ油圧サーボ33に比較的低い油圧PL −Lが作用する。即ち、マニュアルバルブ59′は、ニュートラル又はパーキングポジションに切換えられ、ポートeがドレーンポートExに連通すると共に、ポートhがポートg及びiに連通し、かつローハイコントロールバルブ60′は、前述したロー(L)位置に保持される。
【0079】
従って、レシオコントロールバルブ57の出力ポートzからの油圧は、マニュアルバルブ59′のポートhから、ポートg、ローハイコントロールバルブ60′のポートq及びtを介してプライマリ油圧サーボ32に供給されると共に、ポートi、ローハイコントロールバルブ60′のポートs及びr介してセカンダリ油圧サーボ33に供給される。またこの状態では、ハイクラッチ用油圧サーボCH の油圧は、ローハイコントロールバルブ60′のポートyからドレーンポートExに排出され、かつロークラッチ用油圧サーボCL の油圧は、ローハイコントロールバルブ60′のポートp及びo,マニュアルバルブ59′のポートe及びドレーンポートExを介して排出される。
【0080】
これにより、ロー及びハイの両クラッチCL ,CH が共に切断されると共に、同じ受圧面積からなるプライマリ油圧サーボ32及びセカンダリ油圧サーボ33に、レシオコントロールバルブ57からの同じ油圧が作用し、プライマリ及びセカンダリの両プーリ7,9は、略々同じ軸力が作用する。
【0081】
なお、ダウンシフト操作する場合、ダウンシフトリリーフバルブ58は、ポートnがドレーンポートExに連通するように切換えられ、従って高い油圧が作用している油圧サーボの油圧が、低い油圧が作用している油圧サーボの油圧より低くなる。
【0082】
ついで、図14に沿って一部変更した制御機構について説明する。本制御機構541 は、図4に示したプライマリ及びセカンダリ油圧サーボ32,33、即ちそれぞれ第1及び第2油圧室45,46,47,49を有するもの、いわゆるダブルチャンバータイプに適用される。なお、プライマリレギュレータバルブ56、レシオコントロールバルブ57、ダウンシフトリリーフバルブ58及びマニュアルバルブ59は、図5ないし図7に示す実施例と同様なものが用いられるが、ローハイコントロールバルブ601 は、単純な4ポート2位置切換えソレノイドバルブからなる。そして、ローハイコントロールバルブ601 のポートyからハイクラッチ用サーボCH への油路77にパイロット油路77aが分岐されており、該パイロット圧により切換えるスイッチングバルブ79が設けられている。
【0083】
Dレンジにおけるロー(L)モードの場合、ローハイコントロールバルブ601 は、ロー(L)位置にあって、ポートoとp、ポートyとドレーンポートExが連通する。また、油路77がドレーンポートExに連通しているこの状態では、スイッチングバルブ79は図に示す位置にあって、ポートqとr,sとt,uとv,wとxが連通する。なお、該Dレンジポジションにあっては、マニュアルバルブ59は、油路▲2▼にレシオコントロールバルブ57からのレシオ圧が導かれ、かつ油路▲1▼がドレーンポートExに連通している
従って、マニュアルバルブ59からのクラッチ圧PC は、ローハイコントロールバルブ601 のポートo及びpを介してロークラッチ用油圧サーボCL に供給され、またマニュアルバルブからの第1及び第2のライン圧PL 1,PL 2は、それぞれスイッチングバルブ79のポートq及びr、ポートs及びtを介してプライマリ油圧サーボ32の第1油圧室45及びセカンダリ油圧サーボ33の第1の油圧室46に供給される。また、マニュアルバルブからのレシオ圧は、油路▲2▼及びスイッチングバルブ79のポートw及びxを介してセカンダリ油圧サーボ33の第2油圧室49に供給され、そしてプライマリ油圧サーボ32の第2油圧室47の油圧はポートu及びv、そして油路▲1▼を介してマニュアルバルブのドレーンポートExに連通する。
【0084】
この状態では、前述と同様に、ロークラッチCL が接続すると共に、CVT11は、トルク伝達方向に合せて、セカンダリ油圧サーボ33の第2の油圧室49に作用するレシオ圧分だけセカンダリプーリ9の軸力がプライマリプーリ7に比して高くなっている。
【0085】
また、Dレンジにおけるハイ(H)モードの場合、ローハイコントロールバルブ601 がハイ(H)位置に切換えられ、ポートoとyが連通すると共に、ポートpがドレーンポートExに連通する。クラッチ圧PC がポートo及びyを介して油路77に供給されているこの状態では、油路77aからのパイロット圧によりスイッチングバルブ79は、切換えられて、ポートqとt,sとr,xとv,wとuが連通する。
【0086】
従って、クラッチ圧PC は、ローハイコントロールバルブ601 のポートo及びyを介してハイクラッチ用油圧サーボCH に供給され、またライン圧PL 1及びPL 2は、スイッチングバルブ79のポートq及びtを介してセカンダリ油圧サーボ33の第1油圧室46に供給されると共に、ポートs及びrを介してプライマリ油圧サーボ32の第1油圧室45に供給される。更に、マニュアルバルブ59からのレシオ圧は、油路▲2▼及びポートw及びuを介してプライマリ油圧サーボ32の第2油圧室47に供給され、かつセカンダリ油圧サーボ33の第2の油圧室49の油圧は、ポートx及びv及び油路▲1▼を介してマニュアルバルブ59のドレーンポートから排出される。
【0087】
