JP4683323B2

JP4683323B2 - Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission for vehicle

Info

Publication number: JP4683323B2
Application number: JP2004244160A
Authority: JP
Inventors: 一哉荒川
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2004-08-24
Filing date: 2004-08-24
Publication date: 2011-05-18
Anticipated expiration: 2024-08-24
Also published as: JP2006064008A

Description

本発明は、車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置に関し、特に、２つの可変プーリの間でベルトにより動力伝達を行うとともに、ベルトの巻き掛け半径を変更することにより、その変速比を制御する構成の車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置に関する。 The present invention relates to a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle, and in particular, transmits power between two variable pulleys by a belt and changes the belt winding radius to change the gear ratio. The present invention relates to a hydraulic control device for a belt type continuously variable transmission for a vehicle configured to be controlled.

一般に、車両の走行状態に応じた最適の条件でエンジンを運転することを目的として、エンジンの出力側に有段や無段の変速機が設けられている。このような、無段変速機の一例として、ベルト式無段変速機が挙げられる。このベルト式無段変速機は、平行に配置された２つの回転部材と、各回転部材に別々に取り付けられたプライマリプーリおよびセカンダリプーリとを有している。このプライマリプーリおよびセカンダリプーリは、共に、固定シーブと可動シーブとを組み合わせて構成されており、固定シーブと可動シーブとの間にＶ字形状の溝が形成されている。 In general, a stepped or continuously variable transmission is provided on the output side of the engine for the purpose of operating the engine under optimum conditions according to the traveling state of the vehicle. An example of such a continuously variable transmission is a belt-type continuously variable transmission. This belt-type continuously variable transmission has two rotating members arranged in parallel, and a primary pulley and a secondary pulley separately attached to each rotating member. Both the primary pulley and the secondary pulley are configured by combining a fixed sheave and a movable sheave, and a V-shaped groove is formed between the fixed sheave and the movable sheave.

さらに、プライマリプーリの溝およびセカンダリプーリの溝にベルトが巻き掛けられており、可動シーブに軸線方向の押圧力を発生させる油圧室が別個に設けられている。そして、各油圧室の油圧を別個に制御することにより、プライマリプーリの溝幅が制御されてベルトの巻き掛け半径が変化し、その変速比が変更される一方、セカンダリプーリの溝幅が変化してベルトの張力が制御される。 Further, a belt is wound around the groove of the primary pulley and the groove of the secondary pulley, and a hydraulic chamber for generating a pressing force in the axial direction is separately provided on the movable sheave. By separately controlling the hydraulic pressure in each hydraulic chamber, the groove width of the primary pulley is controlled to change the belt wrapping radius and the gear ratio is changed, while the groove width of the secondary pulley is changed. The belt tension is controlled.

ところで、上記のようなベルト式無段変速機においては、油圧室が回転部材の外周側に設けられているために、遠心力により生じる油圧、いわゆる遠心油圧が油圧室に作用して、油圧室の油圧が、制御目標である油圧よりも高圧になる可能性がある。その結果、ベルトの押圧力が増大し、ベルト伝達効率の悪化やベルト耐久性への悪影響等が知られている。このような遠心油圧による不都合を解消するための対策としてのベルト式無段変速機の一例が特許文献１に記載されている。 By the way, in the belt type continuously variable transmission as described above, since the hydraulic chamber is provided on the outer peripheral side of the rotating member, hydraulic pressure generated by centrifugal force, so-called centrifugal hydraulic pressure, acts on the hydraulic chamber, May be higher than the control target hydraulic pressure. As a result, the pressing force of the belt increases, and it is known that the belt transmission efficiency is deteriorated and the belt durability is adversely affected. An example of a belt-type continuously variable transmission as a measure for solving such inconvenience due to centrifugal hydraulic pressure is described in Patent Document 1.

この特許文献１には、特にその図２に、セカンダリシャフト（アウトプットシャフト）に設けられたセカンダリプーリ（ドリブンプーリ）が、セカンダリシャフトに一体的に形成された固定シーブ（固定側プーリ半体）と、セカンダリシャフト（アウトプットシャフト）に軸線方向に移動可能に取り付けられた可動シーブ(可動側プーリ半体)とを有するベルト式無段変速機が記載されている。ここでは、この可動側プーリ半体の外周部側面に外側シリンダ部材が固定され、ピストン部材の外周に設けられたシール部材が外側シリンダ部材に摺動自在に当接されることにより、可動シーブを軸線方向に押圧する作動油室が可動側プーリ半体、この可動側プーリ半体に固定された外側シリンダ部材、ピストン部材およびアウトプットシャフト間に画成されている。さらに、外側シリンダ部材の内周に設けられたシール部材が内側シリンダ部材に摺動自在に当接されることにより、可動シーブに作動油室の押圧力とは逆向きの押圧力を与えるキャンセラ油室がピストン部材、外側シリンダ部材、内側シリンダ部材およびアウトプットシャフト間に画成されている。そして、このキャンセラ油室にはアウトプットシャフトに設けられた油孔を介して、潤滑用のオイルが供給されるように構成されている。 In Patent Document 1, particularly in FIG. 2, a secondary pulley (driven pulley) provided on a secondary shaft (output shaft) includes a fixed sheave (fixed-side pulley half) integrally formed on the secondary shaft. A belt type continuously variable transmission having a movable sheave (movable pulley half) attached to a secondary shaft (output shaft) so as to be movable in the axial direction is described. Here, the outer cylinder member is fixed to the outer peripheral side surface of the movable pulley half, and the seal member provided on the outer periphery of the piston member is slidably brought into contact with the outer cylinder member, thereby moving the movable sheave. A hydraulic oil chamber that presses in the axial direction is defined between a movable pulley half, an outer cylinder member fixed to the movable pulley half, a piston member, and an output shaft. Further, a canceller oil that applies a pressing force in a direction opposite to the pressing force of the hydraulic oil chamber to the movable sheave when a sealing member provided on the inner periphery of the outer cylinder member is slidably contacted with the inner cylinder member. A chamber is defined between the piston member, the outer cylinder member, the inner cylinder member and the output shaft. The canceller oil chamber is configured to be supplied with lubricating oil through an oil hole provided in the output shaft.

かくて、キャンセラ油室をこの油孔を除いては外部との連通がないほぼ密閉状態に形成することにより、遠心油圧キャンセル量を増大させて、高速回転時での遠心油圧の相殺を可能としている。 Thus, by forming the canceller oil chamber in an almost sealed state that does not communicate with the outside except for this oil hole, it is possible to increase the amount of centrifugal oil pressure cancellation and cancel out the centrifugal oil pressure at high speed rotation. Yes.

特開２００２−２９５６１３号公報JP 2002-295613 A

ところで、かかる特許文献１に記載されたベルト式無段変速機のように、キャンセラ油室をほぼ密閉状態に形成することは、高速回転時での遠心油圧の相殺を可能とするには有効であるが、背反として、低速回転時においてもキャンセラ油室に圧力が発生することになる。この結果、遠心油圧が発生しないような低速回転時においてもキャンセラ油室に供給された油圧分の圧力による遠心油圧キャンセル量が生じて、可動シーブのベルト押圧力が要求押圧力以下となるおそれがあった。 By the way, as in the belt-type continuously variable transmission described in Patent Document 1, it is effective to form the canceller oil chamber in a substantially hermetically sealed state in order to cancel the centrifugal hydraulic pressure at the time of high-speed rotation. However, as a contradiction, pressure is generated in the canceller oil chamber even during low-speed rotation. As a result, even during low-speed rotation where no centrifugal hydraulic pressure is generated, a centrifugal hydraulic pressure cancellation amount is generated due to the hydraulic pressure supplied to the canceller oil chamber, and the belt pressing force of the movable sheave may be less than the required pressing force. there were.

本発明は上記の事情を背景としてなされたものであり、高速回転時での遠心油圧の相殺を確実に行なうと共に、低速回転時でのベルト押圧力の低下を抑制することができる車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置を提供することを目的としている。 The present invention has been made against the background of the above circumstances, and it is possible to reliably cancel the centrifugal hydraulic pressure at the time of high-speed rotation and to suppress a decrease in belt pressing force at the time of low-speed rotation. An object of the present invention is to provide a hydraulic control device for a continuously variable transmission.

上記目的を達成するための、本発明の一形態による車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置は、プーリの可動シーブにベルトに作用するベルト押圧力を発生させる制御油圧が供給される制御油圧室と遠心油圧キャンセル室とを備えるベルト式無段変速機の油圧制御装置において、プーリの所定回転数以下のときに前記遠心油圧キャンセル室を減圧し、前記所定回転数より大きいときに減圧を中止する弁装置を設けたことを特徴とする。 In order to achieve the above object, a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle according to an aspect of the present invention is a control in which a control hydraulic pressure for generating a belt pressing force acting on a belt is supplied to a movable sheave of a pulley. In a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission having a hydraulic chamber and a centrifugal hydraulic cancel chamber, the centrifugal hydraulic cancel chamber is depressurized when the pulley rotation speed is lower than a predetermined value, and the pressure is reduced when the pulley is larger than the predetermined rotation frequency. A valve device for stopping is provided.

ここで、前記弁装置は２段階作動であることが好ましい。 Here, the valve device is preferably operated in two stages.

また、上記目的を達成するための、本発明の他の形態による車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置は、プーリの可動シーブにベルトに作用するベルト押圧力を発生させる制御油圧が供給される制御油圧室と遠心油圧キャンセル室とを備えるベルト式無段変速機の油圧制御装置において、前記遠心油圧キャンセル室に所定の油圧を供給し、この供給される所定の油圧分、前記制御油圧室に供給される制御油圧を増圧して制御する手段を設けたことを特徴とする。 In order to achieve the above object, a hydraulic control device for a belt type continuously variable transmission for a vehicle according to another embodiment of the present invention supplies a control hydraulic pressure that generates a belt pressing force acting on the belt to a movable sheave of a pulley. In a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission comprising a controlled hydraulic chamber and a centrifugal hydraulic cancel chamber, a predetermined hydraulic pressure is supplied to the centrifugal hydraulic cancel chamber, and the control hydraulic pressure is supplied by the supplied predetermined hydraulic pressure. Means for increasing and controlling the control oil pressure supplied to the chamber is provided.

本発明の一形態によれば、プーリの可動シーブにベルトに作用するベルト押圧力を発生させる制御油圧が供給される制御油圧室と遠心油圧キャンセル室とを備えるベルト式無段変速機の油圧制御装置において、プーリの所定回転数以下のときに前記遠心油圧キャンセル室を減圧し、前記所定回転数より大きいときに減圧を中止する弁装置が設けられているので、遠心油圧の相殺を必要としない所定回転数以下のときには遠心油圧キャンセル室が減圧されて、ベルト押圧力の低下が抑制される。また、所定回転数より大きいときには減圧が中止されるので、遠心油圧の相殺が行なわれる。 According to one aspect of the present invention, hydraulic control of a belt-type continuously variable transmission including a control hydraulic chamber to which a control hydraulic pressure for generating a belt pressing force acting on the belt is supplied to a movable sheave of a pulley and a centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber is provided. The device is provided with a valve device that depressurizes the centrifugal oil pressure canceling chamber when the pulley rotation speed is less than or equal to the predetermined rotation speed and stops the pressure reduction when the pulley rotation speed is greater than the predetermined rotation speed, so that no cancellation of the centrifugal oil pressure is required. When the rotation speed is equal to or lower than the predetermined number of rotations, the centrifugal hydraulic pressure canceling chamber is depressurized, and a decrease in belt pressing force is suppressed. Further, since the pressure reduction is stopped when the rotation speed is higher than the predetermined rotation speed, the centrifugal hydraulic pressure is canceled.