この状態では、ハイクラッチCH が接続すると共に、CVT11は、トルク伝達方向に合せて、第2油圧室47にレシオ圧が作用するプライマリ油圧サーボ32によるプライマリプーリ7の軸力がセカンダリプーリ9より高くなる。
【0088】
また、リバース(R)レンジにあっては、図7に示すようにマニュアルバルブ59が切換えられ、かつローハイコントロールバルブ601 は、ロー(L)位置に保持される。従ってこの状態では、前述と同様に、スイッチングバルブ79は図示の下位置に保持される。また、上記マニュアルバルブ59の切換えにより、油路▲1▼にレシオ圧が供給され、かつ油路▲2▼がドレーンポートExに連通する。
【0089】
従って、クラッチ圧PC は、ポートo及びpを介してロークラッチ用油圧サーボCL に供給され、また第1及び第2のライン圧は、ポートq及びrを介してプライマリ油圧サーボの第1油圧室45に供給されると共に、ポートs及びtを介してセカンダリ油圧サーボの第1油圧室46に供給される。また、マニュアルバルブ59を介してのレシオ圧は、油路▲1▼、ポートv及びuを介してプライマリ油圧サーボの第2油圧室47に供給され、かつセカンダリ油圧サーボの第2油圧室49の油圧は、ポートx,w及び油路▲2▼を介してマニュアルバルブ59のドレーンポートExから排出される。
【0090】
この状態では、ロークラッチCL が接続すると共に、CVT11は、トルク伝達方向に合せて、第2油圧室47にレシオ圧が作用するプライマリ油圧サーボ32によるプライマリプーリ7の軸力がセカンダリプーリに比して高くなる。
【0091】
ついで、図15に沿って一部変更した制御機構について説明する。本制御機構542 は図9に示したプライマリ及びセカンダリ油圧サーボ32,33、即ち同じ受圧面積からなる1個の油圧室73,75を有して、それぞれに異なる油圧を供給する、いわゆるダブルレギュレータタイプに適用される。なお、プライマリレギュレータバルブ56、レシオコントロールバルブ(セカンダリレギュレータバルブ)57、ダウンシフトリリーフバルブ58及びマニュアルバルブ59′は、図10ないし図12に示すものと同様なものが用いられるが、ローハイコントロールバルブ601 は、単純な4ポート2位置切換えソレノイドバルブからなり、かつ該バルブのポートyからハイクラッチ用油圧サーボCH への油圧をパイロット圧として切換えられるスイッチングバルブ80が設けられている。
【0092】
Dレンジにおけるロー(L)モードの場合、ローハイコントロールバルブ601 は、ロー(L)位置にあって、ポートoとp、ポートyとドレーンポートExが連通する。また、油路77がドレーンポートExに連通しているこの状態では、スイッチングバルブ80は図に示す位置にあって、ポートqとt,sとrが連通する。なおこの際、マニュアルバルブ59′のDレンジポジションに基づき、プライマリレギュレータバルブ56からの比較的高いライン圧PL −Hが油路▲4▼に導かれており、またレシオコントロールバルブ57からの比較的低いライン圧PL −Lが油路▲3▼に導かれている。
【0093】
従って、マニュアルバルブ59からのクラッチ圧PC は、ローハイコントロールバルブ601 のポートo及びpを介してロークラッチ用油圧サーボCL に供給され、また油路▲3▼からの比較的低いライン圧PL −Lは、スイッチングバルブ80のポートq及びtを介してプライマリ油圧サーボ32に供給され、また油路▲4▼からの比較的高いライン圧PL −Hは、ポートs及びrを介してセカンダリ油圧サーボ33に供給される。
【0094】
この状態では、前述と同様に、ロークラッチCL が接続すると共に、CVT11は、トルク伝達方向に合せて、高目のライン圧が作用するセカンダリ油圧サーボ33によるセカンダリプーリ9の軸力がプライマリプーリ7に比して高くなっている。
【0095】
また、Dレンジにおけるハイ(H)モードの場合、ローハイコントロールバルブ601 がハイ(H)位置に切換えられ、ポートoとyが連通すると共に、ポートpがドレーンポートExに連通する。クラッチ圧PC がポートo及びyを介して油路77に供給されているこの状態では、油路77aからのパイロット圧によりスイッチングバルブ80は、切換えられて、ポートqとr,sとtが連通する。
【0096】
従って、クラッチ圧PC は、ハイクラッチ用油圧サーボCH に供給され、また油路▲3▼からの比較的低いライン圧PL −Lは、スイッチングバルブ80のポートq及びrを介してセカンダリ油圧サーボ33に供給され、かつ油路▲4▼からの比較的高いライン圧PL −Hは、ポートs及びtを介してプライマリ油圧サーボ32に供給される。
【0097】
この状態では、ハイクラッチCH が接続すると共に、CVT11は、トルク伝達方向に合せて、高目のライン圧が作用するプライマリ油圧サーボ32によるプライマリプーリ7の軸力がセカンダリプーリ9より高くなる。
【0098】
また、リバース(R)レンジにあっては、図12に示すようにマニュアルバルブ59′が切換えられ、かつローハイコントロールバルブ601 は、ロー(L)位置に保持される。従ってこの状態では、前述と同様に、スイッチングバルブ80は図示の下位置に保持される。また、上記マニュアルバルブ59′の切換えにより、油路▲3▼に、プライマリレギュレータバルブ56からの比較的高いライン圧PL −Hが導かれ、また油路▲4▼に、レシオコントロールバルブ57からの比較的低いライン圧PL −Lが導かれる。
【0099】
従って、クラッチ圧PC は、ポートo及びpを介してロークラッチ用油圧サーボCL に供給され、また油路▲3▼からの高目のライン圧PL −Hは、ポートq及びtを介してプライマリ油圧サーボ32に供給され、かつ油路▲4▼からの低目のライン圧PL −Lは、ポートs及びrを介してセカンダリ油圧サーボ33に供給される。
【0100】
この状態では、ロークラッチCL が接続すると共に、CVT11は、トルク伝達方向に合せて、高目のライン圧PL −Hが作用するプライマリ油圧サーボ32によるプライマリプーリ7の軸力がセカンダリプーリ9に比して高くなる。
【0101】
ついで、本実施例の無段変速機の制御について説明する。
【0102】
図16は、電子制御部(EUC)90のブロック図であり、91は、無段変速機1に設置され、該変速機の入力軸2の回転数を検出するセンサ、92は、CVT11のセカンダリプーリ9の回転を検出するセンサ、93は、無段変速機の出力軸5の回転を検出する車速センサ、94は、同じく車速センサであって、スピードメータ用信号としても使用され、かつ上記車速センサ93のフェール時のバックアップ用である。95は、無段変速機のシフトレバー即ちマニュアルバルブがP,R,N,Dの各シフトポジションのどこに位置しているかを検知するセンサ、96は、エンジンに設置されたポテンショメータからなり、スロットルの開放度合を検出するセンサ、97は、スロットル開度センサ96内に設置され、アクセルが全閉状態であることを検出するセンサである。そして、上記各センサからの信号は、それぞれ入力処理回路及び入力インターフェイス回路を介してCPU、ROM又はRAMに取込まれる。
【0103】
101は、ロー(L)モード及びハイ(H)モードに切換えるためのローハイコントロールバルブ60用のソレノイドであり、ON−OFF動作される。102は、高圧側回路をドレーンするためのダウンシフトリリーフバルブ58用のソレノイドであり、デューティ又はリニアソレノイドからなる。103は、変速制御用油圧を調圧するためのレシオコントロールバルブ57用のソレノイドであり、デューティ又はリニアソレノイドからなる。105は、ライン圧を制御するためのプライマリレギュレータバルブ56用のソレノイドであり、リニアソレノイドからなる。そして、上記各ソレノイドは、それぞれ出力インターフェイス回路からの信号に基づき、所定の電圧又は出力を発生させるソレノイド駆動回路106を介して駆動され、かつ各ソレノイドの作動は、モニタ回路107によりチェックされ、フェールが判定されると共に自己判断が行なわれる。
【0104】
109は、エンジン制御用の電子制御部であり、かつ110は、点火時期遅角、燃料カット等を行って、変速時のショック緩和のため、エンジンの発生トルクを一時的に減少させるための信号を発生する回路であり、また111は、エンジン回転数を入力するための処理回路である。112は、インジケータランプ等からなり、本電子制御部90のフェール時に自己診断結果を出力するチェッカー部材であり、かつ113は、上記フェール時に自己診断結果を出力するための回路である。115は、ロー(L)モード、ハイ(H)モード表示ランプ等の無段変速機の状態を表示する表示装置であり、かつ116はそのための駆動回路である。
【0105】
図17は、本無段変速機のジェネラルフローを示す図で、S1は、演算開始にあたり、すべての初期設定を行うステップであり、S2は、前記回転センサ91,92,93からの信号に基づき、回転数の計算を行うステップである。S3にて、ニュートラルスタートスイッチの信号処理を行い、シフトポジションを読み取り、S4にて、スロットル開度を計算する。そして、S5にて、上記ステップS3に基づき、マニュアルバルブがリバース(R)レンジにあるか否かが判定され、YESの場合、後述するRレンジ制御が実行される(S6)。NOの場合、Dレンジ選択状態か否かが判断され(S7)、更にDレンジの場合、現在車速Vが所定車速V1 (例えば5Km/h)以下か判断される(S8)。そして、所定車速以下の場合、発進制御が実行され(S9)、また所定車速以上の場合、ライン圧制御が実行され、ロー(L)モード又はハイ(H)モードか、スロットル開度及びプーリ比に基づき、ライン圧を設定する(S10)。更に、S11にて、スロットル開度に基づき、予め設定された最良燃費曲線より目標エンジン回転数をマップ上より読取り、決定する。そして、現在のエンジン回転数と上記目標エンジン回転数とを比較して、ダウンシフトか、アップシフトか、又は現状維持かを判定し(S12)、それぞれ後述するダウンシフト制御(S13)又はアップシフト制御(S14)が実行される。
【0106】
図18は、リバース(R)レンジ制御のサブルーチンを示す図で、まずS15にて、プーリ比及び車速より、車輌が前進中か否かが判断される。そして、前進中の場合、現在車速Vが所定車速V2 (例えば5Km/h)より大かが判断され(S16)、所定車速より速い場合、例えばロークラッチCL 及びハイクラッチCH の両方を解放する等により、リバースが禁止される制御が実行され(S17)、また遅い場合、ニュートラル(N)制御が実行される(S18)。
【0107】