ここで、前記弁装置が２段階作動である形態によれば、遠心油圧キャンセル室内の圧力が上昇したときこの遠心油圧キャンセル室内の作動油を速やかに排出させることが可能であるので、変速応答性を良くすることができる。 Here, according to the mode in which the valve device is operated in two stages, when the pressure in the centrifugal oil pressure canceling chamber rises, the hydraulic oil in the centrifugal oil pressure canceling chamber can be quickly discharged, so that the speed change response Can be improved.

本発明の他の形態によれば、プーリの可動シーブにベルトに作用するベルト押圧力を発生させる制御油圧が供給される制御油圧室と遠心油圧キャンセル室とを備えるベルト式無段変速機の油圧制御装置において、前記遠心油圧キャンセル室に所定の油圧を供給し、この供給される所定の油圧分、前記制御油圧室に供給される制御油圧を増圧して制御する手段が設けられているので、所定回転数より大きいときには遠心油圧の相殺が行なわれ、遠心油圧の相殺を必要としない所定回転数以下のときにも遠心油圧キャンセル室に供給される油圧の影響が排除されて、ベルト押圧力の低下が抑制される。 According to another aspect of the present invention, the hydraulic pressure of the belt-type continuously variable transmission includes a control hydraulic pressure chamber that is supplied with a control hydraulic pressure that generates a belt pressing force acting on the movable sheave of the pulley, and a centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber. In the control device, there is provided means for supplying a predetermined hydraulic pressure to the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber and increasing and controlling the control hydraulic pressure supplied to the control hydraulic chamber by the predetermined hydraulic pressure supplied. When the rotational speed is higher than the predetermined rotational speed, the centrifugal hydraulic pressure is canceled. When the rotational speed is lower than the predetermined rotational speed, which does not require the centrifugal hydraulic pressure to be canceled, the influence of the hydraulic pressure supplied to the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber is eliminated, Reduction is suppressed.

ここで、本発明に係る車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置の実施の形態を、図面を参照しながら具体的に説明する。 Here, an embodiment of a hydraulic control device for a belt type continuously variable transmission for a vehicle according to the present invention will be specifically described with reference to the drawings.

図１は、本発明に係るベルト式無段変速機が適用された車両の一部を示す概略構成図である。図１に示される車両１は、いわゆるＦＦ車（フロントエンジンフロントドライブ：エンジン前置き前輪駆動車両）として構成されており、駆動源としてのエンジン２を備える。エンジン２としては、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジン、水素エンジン、あるいは、バイフューエルエンジン等が採用され得るが、ここでは、エンジン２としてガソリンエンジンが用いられるものとして説明する。 FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a part of a vehicle to which a belt type continuously variable transmission according to the present invention is applied. A vehicle 1 shown in FIG. 1 is configured as a so-called FF vehicle (front engine front drive: front wheel drive vehicle in front of the engine), and includes an engine 2 as a drive source. As the engine 2, a gasoline engine, a diesel engine, an LPG engine, a hydrogen engine, a bi-fuel engine, or the like can be adopted. Here, a description will be given assuming that a gasoline engine is used as the engine 2.

図１に示されるように、車両１は、横置きにされたエンジン２の側方に配置され、エンジン２のクランクシャフトＳＣと連結されるトランスアクスル３を有する。トランスアクスル３は、トランスアクスルハウジング４、トランスアクスルケース５およびトランスアクスルリヤカバー６を含む。ハウジング４は、エンジン２の側方に配置され、ケース５は、ハウジング４のエンジン２とは反対側の開口端に固定されている。また、リヤカバー６は、ケース５のハウジング４とは反対側の開口端に固定されている。そして、トランスアクスルハウジング４の内部には、トルクコンバータ７が配置されており、トランスアクスルケース５およびトランスアクスルリヤカバー６の内部には、前後進切り換え機構８、本発明に係るベルト式無段変速機（ＣＶＴ）９、最終減速機（差動装置）１０が配置されている。 As shown in FIG. 1, the vehicle 1 has a transaxle 3 that is disposed on the side of a horizontally placed engine 2 and connected to a crankshaft SC of the engine 2. The transaxle 3 includes a transaxle housing 4, a transaxle case 5, and a transaxle rear cover 6. The housing 4 is disposed on the side of the engine 2, and the case 5 is fixed to the opening end of the housing 4 on the side opposite to the engine 2. The rear cover 6 is fixed to the opening end of the case 5 on the side opposite to the housing 4. A torque converter 7 is disposed inside the transaxle housing 4, and a forward / reverse switching mechanism 8 and a belt type continuously variable transmission according to the present invention are disposed inside the transaxle case 5 and the transaxle rear cover 6. A (CVT) 9 and a final reduction gear (differential device) 10 are arranged.

トルクコンバータ７は、ドライブプレート１１と、ドライブプレート１１を介してエンジン２のクランクシャフトＳＣに固定されるフロントカバー１２とを有する。フロントカバー１２には、図１に示されるように、ポンプインペラ１４が取り付けられている。また、トルクコンバータ７は、ポンプインペラ１４と対向する状態で回転可能なタービンランナ１５を含む。 The torque converter 7 includes a drive plate 11 and a front cover 12 fixed to the crankshaft SC of the engine 2 via the drive plate 11. As shown in FIG. 1, a pump impeller 14 is attached to the front cover 12. The torque converter 7 includes a turbine runner 15 that can rotate while facing the pump impeller 14.

タービンランナ１５は、クランクシャフトＳＣと概ね同軸に延びる入力シャフトＳＩに固定されている。更に、ポンプインペラ１４およびタービンランナ１５の内側にはステータ１６が配置されており、ステータ１６の回転方向は、ワンウェイクラッチ１７によって一方向にのみ設定される。ステータ１６には、ワンウェイクラッチ１７を介して中空軸１８が固定されており、上述の入力シャフトＳＩは、この中空軸１８の内部に挿通されている。そして、入力シャフトＳＩのフロントカバー１２側の端部には、ダンパ機構１９を介してロックアップクラッチ２０が取り付けられている。 The turbine runner 15 is fixed to an input shaft SI that extends substantially coaxially with the crankshaft SC. Further, a stator 16 is disposed inside the pump impeller 14 and the turbine runner 15, and the rotation direction of the stator 16 is set only in one direction by the one-way clutch 17. A hollow shaft 18 is fixed to the stator 16 via a one-way clutch 17, and the above-described input shaft SI is inserted into the hollow shaft 18. A lockup clutch 20 is attached to the end of the input shaft SI on the front cover 12 side via a damper mechanism 19.

上述のポンプインペラ１４、タービンランナ１５およびステータ１６は、作動液室を画成し、この作動液室には、トルクコンバータ７と前後進切り換え機構８との間に配置されたオイルポンプ２１から作動液が供給される。そして、エンジン２が作動し、フロントカバー１２およびポンプインペラ１４が回転すると、作動液の流れによりタービンランナ１５が引きずられるようにして回転し始める。また、ステータ１６は、ポンプインペラ１４とタービンランナ１５との回転速度差が大きい時に、作動液の流れをポンプインペラ１４の回転を助ける方向に変換する。 The pump impeller 14, the turbine runner 15, and the stator 16 described above define a hydraulic fluid chamber, and this hydraulic fluid chamber is operated from an oil pump 21 disposed between the torque converter 7 and the forward / reverse switching mechanism 8. Liquid is supplied. Then, when the engine 2 is operated and the front cover 12 and the pump impeller 14 are rotated, the turbine runner 15 starts to be dragged by the flow of the hydraulic fluid. Further, the stator 16 converts the flow of the hydraulic fluid into a direction that assists the rotation of the pump impeller 14 when the rotational speed difference between the pump impeller 14 and the turbine runner 15 is large.

これにより、トルクコンバータ７は、ポンプインペラ１４とタービンランナ１５との回転速度差が大きい時には、トルク増幅機として作動し、両者の回転速度差が小さくなると、流体継手として作動する。そして、車両１の発進後、車速が所定速度に達すると、ロックアップクラッチ２０が作動され、エンジン２からフロントカバー１２に伝えられた動力が入力シャフトＳＩに機械的かつ直接に伝達されるようになる。また、フロントカバー１２から入力シャフトＳＩに伝達されるトルクの変動は、ダンパ機構１９によって吸収される。 Thus, the torque converter 7 operates as a torque amplifier when the rotational speed difference between the pump impeller 14 and the turbine runner 15 is large, and operates as a fluid coupling when the rotational speed difference between the two becomes small. When the vehicle speed reaches a predetermined speed after the vehicle 1 starts, the lockup clutch 20 is operated so that the power transmitted from the engine 2 to the front cover 12 is mechanically and directly transmitted to the input shaft SI. Become. Further, the fluctuation of the torque transmitted from the front cover 12 to the input shaft SI is absorbed by the damper mechanism 19.

トルクコンバータ７と前後進切り換え機構８との間のオイルポンプ２１は、ロータ２２を有し、このロータ２２は、ハブ２３を介してポンプインペラ１４と接続されている。また、ハブ２３は、中空軸１８に対してスプライン嵌合されており、オイルポンプ２１の本体２４は、トランスアクスルケース５側に固定されている。従って、エンジン２の動力は、ポンプインペラ１４を介してロータ２２に伝達されることになり、これにより、オイルポンプ２１が駆動される。 The oil pump 21 between the torque converter 7 and the forward / reverse switching mechanism 8 has a rotor 22, and the rotor 22 is connected to the pump impeller 14 via a hub 23. The hub 23 is spline-fitted to the hollow shaft 18, and the main body 24 of the oil pump 21 is fixed to the transaxle case 5 side. Accordingly, the power of the engine 2 is transmitted to the rotor 22 via the pump impeller 14, thereby driving the oil pump 21.

前後進切り換え機構８は、ダブルピニオン形式の遊星歯車機構２５を有している。遊星歯車機構２５は、入力シャフトＳＩの無段変速機９側の端部に取り付けられたサンギヤ２６と、サンギヤ２６の外周側に同心状に配置されたリングギヤ２７と、サンギヤ２６と噛み合う複数のピニオンギヤ２８と、リングギヤ２７およびピニオンギヤ２８の双方と噛み合う複数のピニオンギヤ２９と、各ピニオンギヤ２８を自転可能に保持し、かつ、ピニオンギヤ２８をサンギヤ２６の周囲で一体的に公転可能な状態に保持するキャリヤ３０とを含む。 The forward / reverse switching mechanism 8 has a planetary gear mechanism 25 of a double pinion type. The planetary gear mechanism 25 includes a sun gear 26 attached to an end of the input shaft SI on the continuously variable transmission 9 side, a ring gear 27 disposed concentrically on the outer peripheral side of the sun gear 26, and a plurality of pinion gears that mesh with the sun gear 26. 28, a plurality of pinion gears 29 that mesh with both the ring gear 27 and the pinion gear 28, and a carrier 30 that holds each pinion gear 28 so as to be capable of rotating, and holds the pinion gear 28 in an integrally revolving state around the sun gear 26. Including.

前後進切り換え機構８のキャリヤ３０は、ベルト式無段変速機９に含まれるプライマリシャフトＳＰに固定され、キャリヤ３０と入力シャフトＳＩとの間の動力伝達経路は、フォワードクラッチＣＬを用いて接続または遮断される。また、前後進切り換え機構８は、リングギヤ２７の回転・固定を制御するリバースブレーキＢＲを有している。 The carrier 30 of the forward / reverse switching mechanism 8 is fixed to a primary shaft SP included in the belt-type continuously variable transmission 9, and the power transmission path between the carrier 30 and the input shaft SI is connected using the forward clutch CL. Blocked. The forward / reverse switching mechanism 8 has a reverse brake BR that controls the rotation and fixation of the ring gear 27.

一方、本発明に係るベルト式無段変速機９は、入力シャフトＳＩと概ね同軸に延びる上述のプライマリシャフト（駆動側回転軸）ＳＰと、プライマリシャフトＳＰと平行をなすように配置されたセカンダリシャフト（従動側回転軸）ＳＳとを有する。プライマリシャフトＳＰは、軸受３１および３２によって回転自在に支持されており、セカンダリシャフトＳＳは、軸受３３および３４によって回転自在に支持されている。そして、プライマリシャフトＳＰには、プライマリプーリ３５が、セカンダリシャフトＳＳには、セカンダリプーリ３６がそれぞれ装備されている。 On the other hand, a belt type continuously variable transmission 9 according to the present invention includes a primary shaft (driving side rotating shaft) SP that extends substantially coaxially with the input shaft SI, and a secondary shaft that is arranged in parallel with the primary shaft SP. (Driven rotation shaft) SS. The primary shaft SP is rotatably supported by the bearings 31 and 32, and the secondary shaft SS is rotatably supported by the bearings 33 and 34. The primary shaft SP is equipped with a primary pulley 35, and the secondary shaft SS is equipped with a secondary pulley 36.

プライマリプーリ３５は、プライマリシャフトＳＰの外周に一体に形成された固定シーブ３７と、プライマリシャフトＳＰの外周に摺動自在に装着された可動シーブ３８とにより構成されている。固定シーブ３７と可動シーブ３８とは互いに対向し合い、両者間には、略Ｖ字形状のプーリ溝３９が形成される。また、可動シーブ３８は、固定シーブ３７に対してプライマリシャフトＳＰの軸方向に移動可能であり、無段変速機９は、可動シーブ３８をプライマリシャフトＳＰの軸方向に移動させて可動シーブ３８と固定シーブ３７とを接近・離間させる油圧アクチュエータ４０を有している。 The primary pulley 35 includes a fixed sheave 37 that is integrally formed on the outer periphery of the primary shaft SP, and a movable sheave 38 that is slidably mounted on the outer periphery of the primary shaft SP. The fixed sheave 37 and the movable sheave 38 face each other, and a substantially V-shaped pulley groove 39 is formed between them. Further, the movable sheave 38 is movable in the axial direction of the primary shaft SP with respect to the fixed sheave 37, and the continuously variable transmission 9 moves the movable sheave 38 in the axial direction of the primary shaft SP to move with the movable sheave 38. A hydraulic actuator 40 is provided to approach and separate the fixed sheave 37.

同様に、セカンダリプーリ３６も、セカンダリシャフトＳＳの外周に一体に形成された固定シーブ４２と、セカンダリシャフトＳＳの外周に摺動自在に装着された可動シーブ４３とにより構成されている。固定シーブ４２と可動シーブ４３とは互いに対向し合い、両者間には、略Ｖ字形状のプーリ溝４４が形成される。また、可動シーブ４３も、固定シーブ４２に対してセカンダリシャフトＳＳの軸方向に移動可能であり、無段変速機９は、可動シーブ４３をセカンダリシャフトＳＳの軸方向に移動させて可動シーブ４３と固定シーブ４２とを接近・離間させる油圧アクチュエータ４５を有している。 Similarly, the secondary pulley 36 also includes a fixed sheave 42 that is integrally formed on the outer periphery of the secondary shaft SS, and a movable sheave 43 that is slidably mounted on the outer periphery of the secondary shaft SS. The fixed sheave 42 and the movable sheave 43 face each other, and a substantially V-shaped pulley groove 44 is formed between them. The movable sheave 43 is also movable in the axial direction of the secondary shaft SS with respect to the fixed sheave 42. The continuously variable transmission 9 moves the movable sheave 43 in the axial direction of the secondary shaft SS to A hydraulic actuator 45 is provided to approach and separate the fixed sheave 42.

上述のプライマリプーリ３５のプーリ溝３９と、セカンダリプーリ３６のプーリ溝４４とには、多数の金属製の駒および複数本のスチールリングにより構成されるベルトＢが巻き掛けられる。そして、各油圧アクチュエータ４０および４５による油圧が別個に制御され、これにより、プライマリプーリ３５およびセカンダリプーリ３６の溝幅が変更されてベルトＢの巻き掛け半径が変化する。この結果、無段変速機９による変速比が所望の値に設定されると共に、ベルトＢの張力が調整されることになる。なお、セカンダリシャフトＳＳを支持する軸受３４はトランスアクスルリヤカバー６に固定されており、軸受３４とセカンダリプーリ３６との間には、パーキングギヤＰＧが設けられている。 Around the pulley groove 39 of the primary pulley 35 and the pulley groove 44 of the secondary pulley 36, a belt B composed of a number of metal pieces and a plurality of steel rings is wound. Then, the hydraulic pressures by the hydraulic actuators 40 and 45 are separately controlled, whereby the groove widths of the primary pulley 35 and the secondary pulley 36 are changed, and the winding radius of the belt B is changed. As a result, the speed ratio of the continuously variable transmission 9 is set to a desired value, and the tension of the belt B is adjusted. The bearing 34 that supports the secondary shaft SS is fixed to the transaxle rear cover 6, and a parking gear PG is provided between the bearing 34 and the secondary pulley 36.

図１に示されるように、ベルト式無段変速機９のセカンダリシャフトＳＳには、軸受４６および４７によって支持されたシャフト４８が連結されている。シャフト４８には、ドライブギヤ４９が固定されており、このドライブギヤ４９を介して、ベルト式無段変速機９から最終減速機１０に動力が伝達される。最終減速機１０は、セカンダリシャフトＳＳと平行をなすように配置されたインターミディエイトシャフト５０を含む。インターミディエイトシャフト５０は、軸受５１および５２によって支持されており、シャフト５０には、セカンダリシャフトＳＳのドライブギヤ４９と噛み合うカウンタドリブンギヤ５３と、ファイナルドライブギヤ５４とが固定されている。 As shown in FIG. 1, a shaft 48 supported by bearings 46 and 47 is connected to the secondary shaft SS of the belt type continuously variable transmission 9. A drive gear 49 is fixed to the shaft 48, and power is transmitted from the belt-type continuously variable transmission 9 to the final reduction gear 10 via the drive gear 49. The final reduction gear 10 includes an intermediate shaft 50 that is arranged in parallel with the secondary shaft SS. The intermediate shaft 50 is supported by bearings 51 and 52, and a counter driven gear 53 that meshes with the drive gear 49 of the secondary shaft SS and a final drive gear 54 are fixed to the shaft 50.

また、最終減速機１０は、中空のデフケース５５を有している。デフケース５５は、軸受５６および５７によって回転自在に支持されており、その外周には、リングギヤ５８が形成されている。このリングギヤ５８は、インターミディエイトシャフト５０のファイナルドライブギヤ５４と噛み合っている。更に、デフケース５５は、その内部にピニオンシャフト５９を支持しており、ピニオンシャフト５９には、２体のピニオンギヤ６０が固定されている。各ピニオンギヤ６０には、２体のサイドギヤ６１が噛み合わされており、各サイドギヤ６１には、フロントドライブシャフト６２がそれぞれ別個に接続され、各フロントドライブシャフト６２には、車輪（前輪）ＦＷが固定されている。 Further, the final reduction gear 10 has a hollow differential case 55. The differential case 55 is rotatably supported by bearings 56 and 57, and a ring gear 58 is formed on the outer periphery thereof. The ring gear 58 meshes with the final drive gear 54 of the intermediate shaft 50. Further, the differential case 55 supports a pinion shaft 59 therein, and two pinion gears 60 are fixed to the pinion shaft 59. Each of the pinion gears 60 is engaged with two side gears 61. Each side gear 61 is connected to a front drive shaft 62 separately. A wheel (front wheel) FW is fixed to each front drive shaft 62. ing.

さて、図２は、上述の本発明によるベルト式無段変速機９の要部を示す拡大断面図であり、同図は、無段変速機９のプライマリプーリ３５およびプライマリシャフトＳＰに関連する構成を示している。プライマリシャフトＳＰは軸線を中心として回転可能であり、プライマリシャフトＳＰの一端には固定シーブ３７が一体に形成され、内部には軸線方向に油路ＳＰＡが形成されている。そして、プライマリシャフトＳＰは固定シーブ３７より外側で、上述のトランスアクスルケース５に固定された軸受３１により回転自在に支持されている。プライマリシャフトＳＰの内部に軸線方向に形成された油路ＳＰＡは、油圧制御装置の油圧回路に連通されている。さらに、プライマリシャフトＳＰには、その外周面に向け半径方向に伸ばされ、かつ、油路ＳＰＡに連通された油路ＳＰＢが設けられている。 FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing the main part of the belt-type continuously variable transmission 9 according to the present invention described above. FIG. 2 shows the configuration related to the primary pulley 35 and the primary shaft SP of the continuously variable transmission 9. Is shown. The primary shaft SP is rotatable about an axis, a fixed sheave 37 is integrally formed at one end of the primary shaft SP, and an oil passage SPA is formed inside in the axial direction. The primary shaft SP is rotatably supported by a bearing 31 fixed to the transaxle case 5 outside the fixed sheave 37. An oil passage SPA formed in the axial direction inside the primary shaft SP is communicated with a hydraulic circuit of the hydraulic control device. Further, the primary shaft SP is provided with an oil passage SPB extending in the radial direction toward the outer peripheral surface thereof and communicating with the oil passage SPA.