該N制御は、プライマリプーリ7及びセカンダリプーリ9の軸力が実質的に均しくなるように制御し、又は少なくともプライマリ及びセカンダリプーリの軸力の差を、出力トルク方向が正の場合その時点でのCVTの入力トルク及びプーリ比から決定される前記両プーリの軸力の差より、その大小関係を逆転させない範囲で小さい値か、又は出力トルク方向が負の場合のその時点でのCVTの入力トルク及びプーリ比から決定されるプライマリ及びセカンダリプーリの軸力の差より、その大小関係を逆転させない範囲で小さい値になるように制御する。具体的には、図4ないし図7及び図14に示すダブルチャンバータイプの制御機構54,541 の場合、プライマリ及びセカンダリの両油圧サーボ32,33における両第1油圧室45,46に油圧を供給した状態で、両第2油圧室47,49の油圧を解放し、両プーリ7,9の軸力を等しくする。また、図9ないし図12及び図15に示すダブルレギュレータタイプの制御機構54′,542 の場合、レシオコントロールバルブ(セカンダリレギュレータバルブ)57を全開にして、プライマリ及びセカンダリの両油圧サーボ32,33に等しい油圧を供給し、両プーリ7,9の軸力を等しくする。これにより、出力軸の回転数に拘らず、CVT11は、出力軸5からの出力が零となるように自己収束され、そして出力軸5の回転が零となるニュートラル位置にて安定保持される。なお、該N制御に関しては、特願平7−66234号に係る明細書及び図面に詳しく記載しており、その内容は、本実施例においてもそのまま適用される。
【0108】
そして、S15にて後進中と判断された場合、現在車速Vと所定車速V1 (例えば5Km/h)と比較され(S19)、現状車速Vが所定車速V1 より遅い場合、発進制御が実行され(S20)、また速い場合、スロットル開度及びプーリ比に基づきライン圧を設定するライン圧制御が実行される(S21)。更に、前述と同様(S10参照)なマップ読取りにより目標エンジン回転数が決定され(S22)、そして前記S12と同様に、アップシフトか、ダウンシフトか又は現状維持かが判断され(S23)、それぞれ後述するダウンシフト制御(S24)及びアップシフト制御(S25)が実行される。
【0109】
なお、上記リバース(R)制御にあっては、CVT11がO/D端にあって、該CVTからサンギヤ19S に伝達される増速回転と、動力伝達装置26からキャリヤ19cに伝達される一定回転とがプラネタリギヤ19にて合成し、リングギヤ19rと一体の出力軸5から逆回転が取出されるが、この際、図2に示すように、CVT11は、トルク循環に基づき、ニュートラル位置(出力軸5からの出力が零)を挟んでCVT11の出力トルクが逆転し、CVTは、プライマリプーリ7からセカンダリプーリ9に動力伝達される。該リバース制御時には、マニュアルバルブ59,59′は、図7、図8及び図12、図13並びに図14、図15に示すように、リバース(R)ポジションにあって、かつ正トルク伝達時(エンジンかつ車輪に伝達)にあっては、プライマリ油圧サーボ32の油圧がセカンダリ油圧サーボ33の油圧より高くなるように設定され、従って図23に示すように、プライマリプーリ7の軸力Fprがセカンダリプーリ9の軸力Fsrより高くなっており、上述したトルク伝達方向に合致した軸力関係になっている。そしてこの状態で、レシオコントロールバルブ57が適宜制御されることにより、両プーリ7,9の軸力Fpr,Fsrが変更されて適宜変速される。
【0110】
図19は、ステップS14に示すDレンジにおけるアップシフト制御のフローを示す図であり、S26にて、後述するロー(L)モードからハイ(H)モード変速を実行するかが判断される。なお、該ステップS26は、Rレンジ制御ではない。更に、現在のエンジン回転数と目標エンジン回転数との偏差及び該偏差の加速度を計算し(S27)、そして該計算に基づき、変速スピードが計算される(S28)。これにより、レシオコントロールバルブ57のアプライ制御が実行される(S29)。
【0111】
図20は、上記S26におけるLo→Hi判定を示すサブルーチンであり、SS30にて、プライマリプーリ7及びセカンダリプーリ9の回転センサ91,92の信号に基づき、プーリレシオ(比)を算出する。そして、該プーリレシオがローモードからハイモードへの変速の許可範囲内にあるか否かが判断され(S31)、範囲内にある場合、ローハイコントロールバルブ60を切換えて、ロークラッチCL からハイクラッチCH へのつかみ換えが実行される(S32)。
【0112】
図21は、ステップS13に示すダウンシフト制御のフローを示す図であり、S33にて、後述するハイ(H)モードからロー(L)モード変速を実行するか否かが判断される(Rレンジ制御にはない)。更に、現状エンジン回転数と目標エンジン回転数の偏差及び該偏差の加速度が計算され(S34)、そして該計算結果に基づき、変速スピードが計算される(S35)。また、ダウンシフトがパワーオフダウンか否かをスロットル開度センサ96及びアイドルスイッチ97からの信号に基づき判断する(S36)。そして、パワーオフ、即ちアクセルペダルの踏込みを解除する等によりコースト状態にある場合、レシオコントロールバルブ57が制御されると共に、ダウンシフトリリーフバルブ58が制御され(S37)、またパワーオン、即ちアクセルペダルを急激に踏込んで加速状態でダウンシフトする場合、レシオコントロールバルブ57が制御される(S38)。
【0113】
即ち、ステップS37に示すようにコースト時、トルクが車輪からエンジン方向に伝達される負トルク状態にあるが、該負トルク状態では、図23の鎖線で示すように、プライマリプーリ7の軸力Fp ′(Fpr´)とセカンダリプーリ9の軸力Fs ′(Fsr′)の大小関係が、実線で示す正トルク(エンジン→車輪)状態の軸力Fp ,Fs (Fpr,Fsr)と逆転する。この際、図5に示すダブルチャンバータイプ用制御機構54にあっては、ダウンシフトリリーフバルブ58がドレーンされることにより、セカンダリ油圧サーボ33の第1油圧室46が解放され、これによりプライマリプーリ7の軸力Fp ′がセカンダリプーリ9の軸力Fs ′より高くなり、この状態でレシオコントロールバルブ57が適宜調節されることによりCVT11は変速される。