一方、可動シーブ３８は、プライマリシャフトＳＰの外周面に沿ってスライドする内筒部３８Ａと、内筒部３８Ａの固定シーブ３７側の端部から外周側に向けて連続された半径方向部３８Ｂと、半径方向部３８Ｂの外周端に連続され、かつ、軸受３３側に向けて軸線方向に伸ばされた外筒部３８Ｃとを有している。そして、内筒部３８Ａには、その内周面から外周面に亘って貫通する油路３８Ｄが形成されている。この油路３８Ｄと油路ＳＰＢとはプライマリシャフトＳＰの外周面に形成された後述のスプライン部を介して連通されている。 On the other hand, the movable sheave 38 includes an inner cylindrical portion 38A that slides along the outer peripheral surface of the primary shaft SP, and a radial direction portion 38B that is continuous from the end on the fixed sheave 37 side of the inner cylindrical portion 38A toward the outer peripheral side. The outer cylindrical portion 38C is continuous to the outer peripheral end of the radial direction portion 38B and extended in the axial direction toward the bearing 33. The inner cylinder portion 38A is formed with an oil passage 38D penetrating from the inner peripheral surface to the outer peripheral surface. The oil passage 38D and the oil passage SPB are communicated with each other through a spline portion described later formed on the outer peripheral surface of the primary shaft SP.

すなわち、図２に示されるように、可動シーブ３８の内筒部３８Ａの内周面には複数のスプライン歯（溝）３８Ｓが形成されている。他方、可動シーブ３８を摺動自在に支持するプライマリシャフトＳＰの外周面には、複数のスプライン溝（歯）ＳＰＧが形成されている。スプライン歯３８Ｓおよびスプライン溝ＳＰＧは、歯面または溝表面がインボリュート曲線をなすように形成されており、プライマリシャフトＳＰと可動シーブ３８とは軸方向に滑らかに相対移動可能であるが、プライマリシャフトＳＰと可動シーブ３８とが円周方向には相対移動が不可能な状態とされている。 That is, as shown in FIG. 2, a plurality of spline teeth (grooves) 38 S are formed on the inner peripheral surface of the inner cylindrical portion 38 A of the movable sheave 38. On the other hand, a plurality of spline grooves (teeth) SPG are formed on the outer peripheral surface of the primary shaft SP that slidably supports the movable sheave 38. The spline teeth 38S and the spline grooves SPG are formed such that the tooth surfaces or groove surfaces form an involute curve, and the primary shaft SP and the movable sheave 38 can be relatively moved relative to each other in the axial direction. And the movable sheave 38 are in a state in which relative movement is impossible in the circumferential direction.

なお、径方向の油路ＳＰＢは、プライマリシャフトＳＰに形成されたスプライン溝ＳＰＧより軸方向の外側に形成されている。このようにすると、ベルトＢから可動シーブ３８を介してプライマリシャフトＳＰに伝達されるトルクの伝達経路外に、径方向の油路ＳＰＢが位置されることになるので、径方向油路ＳＰＢへの応力集中が生じず、プライマリシャフトＳＰの強度を確保することができる。 The radial oil passage SPB is formed on the outer side in the axial direction from the spline groove SPG formed in the primary shaft SP. In this case, the radial oil passage SPB is positioned outside the transmission path of the torque transmitted from the belt B to the primary shaft SP via the movable sheave 38. Stress concentration does not occur, and the strength of the primary shaft SP can be ensured.

更に、ベルト式無段変速機９は、環状の隔壁部材であるシリンダ部材７０を含む。シリンダ部材７０は、図２からわかるように、プライマリシャフトＳＰの径方向に延びる第一径方向部７０Ａと、第一径方向部７０ＡからプライマリシャフトＳＰの軸線と概ね平行に延びる第一筒状部７０Ｂと、第一筒状部７０Ｂから可動シーブ３８の背面に沿ってプライマリシャフトＳＰの径方向に延びる第二径方向部７０Ｃと、さらにこの第二径方向部７０Ｃから可動シーブ３８の外筒部３８Ｃに対する逃げ用の湾曲部を介してプライマリシャフトＳＰの軸線と概ね平行に延びる第二筒状部７０Ｄとを有している。 Further, the belt type continuously variable transmission 9 includes a cylinder member 70 that is an annular partition member. As can be seen from FIG. 2, the cylinder member 70 includes a first radial portion 70A extending in the radial direction of the primary shaft SP, and a first cylindrical portion extending substantially parallel to the axis of the primary shaft SP from the first radial direction portion 70A. 70B, a second radial portion 70C extending in the radial direction of the primary shaft SP along the back surface of the movable sheave 38 from the first cylindrical portion 70B, and an outer cylindrical portion of the movable sheave 38 from the second radial direction portion 70C. It has a second cylindrical portion 70D extending substantially parallel to the axis of the primary shaft SP via a curved portion for escape with respect to 38C.

シリンダ部材７０の第一径方向部７０Ａに形成されている中心孔部には、プライマリシャフトＳＰの先端の小径部が圧入され、シリンダ部材７０は、ロックナット８０を用いてプライマリシャフトＳＰの段部との間に固定されている。そして、シリンダ部材７０の第一筒状部７０Ｂは、不図示の環状のベアリングリテーナおよびボルトによってトランスアクスルリヤカバー６に固定されている軸受３２によって回転自在に支持されている。これにより、プライマリシャフトＳＰが前述の軸受３１と共に、シリンダ部材７０（第一筒状部７０Ｂ）を介して軸受３２により回転自在に支持されることになる。 A small-diameter portion at the front end of the primary shaft SP is press-fitted into a center hole formed in the first radial direction portion 70 A of the cylinder member 70, and the cylinder member 70 uses a lock nut 80 to form a step portion of the primary shaft SP. It is fixed between. The first cylindrical portion 70B of the cylinder member 70 is rotatably supported by a bearing 32 fixed to the transaxle rear cover 6 by an annular bearing retainer and a bolt (not shown). Accordingly, the primary shaft SP is rotatably supported by the bearing 32 through the cylinder member 70 (first cylindrical portion 70B) together with the above-described bearing 31.

また、可動シーブ３８の外筒部３８Ｃの外縁部には、シリンダ部材７０の第二筒状部７０Ｄの内周面と摺接するようにシール部材７２が配置されている。一方、可動シーブ３８の内筒部３８Ａにおける軸方向端部の外周側には、シリンダ部材７０の第一筒状部７０Ｂの内周側と摺動自在に接触する、後述の第２摺動部３８Ｆが形成されている。かくて、可動シーブ３８の内筒部３８Ａ、半径方向部３８Ｂ、外筒部３８Ｃおよびシリンダ部材７０によって、上述の油圧アクチュエータ４０を構成する第一制御油圧室４０Ａが画成されている。一方、シリンダ部材７０の第一径方向部７０Ａ、第一筒状部７０Ｂ、可動シーブ３８の内筒部３８Ａにおける軸方向端部およびプライマリシャフトＳＰによって、上述の油圧アクチュエータ４０を構成する第二制御油圧室４０Ｂが画成されている。この第一制御油圧室４０Ａおよび第二制御油圧室４０Ｂ内の油圧を制御することにより、可動シーブ３８を固定シーブ３７に対して移動させてベルトＢの巻き掛け半径を変化させることにより、所望の変速比を得ることができる。 A seal member 72 is disposed on the outer edge portion of the outer cylindrical portion 38C of the movable sheave 38 so as to be in sliding contact with the inner peripheral surface of the second cylindrical portion 70D of the cylinder member 70. On the other hand, on the outer peripheral side of the axial end portion of the inner cylindrical portion 38A of the movable sheave 38, a second sliding portion described later that slidably contacts the inner peripheral side of the first cylindrical portion 70B of the cylinder member 70. 38F is formed. Thus, the inner cylinder portion 38A, the radial direction portion 38B, the outer cylinder portion 38C, and the cylinder member 70 of the movable sheave 38 define the first control hydraulic chamber 40A that constitutes the hydraulic actuator 40 described above. On the other hand, the second control that constitutes the hydraulic actuator 40 described above is constituted by the first radial direction portion 70A of the cylinder member 70, the first cylindrical portion 70B, the axial end portion of the inner cylindrical portion 38A of the movable sheave 38 and the primary shaft SP. A hydraulic chamber 40B is defined. By controlling the hydraulic pressure in the first control hydraulic chamber 40A and the second control hydraulic chamber 40B, the movable sheave 38 is moved with respect to the fixed sheave 37, and the winding radius of the belt B is changed. A gear ratio can be obtained.

また、可動シーブ３８に対しては、プライマリシャフトＳＰの軸方向に離間されて第１の摺動部３８Ｅと前述の第２の摺動部３８Ｆとが設けられている。可動シーブ３８の２つの摺動部のうち、第１の摺動部３８Ｅは、スプライン３８ＳよりもプライマリシャフトＳＰの軸方向における固定シーブ３７側で、かつ、可動シーブ３８の内周面に設けられており、プライマリシャフトＳＰの外周面と接触する。一方、第２の摺動部３８Ｆは、上述のように、第１の摺動部３８Ｅと軸方向に離間されて、かつ、可動シーブ３８の内筒部３８Ａにおける軸方向端部の外周面に設けられている。そして、第２の摺動部３８Ｆは、図２に示されるように、プライマリシャフトＳＰではなく、シリンダ部材７０の第一筒状部７０Ｂの内周面に接触する。 The movable sheave 38 is provided with a first sliding portion 38E and the above-described second sliding portion 38F that are spaced apart in the axial direction of the primary shaft SP. Of the two sliding portions of the movable sheave 38, the first sliding portion 38E is provided on the fixed sheave 37 side in the axial direction of the primary shaft SP with respect to the spline 38S and on the inner peripheral surface of the movable sheave 38. In contact with the outer peripheral surface of the primary shaft SP. On the other hand, as described above, the second sliding portion 38F is spaced apart from the first sliding portion 38E in the axial direction, and on the outer peripheral surface of the axial end portion of the inner cylindrical portion 38A of the movable sheave 38. Is provided. And the 2nd sliding part 38F contacts the internal peripheral surface of the 1st cylindrical part 70B of the cylinder member 70 instead of the primary shaft SP, as FIG. 2 shows.

（本発明の一形態に係る実施形態）
一方、図３は、上述の本発明によるベルト式無段変速機９の別の要部を示す拡大半断面図であり、同図は、無段変速機９のセカンダリプーリ３６およびセカンダリシャフトＳＳに関連する構成を示している。セカンダリシャフトＳＳは軸線を中心として回転可能であり、セカンダリシャフトＳＳの一端には固定シーブ４２が一体に形成され、内部には軸線方向に油路ＳＳＡおよびＳＳＢが形成されている。そして、セカンダリシャフトＳＳは固定シーブ４２より外側で、上述のトランスアクスルリヤカバー６に固定された軸受３４により、パーキングギヤＰＧと共に回転自在に支持されていること前述の通りである。セカンダリシャフトＳＳの内部に軸線方向に形成された油路ＳＳＡおよびＳＳＢは、油圧制御装置の油圧回路に連通されている。さらに、セカンダリシャフトＳＳには、その外周面に向け半径方向に伸ばされ、かつ、油路ＳＳＡに連通された油路ＳＳＣおよびＳＳＤと油路ＳＳＢに連通された油路ＳＳＥとが設けられている。 (Embodiment according to one embodiment of the present invention)
On the other hand, FIG. 3 is an enlarged half sectional view showing another main part of the belt-type continuously variable transmission 9 according to the present invention described above. The figure shows the secondary pulley 36 and the secondary shaft SS of the continuously variable transmission 9. A related configuration is shown. The secondary shaft SS is rotatable about an axis, a fixed sheave 42 is integrally formed at one end of the secondary shaft SS, and oil passages SSA and SSB are formed in the axial direction inside. As described above, the secondary shaft SS is rotatably supported together with the parking gear PG by the bearing 34 fixed to the transaxle rear cover 6 outside the fixed sheave 42. The oil passages SSA and SSB formed in the axial direction inside the secondary shaft SS are communicated with a hydraulic circuit of the hydraulic control device. Further, the secondary shaft SS is provided with oil passages SSC and SSD that extend in the radial direction toward the outer peripheral surface thereof and communicate with the oil passage SSA, and an oil passage SSE that communicates with the oil passage SSB. .

一方、可動シーブ４３は、セカンダリシャフトＳＳの外周面に沿ってスライドする内側筒状部４３Ａと、内側筒状部４３Ａの固定シーブ４２側の端部から外周側に向けて連続された半径方向部４３Ｂと、半径方向部４３Ｂの外周端に連続され、かつ、軸受３３側に向けて軸線方向に伸ばされた外側筒状部４３Ｃとを有している。 On the other hand, the movable sheave 43 includes an inner cylindrical portion 43A that slides along the outer peripheral surface of the secondary shaft SS, and a radial portion that is continuous from the end on the fixed sheave 42 side of the inner cylindrical portion 43A toward the outer peripheral side. 43B and an outer cylindrical portion 43C which is continuous with the outer peripheral end of the radial portion 43B and extends in the axial direction toward the bearing 33.

すなわち、可動シーブ４３の内側筒状部４３Ａの内周面には複数のスプライン歯（溝）が形成され、他方、可動シーブ４３を摺動自在に支持するセカンダリシャフトＳＳの外周面には、複数のスプライン溝（歯）が形成されている。スプライン歯およびスプライン溝は、歯面または溝表面が例えばインボリュート曲線をなすように形成されており、セカンダリシャフトＳＳと可動シーブ４３とは軸方向に滑らかに相対移動可能であるが、セカンダリシャフトＳＳと可動シーブ４３とが円周方向には相対移動が不可能な状態とされている。 That is, a plurality of spline teeth (grooves) are formed on the inner peripheral surface of the inner cylindrical portion 43A of the movable sheave 43, while a plurality of spline teeth (grooves) are formed on the outer peripheral surface of the secondary shaft SS that slidably supports the movable sheave 43. Spline grooves (teeth) are formed. The spline teeth and the spline grooves are formed such that the tooth surfaces or groove surfaces form, for example, an involute curve, and the secondary shaft SS and the movable sheave 43 can be smoothly moved relatively in the axial direction. The movable sheave 43 cannot move relative to the circumferential direction.

更に、ベルト式無段変速機９は、環状のピストン部材９０を含む。ピストン部材９０は、図３からわかるように、セカンダリシャフトＳＳの径方向に延びる第一径方向基部９０Ａと、第一径方向基部９０ＡからセカンダリシャフトＳＳの軸線と概ね平行に延びる筒状部９０Ｂと、筒状部９０Ｂから可動シーブ４３の背面に向かって屈曲しつつセカンダリシャフトＳＳの径方向に延びる第二径方向部９０Ｃとを有している。この第二径方向部９０Ｃの外縁部には、可動シーブ４３の外側筒状部４３Ｃの内周面と摺接するようにシール部材９２が配置されている。そして、ピストン部材９０にはさらに、その第一径方向基部９０Ａから筒状部９０Ｂに亘り前述の油路ＳＳＥと後述する遠心油圧キャンセル室に連通する油路９０Ｄが形成されている。 Further, the belt type continuously variable transmission 9 includes an annular piston member 90. As can be seen from FIG. 3, the piston member 90 includes a first radial base portion 90A extending in the radial direction of the secondary shaft SS, and a cylindrical portion 90B extending substantially parallel to the axis of the secondary shaft SS from the first radial base portion 90A. The second radial portion 90 C extends in the radial direction of the secondary shaft SS while being bent from the tubular portion 90 B toward the back surface of the movable sheave 43. A seal member 92 is disposed on the outer edge portion of the second radial direction portion 90 C so as to be in sliding contact with the inner peripheral surface of the outer cylindrical portion 43 C of the movable sheave 43. Further, the piston member 90 is further formed with an oil passage 90D communicating from the first radial base portion 90A to the tubular portion 90B to the oil passage SSE described above and a centrifugal oil pressure canceling chamber described later.

そして、このピストン部材９０は、ピストン部材９０の第一径方向基部９０Ａに形成されている中心孔に対し、セカンダリシャフトＳＳの先端の小径部が圧入され、ロックナット９５を用いてセカンダリシャフトＳＳの段部との間に軸受３３と共に固定されている。 The piston member 90 has a small-diameter portion at the tip of the secondary shaft SS press-fitted into the center hole formed in the first radial base portion 90 A of the piston member 90, and the lock shaft 95 is used to It is being fixed with the bearing 33 between the step parts.

また、１００は略椀形をした隔壁部材であり、その大径側の外縁部１００Ａが可動シーブ４３の外側筒状部４３Ｃの自由端近傍の内周面に形成された段部に当接された状態でスナップリング１０２により可動シーブ４３に固定されている。なお、この外縁部１００Ａには可動シーブ４３の外側筒状部４３Ｃの内周面に当接するシール部材９４が配置されている。一方、隔壁部材１００の小径側の内縁部１００Ｂにはピストン部材９０の筒状部９０Ｂの外周面と摺接するようにシール部材９６が配置されている。 Further, 100 is a substantially bowl-shaped partition wall member, and the outer edge portion 100A on the large diameter side is brought into contact with a step portion formed on the inner peripheral surface near the free end of the outer cylindrical portion 43C of the movable sheave 43. In this state, it is fixed to the movable sheave 43 by the snap ring 102. A seal member 94 that contacts the inner peripheral surface of the outer cylindrical portion 43C of the movable sheave 43 is disposed on the outer edge portion 100A. On the other hand, a seal member 96 is disposed at the inner edge portion 100B on the small diameter side of the partition wall member 100 so as to be in sliding contact with the outer peripheral surface of the cylindrical portion 90B of the piston member 90.

かくて、可動シーブ４３の内側筒状部４３Ａ、半径方向部４３Ｂ、外側筒状部４３Ｃおよびピストン部材９０によって、上述の油圧アクチュエータ４５を構成する制御油圧室４５Ａが画成されている。一方、ピストン部材９０の第一径方向基部９０Ａ、筒状部９０Ｂ、第二径方向部９０Ｃ、可動シーブ４３の外側筒状部４３Ｃおよび隔壁部材１００によって、上述の油圧アクチュエータ４５を構成する遠心油圧キャンセル室４５Ｂが画成されている。この制御油圧室４５Ａには、セカンダリシャフトＳＳの軸方向に形成された油路ＳＳＡ、同じく半径方向に形成された油路ＳＳＣおよびＳＳＤを介して油圧制御装置の油圧回路から制御された油圧の作動油が供給される。一方、遠心油圧キャンセル室４５Ｂには、セカンダリシャフトＳＳの軸方向に形成された油路ＳＳＢ、同じく半径方向に形成された油路ＳＳＥおよびピストン部材９０に形成された油路９０Ｄを介して潤滑用に供される作動油が供給される。 Thus, a control hydraulic chamber 45A constituting the hydraulic actuator 45 described above is defined by the inner cylindrical portion 43A, the radial direction portion 43B, the outer cylindrical portion 43C and the piston member 90 of the movable sheave 43. On the other hand, the first hydraulic base portion 90A, the cylindrical portion 90B, the second radial portion 90C of the piston member 90, the outer cylindrical portion 43C of the movable sheave 43, and the partition member 100 constitute the centrifugal hydraulic pressure that constitutes the hydraulic actuator 45 described above. A cancel room 45B is defined. In this control hydraulic chamber 45A, the hydraulic pressure controlled by the hydraulic circuit of the hydraulic control device via the oil passage SSA formed in the axial direction of the secondary shaft SS and the oil passages SSC and SSD formed in the radial direction is also provided. Oil is supplied. On the other hand, the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber 45B is lubricated via an oil passage SSB formed in the axial direction of the secondary shaft SS, an oil passage SSE formed in the radial direction, and an oil passage 90D formed in the piston member 90. Is supplied with hydraulic oil.

また、本発明の一形態に係る実施形態においては、遠心油圧キャンセル室４５Ｂの一部を画成している外側筒状部４３Ｃに、セカンダリプーリ３６が所定回転数以下のときに遠心油圧キャンセル室４５Ｂを減圧し、所定回転数より大きいときに減圧を中止する本発明に係る弁装置としての２段階作動のチェック弁２００が設けられている。 Further, in the embodiment according to one aspect of the present invention, the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber is provided in the outer cylindrical portion 43C that defines a part of the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber 45B when the secondary pulley 36 has a predetermined number of rotations or less. A two-stage check valve 200 is provided as a valve device according to the present invention that depressurizes 45B and stops the depressurization when the pressure is greater than a predetermined number of revolutions.

このチェック弁２００は、図４に詳細に示すように、外側筒状部４３Ｃに形成された座繰り穴２０２に装着されるフランジを有する有底円筒状の弁本体２１０と、該弁本体２１０内に装置されたチェックボール２２０、チェックプレート２３０、低圧設定ばね２４０および高圧設定ばね２５０を主な構成部品として２段階作動が可能に構成されている。そして、外側筒状部４３Ｃには座繰り穴２０２の中心部にドレーン孔２０４が形成されると共に、その上端にチェックボール２２０の弁座２０６が形成されている。さらに、該弁座２０６には、チェックボール２２０の着座時において、遠心油圧キャンセル室４５Ｂから弁本体２１０内への作動油の流出を許容する連通溝２０８が斜め放射状に形成されている。 As shown in detail in FIG. 4, the check valve 200 includes a bottomed cylindrical valve body 210 having a flange attached to a counterbore hole 202 formed in the outer cylindrical portion 43 C, and the inside of the valve body 210. The check ball 220, the check plate 230, the low-pressure setting spring 240, and the high-pressure setting spring 250, which are installed in the above, are configured to be capable of two-stage operation. A drain hole 204 is formed at the center of the counterbore 202 in the outer cylindrical portion 43C, and a valve seat 206 for the check ball 220 is formed at the upper end thereof. Furthermore, the valve seat 206 is formed with communication grooves 208 that allow the hydraulic oil to flow out from the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber 45B into the valve body 210 when the check ball 220 is seated.