【0114】
また、図10に示すダブルレギュレータタイプ用制御機構54′にあっては、ダウンシフトリリーフバルブ58がドレーンされることにより、セカンダリ油圧サーボ33が解放され、これによりプライマリプーリの軸力Fp ′がセカンダリプーリの軸力Fs ′より高くなる。
【0115】
なお、図7及び図11に示すリバース(R)制御時にあっては、マニュアルバルブに基づきプライマリ油圧サーボ32とセカンダリ油圧サーボ33への供給油路が逆転しているが、同様に、高い方の油圧サーボが減圧されて、セカンダリプーリの軸力FSr′がプライマリプーリの軸力Fpr′より高くなるように切換えられる。
【0116】
また、ステップS38におけるパワーオン時のダウンシフト制御では、図5に示すダブルチャンバータイプ用制御機構54において、レシオコントロールバルブ57が減圧方向に制御されることにより、セカンダリ油圧サーボ33の油圧がプライマリ油圧サーボの油圧より相対的に小さく、また図10に示すダブルレギュレータタイプ用制御機構54′において、レシオコントロールバルブ57が増圧方向に制御されることにより、セカンダリ油圧サーボ33の油圧がプライマリ油圧サーボ32の油圧より相対的に小さくなる。これにより、セカンダリプーリの軸力Fs とプライマリプーリの軸力FP の割合が小さくなり、CVT11は増速(O/D)方向、従って変速機全体1では減速(U/D)方向に急速に変速する。
【0117】
図22は、前記ステップS33によるHi→Lo判定のサブルーチンである。S40にて、プライマリプーリ7(=入力軸3)及びセカンダリプーリ9の回転センサの信号に基づき、現状のプーリレシオ(比)を読取り(S40)、該プーリ比がハイモードからローモードへの変速許可範囲か否かが判断される(S41)。そして、範囲内であれば、ローハイコントロールバルブ60を切換えて、ハイクラッチCH からロークラッチCL へのつかみ換えが実行される(S42)。
【0118】
上記ステップS32,S42によるロークラッチCL 及びハイクラッチCH のつかみ換えによりロー(L)モードとハイ(H)モードに変速される。ローモードにあっては、上述した動力伝達装置26及びCVT11の両回転のプラネタリギヤ19での合成により、出力軸5から正回転が取出されるが、この際CVT11は、トルク循環により、セカンダリプーリ9からプライマリプーリ7に動力伝達される。一方、ハイモードにあっては、CVT11の出力回転がそのまま出力軸5に伝達されるので、CVT11は、プライマリプーリ7からセカンダリプーリ9に動力伝達される。
【0119】
この際、図6、図11、図14及び図15に示すように、ローハイコントロールバルブ60,60′,601 の切換えにより、プライマリ油圧サーボ32とセカンダリ油圧サーボ33の油圧が切換えられる。これにより、前記動力伝達方向に合致するにように、ローモードにあっては、セカンダリプーリ9の軸力Fs が、プライマリプーリ7の軸力Fp より高くなり、またハイモードにあっては、プライマリプーリの軸力が、セカンダリプーリの軸力より高くなる。なお、上記説明は、正トルク伝達時のものであって、負トルク伝達時は、前述したように、ダウンシフトリリーフバルブにより逆転する。
【0120】
ついで、無段変速機の動力伝達機構の変更例について、図24に沿って説明する。
【0121】
図24は、デュアルピニオンプラネタリギヤ19を用いた実施例を示し、該プラネタリギヤのリングギヤ19rがギヤ130,131及びロークラッチCL を介して入力軸3に連結し(第1の回転要素)、そのサンギヤ19sがギヤ132,133を介してセカンダリプーリ9に連結し(第2の回転要素)、そのキャリヤ19cが出力軸5に連結し(第3の回転要素)、リングギヤ19rとサンギヤ19sとがハイクラッチCH を介して連結し得、そして上記リングギヤ19rとサンギヤ19sとは同方向に回転する。なお、前記第3の回転要素は、キャリヤに代えてサンギヤにしてもよく、また第1及び第2の回転要素は、それぞれ上記第3の回転要素とならないキャリヤ及びサンギヤとリングギヤとで構成してもよい。
【0122】
該実施例にあっては、図24(b) の速度線図に示すように、ローモード(Lo)の場合、入力軸3からのエンジントルクはロークラッチCL 、ギヤ131,130を介してプラネタリギヤ19のリングギヤ19rに伝達されるともに、CVT11及びギヤ133,132を介してサンギヤ19sに伝達される。この際、先の実施例と同様に、プラネタリギヤ19によりトルク循環を生じて、CVT11はセカンダリプーリ9が駆動側となり、プライマリプーリ7が従動側となって、該CVTの増減方向と逆方向の増減方向によりキャリヤ19cから出力軸5に出力する。更に、該CVT11が所定増速(O/D)状態となると、キャリヤ19cは逆回転、即ちリバース(Rev)回転となり、かつCVT11のトルク伝達方向を逆転する。また、ハイモード(Hi)の場合、入力軸5からのエンジントルクは、CVT11、ギヤ133,132を介して軸95に伝達され、かつ該ハイモードでは、ハイクラッチCH の接続によりプラネタリギヤ19が一体回転状態となっており、上記軸135のCVT変速トルクは、そのまま出力軸5に伝達される。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明に係る無段変速機における動力伝達機構の実施例を示すもので、(a) はスケルトン図、(b) は速度線図である。
【図2】そのベルト式無段変速装置(CVT)のトルク比に関する出力トルクの変化を示す図。
【図3】そのCVTのトルク比に関する出力回転数の変化を示す図。
【図4】プライマリ及びセカンダリプーリに軸力を付与するダブルチェンバータイプの油圧サーボを示す断面図。
【図5】その油圧制御機構を示す油圧回路図で、Dレンジのロー(L)モード状態を示す。
【図6】そのDレンジのハイ(H)モード状態を示す図。
【図7】そのRレンジを示す図。
【図8】その作動を示す図。
【図9】ダブルレギュレータタイプの油圧サーボを示す断面図。
【図10】その油圧制御機構を示す回路図で、Dレンジのロー(L)モード状態を示す。
【図11】そのDレンジのハイ(H)モード状態を示す図。
【図12】そのRレンジを示す図。
【図13】その作動を示す図。
【図14】前記ダブルチェンバタイプの油圧サーボに適用し得る一部変更した油圧制御機構を示す図。
【図15】前記ダブルレギュレータタイプの油圧サーボに適用し得る一部変更した油圧制御機構を示す図。
【図16】本実施例に係る電気制御機構を示すブロック図。
【図17】そのジェネラルフローを示す図。
【図18】そのリバース(R)レンジ制御サブルーチンを示す図。
【図19】そのアップシフト制御のフローを示す図。
【図20】そのLo →Hi判定サブルーチンを示す図。
【図21】そのダウンシフト制御のフローを示す図。
【図22】そのHi→Lo判定サブルーチンを示す図。
【図23】プライマリプーリ及びセカンダリプーリの軸力バランスを示す図。
【図24】前記動力伝達機構の他の実施例を示すもので、(a) はスケルトン図、(b) は速度線図。
【符号の説明】
1 無段変速機
2 エンジン出力軸(クランクシャフト)
3 入力軸
5 出力軸
7 第1の(プライマリ)プーリ
9 第2の(セカンダリ)プーリ
10 ベルト
19 プラネタリギヤ
19c キャリヤ
19s サンギヤ
19r リングギヤ
26 動力伝達装置
32 軸力作動手段(プライマリ油圧サーボ)
33 軸力作動手段(セカンダリ油圧サーボ)
45,46 第1の油圧室
47,49 第2の油圧室
54,54′,541 ,542 制御手段
56 レギュレータバルブ(第1のレギュレータバルブ)
57 レシオコントロールバルブ(第2のレギュレータバルブ)
58 (ダウンシフト)リリーフバルブ
60,60′,601 ローハイ切換え手段(ローハイ切換え弁、ローハイコントロールバルブ)
q〜w1,q〜s,79,80 変更手段(切換え弁、ポート、スイッチングバルブ)
CL 第1のクラッチ(ロークラッチ)
CH 第2のクラッチ(ハイクラッチ)
Claims (12)
- エンジン出力軸に連動する入力軸と、
車輪に連動する出力軸と、
前記入力軸に連動する第1のプーリ、第2のプーリ、これら両プーリに巻掛けられたベルト及び前記第1及び第2のプーリのプーリ比を変更すべく前記両プーリに軸力を作用する軸力作動手段を有するベルト式無段変速装置と、
少なくとも第1、第2及び第3の回転要素を有し、前記第1の回転要素を前記入力軸に、前記第2の回転要素を前記第2のプーリに、前記第3の回転要素を前記出力軸にそれぞれ連動してなるプラネタリギヤと、
前記入力軸と前記第1の回転要素との間に介在され、これらの間の動力伝達を係合又は解放する第1のクラッチと、
前記プラネタリギヤの第1、第2及び第3の回転要素のいずれか2個の間に介在され、これら2個の回転要素を連結又は解放する第2のクラッチと、
前記第1のクラッチを係合することにより比較的高いトルク比となるローモードと、前記第2のクラッチを係合することにより比較的低いトルク比となるハイモードとに切換えるローハイ切換え手段と、を備え、
前記ローモードとハイモードとの切換えにより、前記ベルト式無段変速装置の前記第1及び第2のプーリ間でのトルク伝達方向が変更されてなる、無段変速機において、
前記第1及び第2のプーリに作用する軸力がプーリ比に対応した差を生じるように、前記軸力作動手段を制御する制御手段と、
前記ローハイ切換え手段の切換えに伴い、前記制御手段による第1及び第2のプーリに作用する軸力の大小関係が逆転するように変更する変更手段と、
を備えてなることを特徴とする無段変速機。 - 前記軸力作動手段は、前記第1のプーリに作用する第1の油圧サーボと、前記第2のプーリに作用する第2の油圧サーボとを有し、オイルポンプに基づく油圧を前記第1及び第2の油圧サーボに供給することにより、前記第1及び第2のプーリに軸力を付与してなり、
前記変更手段は、前記第1の油圧サーボに作用する油圧と前記第2の油圧サーボに作用する油圧とを切換える切換え弁である、
請求項1記載の無段変速機。 - 前記ローハイ切換え手段は、前記オイルポンプに基づく油圧を前記第1のクラッチ及び第2のクラッチの各油圧サーボに導く油路に介在し、かつこれら油圧サーボの供給及び解放を反転するローハイ切換え弁であり、また前記切換え弁は、前記ローハイ切換え弁と一体に構成されてなる、
請求項2記載の無段変速機。 - 前記ローハイ切換え手段は、前記オイルポンプに基づく油圧を前記第1のクラッチ及び第2のクラッチの各油圧サーボに導く油路に介在し、かつこれら油圧サーボの供給及び解放を反転するローハイ切換え弁であり、また前記切換え弁は、前記ローハイ切換え弁とは別体に構成され、かつ該ローハイ切換え弁の切換えにより発生する前記第1又は第2のクラッチ用油圧サーボへの油圧により切換えられてなる、