一方、上述のチェックプレート２３０には、その中心に貫通孔２３２とこれに連なる円錐座面２３４が形成されている。そして、さらにチェックプレート２３０の下縁部は面取りされて、弁本体２１０に形成された円錐座面２１２に対して当接可能とされており、この当接状態において、弁座２０６に着座状態にあるチェックボール２２０とチェックプレート２３０の円錐座面２３４との間に流路が形成される位置関係とされている。なお、弁本体２１０の筒側部には作動油排出孔２１４が形成されている。 On the other hand, the check plate 230 has a through hole 232 and a conical seat surface 234 connected to the through hole 232 at the center. Further, the lower edge portion of the check plate 230 is chamfered so as to be able to come into contact with a conical seat surface 212 formed in the valve body 210. In this contact state, the valve seat 206 is seated. The positional relationship is such that a flow path is formed between a certain check ball 220 and the conical seat surface 234 of the check plate 230. A hydraulic oil discharge hole 214 is formed in the cylinder side portion of the valve body 210.

しかして、上述の低圧設定ばね２４０は弁本体２１０の底部に形成されたばね受け２１６に一端が支持されつつ、チェックプレート２３０の貫通孔２３２を通って、チェックボール２２０を弁座２０６に向けて付勢している。また、上述の高圧設定ばね２５０は弁本体２１０の底部とチェックプレート２３０との間に介在され、チェックプレート２３０を弁本体２１０に形成された円錐座面２１２に対して付勢している。 The low-pressure setting spring 240 is supported at one end by a spring receiver 216 formed at the bottom of the valve body 210, and the check ball 220 is attached to the valve seat 206 through the through hole 232 of the check plate 230. It is fast. The high-pressure setting spring 250 is interposed between the bottom of the valve body 210 and the check plate 230 and biases the check plate 230 against the conical seat surface 212 formed on the valve body 210.

ここで、上記チェックボール２２０の質量と低圧設定ばね２４０のばね定数との関係は、遠心油圧のキャンセルが必要となるセカンダリプーリ３６の所定の回転速度において、チェックボール２２０がチェックプレート２３０の円錐座面２３４に密着して着座するように設定されている。すなわち、遠心油圧のキャンセルが必要とされない低速回転では、チェックボール２２０とチェックプレート２３０の円錐座面２３４との間に隙間が生じ、ドレーン孔２０４から隙間および貫通孔２３２を通過した作動油が作動油排出孔２１４から排出され、遠心油圧キャンセル室４５Ｂの圧力上昇が防止ないしは減圧される。 Here, the relationship between the mass of the check ball 220 and the spring constant of the low pressure setting spring 240 is that the check ball 220 is a conical seat of the check plate 230 at a predetermined rotational speed of the secondary pulley 36 that requires cancellation of the centrifugal hydraulic pressure. It is set to be seated in close contact with the surface 234. That is, in low-speed rotation that does not require the cancellation of centrifugal hydraulic pressure, a gap is generated between the check ball 220 and the conical seat surface 234 of the check plate 230, and the hydraulic oil that has passed through the gap and the through hole 232 from the drain hole 204 operates. The oil is discharged from the oil discharge hole 214 to prevent or reduce the pressure increase in the centrifugal oil pressure cancellation chamber 45B.

また、遠心油圧のキャンセルが必要となるセカンダリプーリ３６の高速回転では、チェックボール２２０に遠心力が作用し、チェックボール２２０が低圧設定ばね２４０の付勢力に打勝ってチェックプレート２３０側に移動し、円錐座面２３４に密着して着座する。かくて、貫通孔２３２が閉鎖され、遠心油圧キャンセル室４５Ｂの減圧が中止される。この結果、遠心油圧キャンセル室４５Ｂの圧力が上昇され、遠心油圧キャンセルの作用が奏される。 Further, in the high speed rotation of the secondary pulley 36 that requires cancellation of the centrifugal hydraulic pressure, centrifugal force acts on the check ball 220, and the check ball 220 overcomes the urging force of the low pressure setting spring 240 and moves to the check plate 230 side. Then, it is seated in close contact with the conical seat surface 234. Thus, the through hole 232 is closed and the decompression of the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber 45B is stopped. As a result, the pressure in the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber 45B is increased, and the centrifugal hydraulic pressure canceling action is exhibited.

一方、高圧設定ばね２５０のばね定数は、セカンダリプーリ３６の最大回転数において発生する遠心油圧キャンセル室４５Ｂ内の遠心油圧よりも高い圧力がチェックプレート２３０に作用したときに、チェックプレート２３０の移動が行なわれるように設定されている。すなわち、急変速（急減速）時における制御油圧室４５Ａの圧力上昇に伴い遠心油圧キャンセル室４５Ｂの圧力が上昇したときに、この高い圧力が高圧設定ばね２５０の付勢力に打勝ってチェックプレート２３０を移動させることによって、チェックプレート２３０の面取り下縁部と円錐座面２１２との間に隙間を生じさせ、遠心油圧キャンセル室４５Ｂ内の作動油を速やかに排出させる。この結果、変速が速やかに行なわれるのである。 On the other hand, the spring constant of the high pressure setting spring 250 is such that the check plate 230 is moved when a pressure higher than the centrifugal hydraulic pressure in the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber 45B generated at the maximum rotation speed of the secondary pulley 36 is applied to the check plate 230. It is set to be done. That is, when the pressure in the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber 45B increases as the pressure in the control hydraulic pressure chamber 45A increases during a sudden shift (rapid deceleration), this high pressure overcomes the urging force of the high pressure setting spring 250 and the check plate 230 Is moved to create a gap between the chamfered lower edge of the check plate 230 and the conical seat surface 212, and the hydraulic oil in the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber 45B is quickly discharged. As a result, the speed change is performed promptly.

（本発明の他の形態に係る実施形態）
次に、本発明の他の形態に係る実施形態を、図５を参照しつつ説明する。この実施形態においては、前実施の形態が遠心油圧キャンセル室４５Ｂの一部を画成している外側筒状部４３Ｃに、セカンダリプーリ３６が所定回転数以下のときに遠心油圧キャンセル室４５Ｂを減圧し、所定回転数より大きいときに減圧を中止する２段階作動のチェック弁２００を設けるようにしたのに対し、上記遠心油圧キャンセル室４５Ｂに所定の油圧を供給し、この供給される所定の油圧分、制御油圧室４５Ａに供給される制御油圧を増圧して制御する手段を設けている点が異なっている。従って、セカンダリプーリ３６の構成は、遠心油圧キャンセル室４５Ｂの一部を画成している外側筒状部４３Ｃにチェック弁２００が設けられていないことを除き、他の構成は前実施の形態と同じであるから、同一構成部位には図３にて用いたのと同一符号を用いることにし、重複説明を避けることにする。 (Embodiment according to another embodiment of the present invention)
Next, an embodiment according to another embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In this embodiment, the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber 45B is depressurized when the secondary pulley 36 is equal to or lower than the predetermined rotational speed in the outer cylindrical portion 43C that defines a part of the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber 45B in the previous embodiment. In contrast to the provision of the two-stage check valve 200 for stopping the pressure reduction when the rotational speed is greater than the predetermined rotational speed, a predetermined hydraulic pressure is supplied to the centrifugal hydraulic pressure cancel chamber 45B, and the supplied predetermined hydraulic pressure is supplied. The difference is that means for increasing and controlling the control oil pressure supplied to the control oil pressure chamber 45A is provided. Therefore, the configuration of the secondary pulley 36 is the same as that of the previous embodiment except that the check valve 200 is not provided in the outer cylindrical portion 43C that defines a part of the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber 45B. Since they are the same, the same reference numerals as those used in FIG. 3 are used for the same components, and redundant explanation is avoided.

そこで、本発明の他の形態に係る実施形態における油圧回路３００について、図６を参照しつつ説明する。図において、２１は前述のオイルポンプであり、本実施の形態においては、オイルタンクないしはオイルパンから吸引されオイルポンプ２１から吐出された作動油は油路３０２に供給される。油路３０２はＣＶＴ９の変速比およびベルトの押圧力を制御するレシオコントロールバルブＲＣＶおよびベルト押圧力制御バルブＢＰＣＶに接続されている。油路３０２はさらに、前後進切替え機構８のフォワードクラッチＣＬおよびリバースブレーキＢＲの締結圧を制御するクラッチ圧力制御バルブＣＰＣＶに接続されている。 Therefore, a hydraulic circuit 300 according to another embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the figure, reference numeral 21 denotes the above-described oil pump. In the present embodiment, hydraulic oil sucked from an oil tank or an oil pan and discharged from the oil pump 21 is supplied to an oil passage 302. The oil passage 302 is connected to a ratio control valve RCV for controlling the transmission ratio of the CVT 9 and the belt pressing force and a belt pressing force control valve BPCV. The oil passage 302 is further connected to a clutch pressure control valve CPCV that controls the engagement pressure of the forward clutch CL and the reverse brake BR of the forward / reverse switching mechanism 8.

ＰＲＶは、油路３０２から分岐された油路３０４に設けられたプライマリレギュレータバルブ、ＳＲＶはプライマリレギュレータバルブＰＲＶのドレーン系の油路３０６に直列に配置されたセカンダリレギュレータバルブである。油路３０６からは油路３０８が分岐され、該油路３０８はトルクコンバータ７のロックアップクラッチの係合圧を制御するロックアップ制御バルブＬＵＣＶに接続されている。セカンダリレギュレータバルブＳＲＶは第１および第２のドレーン系を備えており、第１ドレーン系は潤滑油路３１０に、第２ドレーン系はオイルポンプ２１への戻り油路３１２にそれぞれ連通されている。また、上述のトルクコンバータ系に接続されている油路３０８からは油路３１４が分岐され、この油路３１４は流量を調節するオリフィスを備えると共に、潤滑油路３１０に合流されている。 PRV is a primary regulator valve provided in an oil passage 304 branched from the oil passage 302, and SRV is a secondary regulator valve arranged in series with a drain system oil passage 306 of the primary regulator valve PRV. An oil passage 308 is branched from the oil passage 306, and the oil passage 308 is connected to a lockup control valve LUCV that controls the engagement pressure of the lockup clutch of the torque converter 7. The secondary regulator valve SRV includes first and second drain systems. The first drain system communicates with the lubricating oil passage 310, and the second drain system communicates with the return oil passage 312 to the oil pump 21. An oil passage 314 is branched from an oil passage 308 connected to the above-described torque converter system, and the oil passage 314 is provided with an orifice for adjusting the flow rate and joined to the lubricating oil passage 310.

この合流部の下流の潤滑油路３１０からは各種潤滑部位に作動油を供給するための潤滑油路３１６が分岐されている。そして、この潤滑油路３１６からは、例えば、上述した潤滑部位である種々の軸受３１、３２、３３，３４等や、前後進切替え機構８および最終減速機１０等へ、潤滑のための作動油を供給する潤滑油路３１６Ａ、３１６Ｂ、３１６Ｃ等が分岐されている。そして、これらの潤滑油路３１６Ａ、３１６Ｂ、３１６Ｃには、それぞれ、所要の作動油量に制御するための孔径に設定された流量調節オリフィスが設けられている。さらに、この分岐部の下流の潤滑油路３１０からは戻り油路３１２に連なる連通油路３１８が分岐され、該連通油路３１８には、所定の圧力で開かれるチェック弁３２０が設けられている。 A lubricating oil passage 316 for supplying hydraulic oil to various lubricating parts is branched from the lubricating oil passage 310 downstream of the joining portion. From this lubricating oil path 316, for example, various kinds of bearings 31, 32, 33, 34, etc., which are the lubricating parts described above, and the forward / reverse switching mechanism 8 and the final speed reducer 10, etc., are hydraulic oil for lubrication. The lubricating oil passages 316A, 316B, 316C and the like for supplying the water are branched. Each of these lubricating oil passages 316A, 316B, 316C is provided with a flow rate adjusting orifice set to a hole diameter for controlling to a required amount of hydraulic oil. Further, a communication oil passage 318 that communicates with the return oil passage 312 is branched from the lubricating oil passage 310 downstream of the branch portion, and a check valve 320 that is opened at a predetermined pressure is provided in the communication oil passage 318. .