請求項2記載の無段変速機。 - 前記第1及び第2の油圧サーボは、それぞれ複数個の油圧室を有してなり、
前記切換え弁は、油圧を供給する前記油圧室を選択的に切換え、前記第1及び第2の油圧サーボの有効受圧面積を反転してなる、
請求項2、3又は4記載の無段変速機。 - 前記第1及び第2の油圧サーボは、少なくともそれぞれ第1の油圧室及び第2の油圧室を有し、かつ前記両油圧サーボの第1の油圧室が同一有効受圧面積からなり、
前記制御手段は、レギュレータバルブと、レシオコントロールバルブとを有し、前記レギュレータバルブからの油圧が常時前記両油圧サーボの第1の油圧室に供給されると共に、前記レシオコントロールバルブによる油圧が、前記両油圧サーボのいずれか一方の第2の油圧室に供給されてなり、
前記切換え弁は、前記レシオコントロールバルブと第2の油圧室の連通を他方に反転してなる、
請求項5記載の無段変速機。 - 前記レギュレータバルブ及び前記レシオコントロールバルブは、前記オイルポンプと前記切換え弁との間に配置されてなる、
請求項5記載の無段変速機。 - 前記制御手段は、前記オイルポンプに基づく油圧をそれぞれの油圧に調節する第1及び第2のレギュレータバルブを有し、これら第1及び第2のレギュレータバルブのいずれか一方を前記第1及び第2の油圧サーボの一方に、また前記レギュレータバルブの他方を前記油圧サーボの他方にそれぞれ連通してなり、
前記切換え弁は、前記第1及び第2のレギュレータバルブと第1及び第2の油圧サーボとの連通を反転してなる、
請求項2、3又は4記載の無段変速機。 - 前記第1及び第2のレギュレータバルブは、前記オイルポンプと前記切換え弁との間に配置されてなる、
請求項8記載の無段変速機。 - 車輌のコースト状態が判断されることに基づき、高い油圧が作用している油圧サーボの油圧を、低い油圧が作用している油圧サーボの油圧より低くなるようにするリリーフバルブを設けた、
請求項8記載の無段変速機。 - 前記ベルト式無段変速装置のプーリ比を検出する検出手段と、
該検出手段からの出力信号により、前記ローハイ切換え手段の切換えが必要か否かを判断する判断手段と、
を備えてなる請求項1記載の無段変速機。 - 前記第1のクラッチが係合されている場合に、前記入力軸は、前記第1のプーリから伝達されるトルクの前記入力軸でのトルク方向と、前記第1の回転要素から伝達されるトルクの前記入力軸でのトルク方向とが、それぞれ互いに逆方向となるように前記第1のプーリと前記第1の回転要素とにそれぞれ連結してなる、
請求項1記載の無段変速機。
Priority Applications (7)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP12870295A JP3613641B2 (ja) | 1995-05-26 | 1995-05-26 | 無段変速機 |
EP96104524A EP0733831B1 (en) | 1995-03-24 | 1996-03-21 | Continuously variable transmission |
EP96104523A EP0733830B1 (en) | 1995-03-24 | 1996-03-21 | Continuously variable transmission |
DE69618693T DE69618693T2 (de) | 1995-03-24 | 1996-03-21 | Stufenloses Getriebe |
DE69618367T DE69618367T2 (de) | 1995-03-24 | 1996-03-21 | Stufenloses Getriebe |
US08/620,226 US5690576A (en) | 1995-03-24 | 1996-03-22 | Continuously variable transmission with control of switching between forward and reverse |
US08/620,190 US5669846A (en) | 1995-03-24 | 1996-03-22 | Continuously variable transmission with control of switching between a high mode and a low mode |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP12870295A JP3613641B2 (ja) | 1995-05-26 | 1995-05-26 | 無段変速機 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH08326860A JPH08326860A (ja) | 1996-12-10 |
JP3613641B2 true JP3613641B2 (ja) | 2005-01-26 |
Family
ID=14991318
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP12870295A Expired - Fee Related JP3613641B2 (ja) | 1995-03-24 | 1995-05-26 | 無段変速機 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP3613641B2 (ja) |