一方、潤滑油路３１０は、上述の遠心油圧キャンセル室４５Ｂに連通され、この遠心油圧キャンセル室４５Ｂに上述の所定の圧力で開かれるチェック弁３２０によって制御された一定の供給油圧Ｐｃを油路ＳＳＢ、油路ＳＳＥおよびピストン部材９０に形成された油路９０Ｄを介して供給するようにされている。 On the other hand, the lubricating oil passage 310 communicates with the above-described centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber 45B, and a constant supply hydraulic pressure Pc controlled by the check valve 320 opened at the above-described predetermined pressure is supplied to the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber 45B through the oil passage SSB. The oil passage SSE and the oil passage 90D formed in the piston member 90 are supplied.

一方、油路３０２に供給された作動油は、油路３０２から分岐された油路３０４に設けられ、変速比や入力トルク等に応じて制御されるプライマリレギュレータバルブＰＲＶにより、所定のライン圧ＰＬに調圧される。プライマリレギュレータバルブＰＲＶから油路３０６にドレーンされた作動油は、次に、同じく変速比や入力トルク等に応じて制御されるセカンダリレギュレータバルブＳＲＶによって、所定のセカンダリ圧に調圧される。 On the other hand, the hydraulic oil supplied to the oil passage 302 is provided in an oil passage 304 branched from the oil passage 302, and is controlled by a primary regulator valve PRV controlled according to a gear ratio, input torque, and the like, to a predetermined line pressure PL. Pressure is adjusted. The hydraulic oil drained from the primary regulator valve PRV to the oil passage 306 is then regulated to a predetermined secondary pressure by the secondary regulator valve SRV that is similarly controlled according to the gear ratio, input torque, and the like.

ライン圧ＰＬを有する作動油は、レシオコントロールバルブＲＣＶにより制御油圧Ｐｄｒとされ、プライマリ側の油圧アクチュエータ４１に供給される。なお、このレシオコントロールバルブＲＣＶは、デューティ制御されたソレノイドバルブＤＳ１およびＤＳ２により、ライン圧ＰＬを制御油圧Ｐｄｒに減圧制御する。このソレノイドバルブＤＳ１は、車輪速およびアクセル開度に応じて、ライン圧ＰＬのプライマリ側の油圧アクチュエータ４１への流入流量を制御し、ソレノイドバルブＤＳ２は、同じく、車輪速およびアクセル開度に応じて、ライン圧ＰＬのセカンダリ側の油圧アクチュエータ４５への流出流量を制御するものである。 The hydraulic oil having the line pressure PL is set to the control hydraulic pressure Pdr by the ratio control valve RCV and is supplied to the primary hydraulic actuator 41. This ratio control valve RCV controls the line pressure PL to the control oil pressure Pdr by the duty controlled solenoid valves DS1 and DS2. This solenoid valve DS1 controls the inflow flow rate of the line pressure PL to the primary hydraulic actuator 41 according to the wheel speed and the accelerator opening, and the solenoid valve DS2 similarly corresponds to the wheel speed and the accelerator opening. The flow rate of the line pressure PL to the hydraulic actuator 45 on the secondary side is controlled.

また、ライン圧ＰＬを有する作動油は、ベルト押圧力制御バルブＢＰＣＶにより制御されて制御油圧Ｐｄｎとされ、セカンダリ側の油圧アクチュエータ４５に供給される。なお、このベルト押圧力制御バルブＢＰＣＶは、入力軸トルクに応じてソレノイドバルブＳＬＳにより制御され、ライン圧ＰＬを制御油圧Ｐｄｎに減圧制御する。 Further, the hydraulic oil having the line pressure PL is controlled by the belt pressing force control valve BPCV to be the control hydraulic pressure Pdn, and is supplied to the secondary hydraulic actuator 45. The belt pressure control valve BPCV is controlled by the solenoid valve SLS in accordance with the input shaft torque, and controls the line pressure PL to the control oil pressure Pdn.

さらに、ライン圧ＰＬを有する作動油は、クラッチ圧力制御バルブＣＰＣＶにより制御されて、フォワードクラッチＣＬまたはリバースブレーキＢＲに供給される。なお、このクラッチ圧力制御バルブＣＰＣＶは、入力軸トルクに応じてソレノイドＳＬＣにより制御され、フォワードクラッチＣＬまたはリバースブレーキＢＲの締結圧を制御する。 Further, the hydraulic oil having the line pressure PL is controlled by the clutch pressure control valve CPCV and supplied to the forward clutch CL or the reverse brake BR. The clutch pressure control valve CPCV is controlled by the solenoid SLC according to the input shaft torque, and controls the engagement pressure of the forward clutch CL or the reverse brake BR.

一方、セカンダリレギュレータバルブＳＲＶによりセカンダリ圧に制御された作動油は、油路３０８を介してロックアップ制御バルブＬＵＣＶに送られ、それにより制御されてトルクコンバータ７に供給される。ロックアップ制御バルブＬＵＣＶは、ロックアップソレノイドバルブＳＬによってロックアップクラッチのＯＮ・ＯＦＦ制御、ロックアップ係合用ソレノイドバルブＤＳＵによってロックアップ係合油圧の漸増ないしは漸減を制御する。 On the other hand, the hydraulic oil controlled to the secondary pressure by the secondary regulator valve SRV is sent to the lockup control valve LUCV via the oil passage 308, and is thereby controlled and supplied to the torque converter 7. The lockup control valve LUCV controls ON / OFF control of the lockup clutch by the lockup solenoid valve SL, and gradually increases or decreases the lockup engagement hydraulic pressure by the lockup engagement solenoid valve DSU.

なお、４００は車両全体を制御するコントローラであり、演算処理装置（ＣＰＵまたはＭＰＵ）および記憶装置（ＲＡＭおよびＲＯＭ）ならびに入出力インターフェースを主体とするマイクロコンピュータにより構成されている。 Reference numeral 400 denotes a controller that controls the entire vehicle, and includes an arithmetic processing unit (CPU or MPU), a storage unit (RAM and ROM), and a microcomputer mainly including an input / output interface.

このコントローラ４００に対しては、エンジン２の運転状態を表す種々のパラメータ、例えば、エンジン回転速度、アクセル開度、スロットル開度センサの信号や、トランスアクスル３の状態を表す種々のパラメータ、例えば、トルクコンバータ７のトルク比やプライマリシャフトＳＰの回転速度ＮｉｎおよびセカンダリシャフトＳＳの回転速度Ｎｏｕｔ等、さらには車速Ｖ等の情報が各種センサや演算結果の信号として入力され、予め実験等により求められているマップ等に基づいて、所要の変速比γ（＝Ｎｉｎ／Ｎｏｕｔ）やベルト押圧力を得るべく、上述のソレノイドバルブＤＳ１、ＤＳ２およびＳＬＳが制御され、上述の制御油圧Ｐｄｒおよび制御油圧Ｐｄｎが形成される。 For this controller 400, various parameters indicating the operating state of the engine 2, for example, engine speed, accelerator opening, throttle opening sensor signal, various parameters indicating the state of the transaxle 3, for example, Information such as the torque ratio of the torque converter 7, the rotational speed Nin of the primary shaft SP and the rotational speed Nout of the secondary shaft SS, and the vehicle speed V are input as various sensors and signals of calculation results, and are obtained in advance through experiments or the like. In order to obtain a required gear ratio γ (= Nin / Nout) and belt pressing force, the above-described solenoid valves DS1, DS2, and SLS are controlled to form the above-described control hydraulic pressure Pdr and control hydraulic pressure Pdn. Is done.

さらに、コントローラ４００には、各種の信号に基づいてエンジン２およびロックアップクラッチならびにベルト式無段変速装置９の変速制御を行うためのデータも記憶されている。例えば、アクセル開度および車速などのような走行状態に基づいて、ベルト式無段変速装置９の変速比を制御することにより、エンジン２の最適な運転状態を選択するためのデータや、アクセル開度および車速をパラメータとするロックアップクラッチ制御マップがコントローラ４００に記憶されており、このロックアップクラッチ制御マップに基づいてロックアップクラッチが係合・解放・スリップの各状態に制御される。そして、コントローラ４００に入力される各種の信号や、コントローラ４００に記憶されているデータに基づいて、コントローラ４００から油圧制御装置に対して制御信号が出力される。 Further, the controller 400 also stores data for performing shift control of the engine 2, the lockup clutch, and the belt type continuously variable transmission 9 based on various signals. For example, by controlling the gear ratio of the belt-type continuously variable transmission 9 based on the traveling state such as the accelerator opening and the vehicle speed, data for selecting the optimum operating state of the engine 2 and the accelerator opening A lock-up clutch control map using the speed and the vehicle speed as parameters is stored in the controller 400, and the lock-up clutch is controlled to each of engagement / release / slip states based on the lock-up clutch control map. Then, based on various signals input to the controller 400 and data stored in the controller 400, a control signal is output from the controller 400 to the hydraulic control device.

なお、入力トルクは、マップによりスロットル開度とエンジン回転数とに基づきエンジントルクを求め、更にトルクコンバータ７の入出力回転数から速度比を計算し、該速度比によりマップにてトルク比を求め、エンジントルクに上記トルク比を乗じて求められる。 The input torque is obtained from the map based on the throttle opening and the engine speed, and the speed ratio is calculated from the input / output speed of the torque converter 7, and the torque ratio is obtained from the map based on the speed ratio. It is obtained by multiplying the engine torque by the torque ratio.

次いで、上記実施の形態の作用について説明する。エンジン２の回転に基づくオイルポンプ２１の回転により、油路３０２に所定の吐出油圧が発生し、該油圧はプライマリレギュレータバルブＰＲＶが制御されることにより、ライン圧ＰＬに調圧される。同時に、プライマリレギュレータバルブＰＲＶに直列に配置されたセカンダリレギュレータバルブＳＲＶにより、油路３０８を介してトルクコンバータ７に供給されるセカンダリ圧ＰＳが所定の圧力に調圧される。セカンダリレギュレータバルブＳＲＶは、オイルポンプ２１の吐出量が少ないエンジン２の回転時においては第１ドレーン系から潤滑油路３１０に作動油を逃がしつつセカンダリ圧ＰＳを調圧し、吐出量が多い高回転時においては、さらに第２ドレーン系からも油路３１２に作動油を逃がしつつ調圧する。 Next, the operation of the above embodiment will be described. A predetermined discharge hydraulic pressure is generated in the oil passage 302 by the rotation of the oil pump 21 based on the rotation of the engine 2, and the hydraulic pressure is adjusted to the line pressure PL by controlling the primary regulator valve PRV. At the same time, the secondary pressure PS supplied to the torque converter 7 through the oil passage 308 is regulated to a predetermined pressure by the secondary regulator valve SRV arranged in series with the primary regulator valve PRV. The secondary regulator valve SRV regulates the secondary pressure PS while releasing the working oil from the first drain system to the lubricating oil passage 310 during the rotation of the engine 2 where the discharge amount of the oil pump 21 is small, and at the time of high rotation where the discharge amount is large. Then, the pressure is adjusted while letting hydraulic oil escape from the second drain system to the oil passage 312 as well.

そこで、エンジン２の回転時、延いては入力シャフトＳＩの回転時においては、セカンダリレギュレータバルブＳＲＶの第１ドレーン系の作動油が供給される潤滑油路３１０に、潤滑油路３１６およびこれから分岐された潤滑油路３１６Ａ、３１６Ｂ、３１６Ｃを介して接続された、種々の軸受３１、３２、３３、３４等、前後進切替え機構８および最終減速機１０の潤滑部位にオリフィスにより所要の流量に制御された作動油が供給される。同時に、この分岐部の下流で分岐された連通油路３１８に設けられている所定の圧力で開かれるチェック弁３２０によって、一定の供給油圧Ｐｃに制御された作動油が油路ＳＳＢ、油路ＳＳＥおよびピストン部材９０に形成された油路９０Ｄを介して遠心油圧キャンセル室４５Ｂに供給される。 Therefore, when the engine 2 is rotated, and hence when the input shaft SI is rotated, the lubricating oil path 316 and the branch from the lubricating oil path 310 to which the first drain system hydraulic oil of the secondary regulator valve SRV is supplied. The various flow rates of the bearings 31, 32, 33, 34, etc. connected through the lubricating oil passages 316A, 316B, 316C, the forward / reverse switching mechanism 8 and the lubrication part of the final reduction gear 10 are controlled to the required flow rate by the orifice. Hydraulic fluid is supplied. At the same time, hydraulic oil controlled to a constant supply oil pressure Pc is supplied to the oil passage SSB and the oil passage SSE by a check valve 320 opened at a predetermined pressure provided in the communication oil passage 318 branched downstream of the branch portion. Then, the oil is supplied to the centrifugal oil pressure cancel chamber 45B through an oil passage 90D formed in the piston member 90.

そして、上述の制御油圧室４５Ａに供給される理論上必要な制御油圧Ｐｄｎに対して、この一定の供給油圧Ｐｃが加算された実行制御油圧ＰｄｎＡ（＝Ｐｄｎ＋Ｐｃ）でもって、セカンダリ側の油圧アクチュエータ４５が制御される。このようにすることによって、制御油圧室４５Ａに作用する実際の油圧は、ＰｄｎＡ−Ｐｃ＝Ｐｄｎとなり、遠心油圧キャンセル室４５Ｂに作用する供給油圧の影響を排除することができるのである。すなわち、遠心油圧のキャンセルを必要としないセカンダリプーリ３６の低回転時においても、供給油圧Ｐｃの影響を受けることなく全回転領域において、所期の遠心油圧のキャンセルを得ることができる。 The secondary side hydraulic actuator 45 has an execution control hydraulic pressure PdnA (= Pdn + Pc) obtained by adding this constant supply hydraulic pressure Pc to the theoretically required control hydraulic pressure Pdn supplied to the control hydraulic chamber 45A. Is controlled. By doing so, the actual oil pressure acting on the control oil pressure chamber 45A becomes PdnA−Pc = Pdn, and the influence of the supply oil pressure acting on the centrifugal oil pressure canceling chamber 45B can be eliminated. That is, even when the secondary pulley 36 does not require cancellation of the centrifugal hydraulic pressure, the desired centrifugal hydraulic pressure can be canceled in the entire rotation region without being affected by the supply hydraulic pressure Pc.

ここで、車両の急加速時や急制動時における急ダウンシフト時の制御について説明すると、この急ダウンシフトが要求される車両の走行状態、すなわち、比較的変速比が小さい走行状態ないしは運転条件における急加速要求時や急制動時の急ダウンシフト時においては、変速比γが大きくなるように、プライマリ側の可動シーブ３９を固定シーブ３８から離れて溝幅が広くなる方向に移動させ、セカンダリ側の可動シーブ４３を固定シーブ４２側に向けて溝幅が狭くなる方向に速やかに移動させることが必要である。 Here, the control at the time of sudden downshift at the time of sudden acceleration or sudden braking of the vehicle will be described. The traveling state of the vehicle that requires this sudden downshift, that is, the traveling state or the driving condition with a relatively small gear ratio. At the time of sudden acceleration request or sudden downshift during sudden braking, the movable sheave 39 on the primary side is moved away from the fixed sheave 38 in the direction of increasing the groove width so as to increase the gear ratio γ, and the secondary side It is necessary to quickly move the movable sheave 43 toward the fixed sheave 42 in the direction in which the groove width becomes narrower.

本実施の形態では、コントローラ４００がこの急ダウンシフト時を判断すると、制御油圧室４５Ａに上述の実行制御油圧ＰｄｎＡが油路ＳＳＣおよび油路ＳＳＤを介して供給され、同時に、遠心油圧キャンセル室４５Ｂの作動油はチェック弁３２０を介してドレーンされる。従って、可動シーブ４３の移動が速やかに行われ、急ダウンシフトの応答性が向上するのである。 In the present embodiment, when the controller 400 determines this sudden downshift, the above-described execution control oil pressure PdnA is supplied to the control oil pressure chamber 45A via the oil passage SSC and the oil passage SSD, and at the same time, the centrifugal oil pressure cancellation chamber 45B. The hydraulic oil is drained through the check valve 320. Accordingly, the movable sheave 43 is moved quickly, and the responsiveness of the sudden downshift is improved.

本発明に係るベルト式無段変速機の油圧制御装置を適用したトランスアクスルを示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the transaxle to which the hydraulic control apparatus of the belt-type continuously variable transmission which concerns on this invention is applied. 本発明に係るベルト式無段変速機の油圧制御装置のプライマリプーリの構成の一例を示す断面図である。It is sectional drawing which shows an example of a structure of the primary pulley of the hydraulic control apparatus of the belt-type continuously variable transmission which concerns on this invention. 本発明の一形態に係るベルト式無段変速機の油圧制御装置の実施形態になるセカンダリプーリの構成を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the structure of the secondary pulley used as embodiment of the hydraulic control apparatus of the belt-type continuously variable transmission which concerns on one form of this invention. 図３におけるチェック弁の拡大断面図である。It is an expanded sectional view of the check valve in FIG. 本発明の他の形態に係るベルト式無段変速機の油圧制御装置の実施形態になるセカンダリプーリの構成を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the structure of the secondary pulley used as embodiment of the hydraulic control apparatus of the belt-type continuously variable transmission which concerns on the other form of this invention. 本発明の他の形態に係るベルト式無段変速機の油圧制御装置の実施形態の油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram of an embodiment of a hydraulic control device of a belt type continuously variable transmission according to another embodiment of the present invention.

符号の説明Explanation of symbols

３０プライマリシャフト
３１セカンダリシャフト
３６プライマリプーリ
３７セカンダリプーリ
３８プライマリ側固定シーブ
３９プライマリ側可動シーブ
４２セカンダリ側固定シーブ
４３セカンダリ側可動シーブ
４５Ａ制御油圧室
４５Ｂ遠心油圧キャンセル室
２００２段階作動チェック弁
２４０低圧設定ばね
２５０高圧設定ばね
３００油圧回路
３１０潤滑油路
３２０チェック弁
４００コントローラ

30 Primary shaft 31 Secondary shaft 36 Primary pulley 37 Secondary pulley 38 Primary side fixed sheave 39 Primary side movable sheave 42 Secondary side fixed sheave 43 Secondary side movable sheave 45A Control hydraulic chamber 45B Centrifugal hydraulic cancel chamber 200 Two-stage operation check valve 240 Low pressure setting Spring 250 High-pressure setting spring 300 Hydraulic circuit 310 Lubricating oil path 320 Check valve 400 Controller

Claims

プーリの可動シーブにベルトに作用するベルト押圧力を発生させる制御油圧が供給される制御油圧室と所定の油圧が供給される遠心油圧キャンセル室とを備えるベルト式無段変速機の油圧制御装置において、
プーリの所定回転数以下のときには作動油の流出を許容して前記遠心油圧キャンセル室を減圧し、前記所定回転数より大きいときには作動油の流出を停止して減圧を中止する弁装置を、前記遠心油圧キャンセル室を画成する部材に設けたことを特徴とする車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。 In a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission, comprising a control hydraulic chamber to which a control hydraulic pressure for generating a belt pressing force acting on a belt is applied to a movable sheave of a pulley, and a centrifugal hydraulic pressure cancel chamber to which a predetermined hydraulic pressure is supplied ,
A valve device that allows the hydraulic oil to flow out when the pulley rotation speed is lower than the predetermined pressure and depressurizes the centrifugal oil pressure canceling chamber, and stops the pressure reduction when the pulley rotation speed is higher than the predetermined rotation speed. Is provided on a member defining the centrifugal hydraulic pressure canceling chamber . The hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission for a vehicle.

前記弁装置は、前記所定回転数より大きい回転数において前記遠心油圧キャンセル室の圧力が高く上昇したときに作動油を速やかに排出させる２段階作動であることを特徴とする請求項１に記載の車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。 2. The valve device according to claim 1, wherein the valve device is a two-stage operation that quickly discharges hydraulic oil when the pressure in the centrifugal hydraulic pressure cancellation chamber rises high at a rotational speed greater than the predetermined rotational speed . Hydraulic control device for a belt type continuously variable transmission for a vehicle.

プーリの可動シーブにベルトに作用するベルト押圧力を発生させる制御油圧が供給される制御油圧室と所定の油圧が供給される遠心油圧キャンセル室とを備えるベルト式無段変速機の油圧制御装置において、
前記遠心油圧キャンセル室に所定の油圧を供給しつつ、この供給される所定の油圧分、前記制御油圧室に供給される制御油圧を増圧して制御する手段を設けたことを特徴とする車両用ベルト式無段変速機の油圧制御装置。 In a hydraulic control device for a belt-type continuously variable transmission, comprising a control hydraulic chamber to which a control hydraulic pressure for generating a belt pressing force acting on a belt is applied to a movable sheave of a pulley, and a centrifugal hydraulic pressure cancel chamber to which a predetermined hydraulic pressure is supplied ,
The vehicle is provided with means for increasing and controlling the control hydraulic pressure supplied to the control hydraulic chamber while supplying a predetermined hydraulic pressure to the centrifugal hydraulic pressure canceling chamber. Hydraulic control device for belt type continuously variable transmission.