Families Citing this family (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP3475613B2 (ja) * | 1995-11-24 | 2003-12-08 | アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 | 無段変速機 |
JPH11107798A (ja) | 1997-10-08 | 1999-04-20 | Aisin Aw Co Ltd | ハイブリッド駆動装置 |
JP5592829B2 (ja) * | 2011-03-31 | 2014-09-17 | 株式会社クボタ | 農作業機の変速伝動装置 |
CN113417982B (zh) * | 2021-06-15 | 2023-06-06 | 冀满喜 | 一种多皮带传动自动离合电机齿轮拨叉控制无级变速箱 |
-
1995
- 1995-05-26 JP JP12870295A patent/JP3613641B2/ja not_active Expired - Fee Related
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPH08326860A (ja) | 1996-12-10 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
EP0733831B1 (en) | Continuously variable transmission | |
EP0733829B1 (en) | Continuously variable transmission | |
US5833571A (en) | Continuously variable transmission | |
US6835147B2 (en) | Hydraulic pressure controller for automatic transmission | |
US8210977B2 (en) | Hydraulic control device of automatic transmission | |
EP0724096B1 (en) | Pulley thrust pressure control apparatus for belt-type continuously variable transmission | |
JP2001082592A (ja) | 自動車用無段変速機の油圧制御システム | |
JP3613641B2 (ja) | 無段変速機 | |
JPH0510427A (ja) | 車両用無段変速機の油圧制御装置 | |
JPH0712201A (ja) | 車両用無段変速機の変速制御装置 | |
JP3498423B2 (ja) | 無段変速機 | |
JP3405028B2 (ja) | 無段変速機 | |
JPH09166215A (ja) | 無段変速機 | |
JPS61105361A (ja) | 車両用無段変速装置 | |
JP3047811B2 (ja) | 自動変速機の油圧制御回路 | |
JPH0510426A (ja) | 車両用無段変速機の油圧制御装置 | |
JPH0510428A (ja) | 車両用無段変速機の制御装置 | |
JPH06174073A (ja) | 車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置 | |
JP2692479B2 (ja) | 車両用自動変速機の油圧制御装置 | |
JP2848179B2 (ja) | 車両用自動変速機の油圧制御装置 | |
JPH0276968A (ja) | 自動変速機の油圧制御装置 | |
JP2815051B2 (ja) | 無段変速機の制御装置 | |
JPH05133466A (ja) | 車両用無段変速機の油圧制御装置 | |
JPH0510425A (ja) | 車両用無段変速機の油圧制御装置 | |
JPH02142972A (ja) | 無段変速機の油圧制御装置 |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20040624 |
|
A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20040706 |
|
A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20040906 |
|
TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20041005 |
|
A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20041018 |
|
R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20081112 Year of fee payment: 4 |
|
LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |