JP6494024B2

JP6494024B2 - Continuously variable transmission for vehicle

Info

Publication number: JP6494024B2
Application number: JP2015068381A
Authority: JP
Inventors: 貴裕川尻
Original assignee: Subaru Corp
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 2015-03-30
Filing date: 2015-03-30
Publication date: 2019-04-03
Anticipated expiration: 2035-03-30
Also published as: JP2016188661A

Description

本発明は、減速時アイドルストップ制御中において、駆動輪側から無段変速機の出力軸側に大きな逆駆動トルクが入力されても、無段変速機の伝達部材に滑りが生じないようにした車両の無段変速装置に関する。 The present invention prevents the transmission member of the continuously variable transmission from slipping even when a large reverse drive torque is input from the drive wheel side to the output shaft side of the continuously variable transmission during idle stop control during deceleration. The present invention relates to a continuously variable transmission for a vehicle.

従来、燃費向上のため、信号停止時等において所定のエンジン停止条件を満たした場合に、自動的にエンジンを停止し、又、所定のエンジン再始動条件を満たした場合に、自動的にエンジンを始動させるアイドルストップ機能を備える車両が知られている。又、最近では、より一層の燃費改善を図る目的で、停車前の減速走行時にアイドルストップさせるようにした減速時アイドルストップ制御技術も知られている。 Conventionally, in order to improve fuel economy, the engine is automatically stopped when a predetermined engine stop condition is satisfied when the signal is stopped, and the engine is automatically turned off when a predetermined engine restart condition is satisfied. A vehicle having an idle stop function for starting is known. Recently, for the purpose of further improving the fuel consumption, there is also known an idling stop control technology at the time of deceleration in which idling is stopped at the time of deceleration traveling before stopping.

このような減速時アイドルストップ機能を備える車両では、アイドルストップによるエンジン停止に伴い、エンジンによって駆動する機械式オイルポンプも停止するため、例えば、無段変速機（ＣＶＴ）では、プライマリプーリに供給するプライマリ圧とセカンダリプーリに供給するセカンダリ圧が共にリークして低下し、スチールベルトやチェーンベルト等の伝達部材に対する狭圧力が低下し、滑りが発生し易くなる。 In a vehicle having such a deceleration idle stop function, a mechanical oil pump driven by the engine is also stopped when the engine is stopped by the idle stop. For example, in a continuously variable transmission (CVT), the primary pulley is supplied. Both the primary pressure and the secondary pressure supplied to the secondary pulley are leaked and lowered, the narrow pressure on the transmission member such as a steel belt or a chain belt is lowered, and slipping easily occurs.

そのため、多くの場合、機械式オイルポンプに加え、電動モータによって駆動する電動式オイルポンプを併設し、エンジンが減速時アイドルストップにより停止した場合、電動オイルポンプを稼働させて、油圧不足を補うようにしている。 Therefore, in many cases, in addition to the mechanical oil pump, an electric oil pump driven by an electric motor is also provided, and when the engine stops due to idle stop during deceleration, the electric oil pump is operated to compensate for the lack of hydraulic pressure. I have to.

このように、電動オイルポンプはアイドルストップ時の油圧を確保するためのものであり、エンジン稼働中に必要とする油圧は機械式オイルポンプで賄うことができるので、電動オイルポンプの容量は必要最小限のものが採用されている。 In this way, the electric oil pump is for securing the oil pressure at the time of idling stop, and the oil pressure required during engine operation can be covered by the mechanical oil pump, so the capacity of the electric oil pump is the minimum necessary Limited ones are adopted.

しかし、例えば減速時アイドルストップ制御中において、駆動輪に一時的なショック入力があり、これにより駆動輪側からＣＶＴへ伝達される逆駆動トルクが増加し、それが、電動オイルポンプからの油圧によって賄われているＣＶＴの伝達トルクを超えている場合、伝達部材に滑りが発生してしまう。 However, for example, during idle stop control during deceleration, there is a temporary shock input on the drive wheels, which increases the reverse drive torque transmitted from the drive wheels to the CVT, which is caused by the hydraulic pressure from the electric oil pump. When the transmission torque of the CVT being covered is exceeded, the transmission member slips.

この対策として、例えば、特許文献１（特開２０１４−１２２６６２号公報）には、ＣＶＴの出力軸に副変速機を設け、減速時アイドルストップにおいて駆動輪側からトルクが入力された場合、副変速機の摩擦締結要素をスリップさせることで、ＣＶＴに設けた伝達ベルトの滑り（ベルト滑り）を防止する技術が開示されている。 As a countermeasure, for example, in Patent Document 1 (Japanese Patent Application Laid-Open No. 2014-122626), a sub-transmission is provided on the output shaft of the CVT, and when torque is input from the drive wheel side during idle stop during deceleration, A technique for preventing slippage (belt slippage) of a transmission belt provided in a CVT by slipping a frictional engagement element of the machine is disclosed.

特開２０１４−１２２６６２号公報JP 2014-122661 A

しかし、上述した文献に開示されている技術のように、変速機にＣＶＴと副変速機とが設けられている場合、副変速機の摩擦締結要素を、いわゆるトルクヒューズとして機能させることができるが、副変速機の備えられていない変速装置では対応することができない不具合がある。 However, when the transmission is provided with the CVT and the auxiliary transmission, as in the technique disclosed in the above-described document, the frictional engagement element of the auxiliary transmission can function as a so-called torque fuse. There is a problem that cannot be dealt with by a transmission without an auxiliary transmission.

又、電動オイルポンプの容量を大きくしてベルト滑りを防止することも考えられるが、電動オイルポンプ、及びインバータ等の周辺機器全体が大型化してしまうばかりでなく、製品コストが高くなる不都合がある。 Although it is conceivable to increase the capacity of the electric oil pump to prevent belt slippage, not only the entire peripheral equipment such as the electric oil pump and inverter is increased in size, but also has the disadvantage of increasing the product cost. .

本発明は、上記事情に鑑み、電動オイルポンプの容量を大型化することなく、簡単な構造で、減速時アイドルストップ制御において、駆動輪側から大きな逆駆動トルクが入力されても無段変速機に設けた伝達部材の滑りを未然に防止することのできる車両の無段変速装置を提供することを目的とする。 In view of the above circumstances, the present invention is a continuously variable transmission with a simple structure without increasing the capacity of an electric oil pump, even when a large reverse drive torque is input from the drive wheel side in idle stop control during deceleration. It is an object of the present invention to provide a continuously variable transmission for a vehicle that can prevent slippage of a transmission member provided in the vehicle.

本発明は、駆動源から動力を変速して伝達する無段変速機と、前記無段変速機の出力軸と駆動輪との間に介装したトルクヒューズ機構と、前記無段変速機の伝達部材を挟持する油圧の元圧を発生させる、少なくとも前記無段変速機の入力軸側に設けた第１挟圧手段と前記無段変速機の出力軸側に設けた第２狭圧手段とに油圧を供給する電動オイルポンプと、車速が設定車速以下のときにアイドルストップ条件を判定し、アイドルストップ条件成立と判定した場合、前記電動オイルポンプを駆動させて、発生した油圧を前記第１狭圧手段と前記第２狭圧手段とに供給するアイドルストップ制御手段とを有する車両の無段変速装置において、前記トルクヒューズ機構は前記無段変速機から前記駆動輪へ動力を伝達するワンウェイクラッチと、前記無段変速機と前記駆動輪との間の動力を伝達する第１摩擦クラッチとを有し、前記第１摩擦クラッチを締結する油圧には、前記無段変速機の前記出力軸側に設けた前記第２狭圧手段に供給する油圧を元圧として使用し、前記第１摩擦クラッチの油圧室に設けた油圧作動面の受圧面積を、前記第１摩擦クラッチの伝達トルクが前記第２狭圧手段の伝達トルクよりも低くなるように設定した。 The present invention includes a continuously variable transmission that transmits power by shifting power from a drive source, a torque fuse mechanism interposed between an output shaft of the continuously variable transmission and a drive wheel, and transmission of the continuously variable transmission. At least a first clamping means provided on the input shaft side of the continuously variable transmission and a second narrow pressure means provided on the output shaft side of the continuously variable transmission for generating a hydraulic source pressure for clamping the member. an electric oil pump for supplying hydraulic pressure, vehicle speed is determined set speed following idle stop condition when, when it is determined that the established idle stop condition, the electric oil pump is driven, generated the first narrow-hydraulic in continuously variable transmission for a vehicle having an idle stop control means for supplying said the pressure means second Sema圧means, the torque fuse mechanism is a one-way clutch for transmitting power to the drive wheels from the continuously variable transmission The above And a first friction clutch for transmitting power between said drive wheel and stage transmission, wherein the oil pressure engaging the first friction clutch, provided on the output shaft side of the continuously variable transmission wherein is used as the source pressure the hydraulic pressure supplied to the second Sema圧means, the pressure receiving area of the hydraulic surface provided in the hydraulic chamber of the first friction clutch, the transmission torque of the first friction clutch and the second Sema圧It was set to be lower than the transmission torque of the means.

本発明によれば、無段変速機の出力軸と駆動輪との間に介装したトルクヒューズ機構が、無段変速機と駆動輪との間にの動力を伝達する第１摩擦クラッチとを有し、この第１摩擦クラッチを締結する油圧が無段変速機の出力軸側に設けた狭圧手段に供給する油圧を元圧とし、この第１摩擦クラッチの伝達トルクを、狭圧手段の伝達トルクよりも低く設定したので、駆動輪側から無段変速機の伝達トルクを超える逆駆動トルクが入力された場合、第１摩擦クラッチがスリップするため、伝達部材の滑りを未然に防止することができる。その結果、電動オイルポンプの容量を大型化する必要がなく、装置全体の小型化が実現できると共に、構造の簡素化を実現することができる。 According to the present invention, the torque fuse mechanism interposed between the output shaft of the continuously variable transmission and the drive wheel includes the first friction clutch for transmitting power between the continuously variable transmission and the drive wheel. The hydraulic pressure for fastening the first friction clutch is the original pressure that is supplied to the narrow pressure means provided on the output shaft side of the continuously variable transmission, and the transmission torque of the first friction clutch is set to the narrow pressure means. Since the torque is set lower than the transmission torque, the first friction clutch slips when the reverse driving torque exceeding the transmission torque of the continuously variable transmission is input from the driving wheel side, so that the transmission member is prevented from slipping. Can do. As a result, it is not necessary to increase the capacity of the electric oil pump, the entire apparatus can be reduced in size, and the structure can be simplified.

第１実施形態によるパワーユニットの全体構成図Overall configuration diagram of a power unit according to the first embodiment 同、油圧制御回路の構成図Same configuration diagram of hydraulic control circuit 同、（ａ）は減速時アイドルストップ制御中における速度変化を示すタイミングチャート、（ｂ）は機械式オイルポンプからの油圧と電動式オイルポンプ空の油圧の変化を示すタイミングチャート(A) is a timing chart showing speed change during idle stop control during deceleration, (b) is a timing chart showing changes in hydraulic pressure from the mechanical oil pump and hydraulic pressure in the electric oil pump. 第２実施形態によるパワーユニットの全体構成図Overall configuration diagram of a power unit according to the second embodiment 同、油圧制御回路の構成図Same configuration diagram of hydraulic control circuit

以下、図面に基づいて本発明の一実施形態を説明する。 Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.

［第１実施形態］
図１〜図３に本発明の第１実施形態を示す。図１に示すように、車両に搭載されているパワーユニット１は、駆動源としてのエンジン２と無段変速装置３とを有し、無段変速装置３に設けたトルクコンバータ４が、エンジン２の出力軸２ａに連設されている。更に、このトルクコンバータ４が前後進切換装置５を介して無段変速機（ＣＶＴ）６に連設されている。 [First Embodiment]
1 to 3 show a first embodiment of the present invention. As shown in FIG. 1, a power unit 1 mounted on a vehicle includes an engine 2 as a drive source and a continuously variable transmission 3, and a torque converter 4 provided in the continuously variable transmission 3 includes an engine 2. It is connected to the output shaft 2a. Further, the torque converter 4 is connected to a continuously variable transmission (CVT) 6 via a forward / reverse switching device 5.

ＣＶＴ６は、前後進切換装置５に連結するプーリ入力軸７ａと、このプーリ入力軸７ａに平行なプーリ出力軸８ａとを有し、この各軸７ａ，８ａに、第１、第２狭圧手段としてのプライマリプーリ７とセカンダリプーリ８とが軸着されている。更に、この両プーリ７，８間が、伝達部材としてのスチールベルトやチェーンベルト等の巻き掛け式の伝達ベルト９を介して連設されている。ＣＶＴ６は、各プーリ７，８に対する伝達ベルト９の巻掛け半径を相対的に変化させることで変速比を連続的に設定することができる。 The CVT 6 has a pulley input shaft 7a connected to the forward / reverse switching device 5 and a pulley output shaft 8a parallel to the pulley input shaft 7a. The shafts 7a and 8a have first and second narrow pressure means. The primary pulley 7 and the secondary pulley 8 are attached to the shaft. Further, the pulleys 7 and 8 are connected to each other via a winding transmission belt 9 such as a steel belt or a chain belt as a transmission member. The CVT 6 can continuously set the gear ratio by changing the winding radius of the transmission belt 9 with respect to the pulleys 7 and 8 relatively.

又、プーリ出力軸８ａに第１出力ギヤ１５が軸着され、この第１出力ギヤ１５に噛合する第１入力ギヤ１６が、トルクヒューズ機構２１に設けた軸部２１ａの一端に軸着されている。トルクヒューズ機構２１は、後述するように前輪に動力を配分する出力伝達軸１７と前輪に動力を配分するトランスファ軸２３とが集合された分岐部とプーリ出力軸８ａとの間に配設されており、軸部２１ａは出力伝達軸１７に回動自在に支持されている。 A first output gear 15 is attached to the pulley output shaft 8 a, and a first input gear 16 that meshes with the first output gear 15 is attached to one end of a shaft portion 21 a provided in the torque fuse mechanism 21. Yes. As will be described later, the torque fuse mechanism 21 is disposed between a branch portion in which an output transmission shaft 17 that distributes power to the front wheels and a transfer shaft 23 that distributes power to the front wheels and the pulley output shaft 8a. The shaft portion 21a is rotatably supported on the output transmission shaft 17.

更に、この軸部２１ａの他端に第１摩擦クラッチとしての直結摩擦クラッチ２１ｂが設けられ、中央にワンウェイクラッチ２１ｃが設けられている。又、この両クラッチ２１ｂ，２１ｃのアウタ部材がアウタリング２１ｄを介して連結されており、このアウタリング２１ｄが、出力伝達軸１７に軸着されている第２出力ギヤ２２に固設されている。 Further, a direct coupling friction clutch 21b as a first friction clutch is provided at the other end of the shaft portion 21a, and a one-way clutch 21c is provided at the center. The outer members of both the clutches 21b and 21c are connected via an outer ring 21d, and the outer ring 21d is fixed to a second output gear 22 that is attached to the output transmission shaft 17. .

又、この出力伝達軸１７が、前輪に連設する前輪出力軸１８に直結されている。一方、後輪に動力を伝達する動力経路に、トランスファ軸２３と後輪出力軸２６とが配設されており、このトランスファ軸２３に、第２出力ギヤ２２に噛合する第２入力ギヤ２４が軸着されている。更に、このトランスファ軸２３と後輪出力軸２６との間にトランスファクラッチ２５が介装され、この後輪出力軸２６が後輪に連設されている。 The output transmission shaft 17 is directly connected to a front wheel output shaft 18 connected to the front wheel. On the other hand, a transfer shaft 23 and a rear wheel output shaft 26 are disposed in a power path for transmitting power to the rear wheels. A second input gear 24 that meshes with the second output gear 22 is arranged on the transfer shaft 23. It is attached to the shaft. Further, a transfer clutch 25 is interposed between the transfer shaft 23 and the rear wheel output shaft 26, and the rear wheel output shaft 26 is connected to the rear wheel.

トランスファクラッチ２５は前後輪に対するトルク配分比率を設定するもので、直結状態でトルク配分比率が５０（前輪）：５０（後輪）となり、締結力を弱めるに従い、前輪側への配分比率が多くなり、開放状態で１００（前輪）：０（後輪）となる。図２に示すように、トランスファクラッチ２５によるトルク配分比は、トランスミッション制御ユニット（ＴＣＵ）５１にて制御される。ＴＣＵ５１は、車両の運転状態を検出する各種センサ類５２で検出した各パラメータに基づきトルク配分比率を実現するクラッチ締結力を求め、このクラッチ締結力に対応する駆動信号をトランスファクラッチ２５へ出力して、所望の締結力を設定する。 The transfer clutch 25 sets the torque distribution ratio for the front and rear wheels, and the torque distribution ratio is 50 (front wheel): 50 (rear wheel) in the direct connection state, and the distribution ratio to the front wheel side increases as the fastening force is weakened. In the open state, 100 (front wheel) becomes 0 (rear wheel). As shown in FIG. 2, the torque distribution ratio by the transfer clutch 25 is controlled by a transmission control unit (TCU) 51. The TCU 51 obtains a clutch engagement force that realizes a torque distribution ratio based on each parameter detected by various sensors 52 that detect the driving state of the vehicle, and outputs a drive signal corresponding to this clutch engagement force to the transfer clutch 25. Set the desired fastening force.

又、トルクヒューズ機構２１に設けられているワンウェイクラッチ２１ｃは、プーリ出力軸８ａからの駆動トルクを第２出力ギヤ２２に伝達するもので、減速走行等、駆動輪から第２出力ギヤ２２に逆駆動トルクが入力された場合は空転する。又、直結摩擦クラッチ２１ｂに供給されるクラッチ圧は、セカンダリプーリ８に供給されるセカンダリ圧を元圧としている。 Further, the one-way clutch 21c provided in the torque fuse mechanism 21 transmits the driving torque from the pulley output shaft 8a to the second output gear 22, and reversely travels from the driving wheel to the second output gear 22 during deceleration traveling or the like. When drive torque is input, it will idle. The clutch pressure supplied to the direct coupling friction clutch 21b is based on the secondary pressure supplied to the secondary pulley 8.

次に、ＣＶＴ６、及び直結摩擦クラッチ２１ｂに油圧を供給する油圧回路について、図２を参照して説明する。尚、図においては、油圧ラインを太線で、電源ライン、及び信号ラインを細線で示す。 Next, a hydraulic circuit for supplying hydraulic pressure to the CVT 6 and the direct coupling friction clutch 21b will be described with reference to FIG. In the drawing, the hydraulic lines are indicated by thick lines, and the power supply lines and signal lines are indicated by thin lines.

同図に示すように、無段変速装置３内に設けられたオイルパン３１に、オイルストレーナ３２を介して吸入油路３３ａが臨まされており、この吸入油路３３ａの下流端に機械式オイルポンプ３４の吸入側が接続されている。又、この機械式オイルポンプ３４の吐出側に吐出油路３３ｂが接続され、この吐出油路３３ｂの下流端がコントロールバルブ３５の流入側に接続されている。 As shown in the figure, a suction oil passage 33a is exposed to an oil pan 31 provided in the continuously variable transmission 3 via an oil strainer 32, and mechanical oil is disposed at the downstream end of the suction oil passage 33a. The suction side of the pump 34 is connected. A discharge oil passage 33 b is connected to the discharge side of the mechanical oil pump 34, and the downstream end of the discharge oil passage 33 b is connected to the inflow side of the control valve 35.

又、吸入油路３３ａに上流分岐油路３６ａを介して電動式オイルポンプ３７の吸入側が接続されており、更に、この電動式オイルポンプ３７の吐出側が下流分岐油路３６ｂを介して吐出油路３３ｂに連通されている。又、この下流分岐油路３６ｂに、機械式オイルポンプ３４から吐出された油圧が電動式オイルポンプ３７側へ逆流することを防止するチェックバルブ３８が介装されている。 The suction side of the electric oil pump 37 is connected to the suction oil passage 33a via the upstream branch oil passage 36a. Further, the discharge side of the electric oil pump 37 is connected to the discharge oil passage via the downstream branch oil passage 36b. 33b. In addition, a check valve 38 for preventing the hydraulic pressure discharged from the mechanical oil pump 34 from flowing back to the electric oil pump 37 side is interposed in the downstream branch oil passage 36b.

更に、コントロールバルブ３５の吐出側にプライマリ油路３９ａとセカンダリ油路３９ｂとを介して、ＣＶＴ６のプライマリプーリ（Ｐ／Ｐ）７とセカンダリプーリ（Ｓ／Ｐ）８との各油圧室が連通されており、両プーリ７，８に対し伝達ベルト９を挟圧するプライマリ圧とセカンダリ圧とをそれぞれ供給する。又、セカンダリ油路３９ｂにセカンダリ分岐油路４０を介して直結摩擦クラッチ（Ｔｆ／Ｃ）２１ｂの油圧室が連通されている。 Further, the hydraulic chambers of the primary pulley (P / P) 7 and the secondary pulley (S / P) 8 of the CVT 6 are communicated with the discharge side of the control valve 35 via the primary oil passage 39a and the secondary oil passage 39b. The primary pressure and the secondary pressure for sandwiching the transmission belt 9 are supplied to both pulleys 7 and 8, respectively. Further, a hydraulic chamber of a direct coupling friction clutch (Tf / C) 21b is communicated with the secondary oil passage 39b through the secondary branch oil passage 40.

直結摩擦クラッチ２１ｂは、その伝達トルクが
セカンダリプーリ８の伝達トルク＞直結摩擦クラッチ２１ｂの伝達トルク
となる仕様に設定されており、本実施形態では、直結摩擦クラッチ２１ｂの油圧室に設けた油圧作動面の受圧面積を調整することで具現化している。 The direct coupling friction clutch 21b is set so that its transmission torque is such that the transmission torque of the secondary pulley 8> the transmission torque of the direct coupling friction clutch 21b. In this embodiment, the hydraulic operation provided in the hydraulic chamber of the direct coupling clutch 21b. It is realized by adjusting the pressure receiving area of the surface.

又、機械式オイルポンプ３４はエンジン２を駆動源としており、例えばエンジン２の出力軸２ａに直結するトルクコンバータ４のポンプインペラに設けられている。一方、電動式オイルポンプ３７は電動モータ４２に連設されており、インバータを内蔵するモータ駆動回路４３から出力されるモータ駆動電流によって回転駆動される。尚、本実施形態では、電動モータ４２と電動式オイルポンプ３７とで電動オイルポンプが構成されている。 The mechanical oil pump 34 uses the engine 2 as a drive source, and is provided, for example, on the pump impeller of the torque converter 4 that is directly connected to the output shaft 2 a of the engine 2. On the other hand, the electric oil pump 37 is connected to the electric motor 42 and is rotationally driven by a motor drive current output from a motor drive circuit 43 incorporating an inverter. In the present embodiment, the electric motor 42 and the electric oil pump 37 constitute an electric oil pump.

上述したコントロールバルブ３５、及びモータ駆動回路４３、トランスファクラッチ２５はトランスミッション制御ユニット（ＴＣＵ）５１からの指令信号に基づいて制御動作される。ＴＣＵ５１は、周知のマイクロコンピュータを中心に構成されており、ＲＯＭに記憶されている制御プログラムに従い、車両の運転状態を検出する各種センサ類５２で検出した各パラメータを読込み、ＣＶＴ６を変速動作させる。 The control valve 35, the motor drive circuit 43, and the transfer clutch 25 described above are controlled based on a command signal from a transmission control unit (TCU) 51. The TCU 51 is configured around a well-known microcomputer, reads each parameter detected by various sensors 52 for detecting the driving state of the vehicle, and shifts the CVT 6 according to a control program stored in the ROM.

すなわち、ＴＣＵ５１は検出したパラメータに基づいて、ＣＶＴ６の目標変速比を設定し、対応する駆動信号（プライマリ圧駆動信号、セカンダリ圧駆動信号）をコントロールバルブ３５へ出力し、このコントロールバルブ３５を所定に動作させて、調圧されたブライマリ圧とセカンダリ圧とをプライマリプーリ７とセカンダリプーリ８との各油圧室に供給し、ＣＶＴ６を所定に変速動作させる。 That is, the TCU 51 sets the target gear ratio of the CVT 6 based on the detected parameter, outputs a corresponding drive signal (primary pressure drive signal, secondary pressure drive signal) to the control valve 35, and sets the control valve 35 to a predetermined value. In operation, the regulated primary pressure and secondary pressure are supplied to the hydraulic chambers of the primary pulley 7 and the secondary pulley 8, and the CVT 6 is shifted in a predetermined manner.

更に、ＴＣＵ５１は、車速が設定車速（例えば１５[Km/h]）以下のときアイドルストップ条件を判定し、条件成立と判定した場合、エンジン２を制御するエンジン制御ユニット（図示せず）へ燃料カット信号を送信し、又、モータ駆動回路４３へ駆動信号を出力する。そして、エンジン２を停止させると共に、電動モータ４２を介して電動式オイルポンプ３７を回転駆動させ、電動式オイルポンプ３７による油圧の供給を開始する。従って、このＴＣＵ５１は減速時アイドルストップ制御機能を備えている。 Further, the TCU 51 determines an idle stop condition when the vehicle speed is equal to or lower than a set vehicle speed (for example, 15 [Km / h]), and if it is determined that the condition is satisfied, fuel is supplied to an engine control unit (not shown) that controls the engine 2. A cut signal is transmitted, and a drive signal is output to the motor drive circuit 43. Then, the engine 2 is stopped and the electric oil pump 37 is rotationally driven via the electric motor 42 to start supplying hydraulic pressure by the electric oil pump 37. Accordingly, the TCU 51 has a deceleration idle stop control function.

本実施形態は、オイルポンプとして、エンジン２の駆動トルクで動作する機械式オイルポンプ３４と電動式オイルポンプ３７とを併設しており、機械式オイルポンプ３４はエンジン２が稼動している領域全体において、必要とする油圧を各部へ供給している。又、トランスファクラッチ２５は、ＴＣＵ５１から出力される駆動信号に基づきクラッチ締結トルクが可変設定され、前後輪に対するトルク配分が制御される。 In this embodiment, a mechanical oil pump 34 that operates with the driving torque of the engine 2 and an electric oil pump 37 are provided as an oil pump, and the mechanical oil pump 34 is an entire region in which the engine 2 is operating. The required hydraulic pressure is supplied to each part. The transfer clutch 25 has a clutch fastening torque variably set based on a drive signal output from the TCU 51, and torque distribution to the front and rear wheels is controlled.

一方、減速時アイドルストップ制御では、エンジン２の停止により機械式オイルポンプ３４から油圧を供給させることができないため、電動式オイルポンプ３７を駆動させて、減速走行時のＣＶＴ６の変速動作、及び停車時におけるＣＶＴ６の変速比（ロー状態）を維持させる油圧を供給する。従って、電動式オイルポンプ３７の容量は、ＣＶＴ６に対し伝達ベルト９を滑らせることなくトルク伝達可能な油圧を供給できる程度に設定されている。 On the other hand, in the idle stop control at the time of deceleration, since the hydraulic pressure cannot be supplied from the mechanical oil pump 34 due to the stop of the engine 2, the electric oil pump 37 is driven to change the speed of the CVT 6 during the decelerating travel, and the vehicle stops. The hydraulic pressure is maintained to maintain the transmission ratio (low state) of the CVT 6 at the time. Therefore, the capacity of the electric oil pump 37 is set to such an extent that a hydraulic pressure capable of transmitting torque can be supplied to the CVT 6 without sliding the transmission belt 9.

次に、このような構成による本実施形態の作用について説明する。通常走行時、エンジン２の出力は、出力軸２ａを介して無段変速装置３に設けられているトルクコンバータ４に伝達され、前後進切換装置５を経てＣＶＴ６のプーリ入力軸７ａに入力される。又、エンジン２が稼働すると、このエンジン２を駆動源とする機械式オイルポンプ３４が回転駆動し、オイルパン３１に貯留されているオイルを、オイルストレーナ３２を介し、吸入油路３３ａを経て吸引し、所定に昇圧された油圧を吐出油路３３ｂからコントロールバルブ３５へ送給する。 Next, the operation of the present embodiment having such a configuration will be described. During normal travel, the output of the engine 2 is transmitted to the torque converter 4 provided in the continuously variable transmission 3 via the output shaft 2a, and input to the pulley input shaft 7a of the CVT 6 via the forward / reverse switching device 5. . When the engine 2 is operated, a mechanical oil pump 34 using the engine 2 as a driving source is driven to rotate, and the oil stored in the oil pan 31 is sucked through the oil strainer 32 through the intake oil passage 33a. Then, the hydraulic pressure raised to a predetermined pressure is supplied from the discharge oil passage 33b to the control valve 35.

コントロールバルブ３５は、ＴＣＵ５１から送信される、目標変速比に対応する駆動信号（プライマリ圧駆動信号、セカンダリ圧駆動信号）に従ってブライマリ圧とセカンダリ圧とを生成し、この各油圧をプライマリ油路３９ａ、セカンダリ油路３９ｂを経て、ＣＶＴ６のプライマリプーリ７、セカンダリプーリ８に設けた各油圧室に各々供給し、ＣＶＴ６を所定に変速動作させる。 The control valve 35 generates a primary pressure and a secondary pressure in accordance with a drive signal (primary pressure drive signal, secondary pressure drive signal) transmitted from the TCU 51 and corresponding to the target gear ratio. Via the secondary oil passage 39b, the oil is supplied to the hydraulic chambers provided in the primary pulley 7 and the secondary pulley 8 of the CVT 6, respectively, so that the CVT 6 is shifted in a predetermined manner.

その後、ＣＶＴ６で所定に変速された駆動トルクが、プーリ出力軸８ａから第１出力ギヤ１５、及びこれに噛合する第１入力ギヤ１６を介してトルクヒューズ機構２１の軸部２１ａを回転させ、この軸部２１ａに設けられているワンウェイクラッチ２１ｃと直結摩擦クラッチ２１ｂとの双方を介し、アウタリング２１ｄを経て第２出力ギヤ２２に伝達される。ワンウェイクラッチ２１ｃと直結摩擦クラッチ２１ｂとの双方を介して駆動トルクを伝達させることで、相対的にワンウェイクラッチ２１ｃのトルク伝達容量を小さくすることができ、小型化が実現できる。 Thereafter, the drive torque shifted at a predetermined speed by the CVT 6 rotates the shaft portion 21a of the torque fuse mechanism 21 from the pulley output shaft 8a through the first output gear 15 and the first input gear 16 meshed therewith. It is transmitted to the second output gear 22 via the outer ring 21d via both the one-way clutch 21c and the direct coupling clutch 21b provided on the shaft portion 21a. By transmitting the drive torque via both the one-way clutch 21c and the direct coupling friction clutch 21b, the torque transmission capacity of the one-way clutch 21c can be relatively reduced, and downsizing can be realized.

そして、第２出力ギヤ２２から出力された駆動トルクは、この第２出力ギヤ２２を軸着する出力伝達軸１７と、第２出力ギヤ２２に噛合する第２入力ギヤ２４とに配分される。 The drive torque output from the second output gear 22 is distributed to the output transmission shaft 17 that is attached to the second output gear 22 and the second input gear 24 that meshes with the second output gear 22.

そして、出力伝達軸１７に伝達された駆動トルクは前輪出力軸１８から前輪へ出力される。一方、第２入力ギヤ２４に入力された駆動トルクはトランスファクラッチ２５介し、後輪出力軸２６を経て後輪へ出力される。 The drive torque transmitted to the output transmission shaft 17 is output from the front wheel output shaft 18 to the front wheels. On the other hand, the driving torque input to the second input gear 24 is output to the rear wheel via the transfer clutch 25 and the rear wheel output shaft 26.

又、車両が減速走行すると、前輪、及び後輪からの逆駆動トルクが第２出力ギヤ２２からトルクヒューズ機構２１に入力される。すると、ワンウェイクラッチ２１ｃは空転するが直結摩擦クラッチ２１ｂは締結されているため、この直結摩擦クラッチ２１ｂを介してＣＶＴ６側へ伝達され、エンジンブレーキが作動する。 When the vehicle decelerates, reverse drive torque from the front wheels and rear wheels is input from the second output gear 22 to the torque fuse mechanism 21. Then, since the one-way clutch 21c is idled but the direct friction clutch 21b is fastened, it is transmitted to the CVT 6 side via the direct friction clutch 21b, and the engine brake is activated.

又、ＴＣＵ５１において、予め設定したアイドルストップ条件が満足された場合、エンジン制御ユニットに対し燃料カット信号を出力してエンジン２を停止させる。このアイドルストップ条件としては、例えば、ブレーキペダルの踏込みを検出するブレーキスイッチとアクセルペダルの踏込み量を検出するアクセル開度センサと車速を検出する車速センサとで検出したパラメータに基づき、ブレーキスイッチがＯＮ、且つアクセルペダル開放、且つ車速Ｖｓが予め設定したアイドルストップ車速Ｖｓ１（例えば１５[Km/h]）以下と判定した場合、アイドルストップ条件成立と判定する。 Further, in the TCU 51, when a preset idle stop condition is satisfied, a fuel cut signal is output to the engine control unit to stop the engine 2. As the idle stop condition, for example, the brake switch is turned on based on parameters detected by a brake switch that detects depression of the brake pedal, an accelerator opening sensor that detects the depression amount of the accelerator pedal, and a vehicle speed sensor that detects the vehicle speed. When it is determined that the accelerator pedal is released and the vehicle speed Vs is equal to or lower than a preset idle stop vehicle speed Vs1 (for example, 15 [Km / h]), it is determined that the idle stop condition is satisfied.

図３（ａ）に示すように、減速走行中にＴＣＵ５１がアイドルストップ条件成立と判定し、減速時アイドルストップ制御が実行されると（時間ｔ０）、エンジン２は燃料カットにより停止されるため機械式オイルポンプ３４も停止する。その結果、同図（ｂ）に実線で示すように機械式オイルポンプ３４の停止より、コントロールバルブ３５に供給される油圧Ｐ[kPa]は、定常圧Ｐｍから急激に低下する。 As shown in FIG. 3A, when the TCU 51 determines that the idle stop condition is satisfied during deceleration traveling and the deceleration-time idle stop control is executed (time t0), the engine 2 is stopped by the fuel cut. The oil pump 34 is also stopped. As a result, the hydraulic pressure P [kPa] supplied to the control valve 35 suddenly decreases from the steady pressure Pm when the mechanical oil pump 34 is stopped, as indicated by the solid line in FIG.

一方、ＴＣＵ５１は、アイドルストップ条件成立と判定すると、前後進切換装置５をニュートラルとしてエンジン２と無段変速装置３との動力伝達を遮断すると共に、モータ駆動回路４３へ駆動信号を送信する。すると、モータ駆動回路４３は電動モータ４２へモータ駆動電流を出力し、電動モータ４２により電動式オイルポンプ３７を回転駆動させてコントロールバルブ３５へ供給する油圧Ｐを発生させる。 On the other hand, when the TCU 51 determines that the idle stop condition is established, the TCU 51 sets the forward / reverse switching device 5 to neutral, interrupts power transmission between the engine 2 and the continuously variable transmission 3, and transmits a drive signal to the motor drive circuit 43. Then, the motor drive circuit 43 outputs a motor drive current to the electric motor 42, and the electric oil pump 37 is driven to rotate by the electric motor 42 to generate a hydraulic pressure P to be supplied to the control valve 35.

そして、図３（ｂ）に破線で示すように、コントロールバルブ３５へ供給する油圧Ｐが電動式オイルポンプ３７の定常圧Ｐｍに達し、機械式オイルポンプ３４からの吐出圧を超えると（時間ｔ１）、その差圧によりチェックバルブ３８が開弁し、電動式オイルポンプ３７から吐出される定常圧Ｐｅがコントロールバルブ３５に供給される。すると、コントロールバルブ３５は、この定常圧Ｐｅを元圧として、ＴＣＵ５１からの駆動信号に従い、ＣＶＴ６の伝達ベルト９を挟圧するプライマリ圧とセカンダリ圧とを生成し、各プーリ７，８の油圧室に供給する。 3B, when the hydraulic pressure P supplied to the control valve 35 reaches the steady pressure Pm of the electric oil pump 37 and exceeds the discharge pressure from the mechanical oil pump 34 (time t1). ), The check valve 38 is opened by the differential pressure, and the steady pressure Pe discharged from the electric oil pump 37 is supplied to the control valve 35. Then, the control valve 35 generates the primary pressure and the secondary pressure that sandwich the transmission belt 9 of the CVT 6 according to the drive signal from the TCU 51 using the steady pressure Pe as a source pressure, and supplies the primary and secondary pressures to the hydraulic chambers of the pulleys 7 and 8. Supply.

ところで、減速時アイドルストップ制御中においては、前後輪からの逆駆動トルクが出力伝達軸１７とトランスファ軸２３とを介して、第２出力ギヤ２２に集合され、この集合された逆駆動トルクがトルクヒューズ機構２１のアウタリング２１ｄに伝達される。そして、この逆駆動トルクでＣＶＴ６のプーリ出力軸８ａ及びセカンダリプーリ８を回転させようとするが、
トルクヒューズ機構２１の直結摩擦クラッチ２１ｂの締結力は、常時、
セカンダリプーリ８の伝達トルク＞直結摩擦クラッチ２１ｂの伝達トルク
の関係に設定されているため、逆駆動トルクが直結摩擦クラッチ２１ｂの伝達トルクを超えた場合、この直結摩擦クラッチ２１ｂがスリップので、プーリ出力軸８ａ側に過大な逆駆動トルクが伝達されることはない。その結果、ＣＶＴ６のベルト滑りを未然に防止することができる。 By the way, during idle stop control during deceleration, the reverse drive torque from the front and rear wheels is gathered to the second output gear 22 via the output transmission shaft 17 and the transfer shaft 23, and this gathered reverse drive torque is the torque. It is transmitted to the outer ring 21 d of the fuse mechanism 21. The reverse drive torque tries to rotate the pulley output shaft 8a and the secondary pulley 8 of the CVT 6,
The fastening force of the direct coupling friction clutch 21b of the torque fuse mechanism 21 is always
Since the transmission torque of the secondary pulley 8> the transmission torque of the direct friction clutch 21b is set, when the reverse drive torque exceeds the transmission torque of the direct friction clutch 21b, the direct friction clutch 21b slips, so that the pulley output Excessive reverse drive torque is not transmitted to the shaft 8a side. As a result, it is possible to prevent the CVT 6 from slipping.

このように、本実施形態では、トルクヒューズ機構２１に設けた直結摩擦クラッチ２１ｂによる伝達トルクを、セカンダリ圧を元圧とする油圧で発生させるようにしたのでの、常時、
セカンダリプーリ８の伝達トルク＞直結摩擦クラッチ２１ｂの伝達トルク
の関係を維持させることができ、複雑な油圧制御が不要となり、構成の簡素化を実現することができる。又、直結摩擦クラッチ２１ｂは、減速走行時のエンジンブレーキトルクをＣＶＴ６側へ伝達させれば良いだけであるため、比較的小さい容量で充分に対応することができ、装置全体の大型化を抑制することができる。 Thus, in this embodiment, since the transmission torque by the direct coupling friction clutch 21b provided in the torque fuse mechanism 21 is generated by the hydraulic pressure with the secondary pressure as the original pressure,
The relationship of the transmission torque of the secondary pulley 8> the transmission torque of the direct coupling friction clutch 21b can be maintained, so that complicated hydraulic control is not required and the configuration can be simplified. Further, since the direct friction clutch 21b only needs to transmit the engine brake torque at the time of decelerating traveling to the CVT 6 side, it can sufficiently cope with a relatively small capacity and suppresses the enlargement of the entire apparatus. be able to.

［第２実施形態］
図４、図５に本発明の第２実施形態を示す。上述した第１実施形態では、トルクヒューズ機構２１を、駆動トルクを４輪駆動車の前後輪に配分する手前、すなわち、第１入力ギヤ１６と第２出力ギヤ２２との間に介装した。これに対し、本実施形態では、フロントトルクヒューズ機構５６を、前輪側への動力経路である出力伝達軸１７と前輪出力軸１８との間に介装し、直結摩擦クラッチ５６ａは前輪から比較的大きな逆駆動トルクが入力されたときにスリップさせる。一方、後輪から比較的大きな逆駆動トルクが入力された場合は、既存のトランスファクラッチ２５を、本発明の第２摩擦クラッチとして機能させてスリップさせるようにしたものである。尚、第１実施形態と同一の構成部分については同一の符号を付して詳細な説明を省略する。 [Second Embodiment]
4 and 5 show a second embodiment of the present invention. In the first embodiment described above, the torque fuse mechanism 21 is interposed before the drive torque is distributed to the front and rear wheels of the four-wheel drive vehicle, that is, between the first input gear 16 and the second output gear 22. On the other hand, in the present embodiment, the front torque fuse mechanism 56 is interposed between the output transmission shaft 17 and the front wheel output shaft 18 which are power paths to the front wheels, and the direct friction clutch 56a is relatively connected to the front wheels. Slip when a large reverse drive torque is input. On the other hand, when a relatively large reverse drive torque is input from the rear wheel, the existing transfer clutch 25 is caused to slip by functioning as the second friction clutch of the present invention. Note that the same components as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted.

すなわち、図４に示すように、出力伝達軸１７には、第１入力ギヤ１６と第２出力ギヤ２２とフロントトルクヒューズ機構５６とが軸着されている。フロントトルクヒューズ機構５６は、直結摩擦クラッチ５６ａとワンウェイクラッチ５６ｂとを備えており、この両クラッチ５６ａ，５６ｂのアウタがアウタリング５６ｃを介して連結されていると共に前輪出力軸１８に連設されている。ワンウェイクラッチ５６ｂは出力伝達軸１７からの駆動トルクを、アウタリング５６ｃを介して前輪出力軸１８へ伝達するものであり、前輪出力軸１８から逆駆動トルクが伝達された場合は空転する。 That is, as shown in FIG. 4, the first input gear 16, the second output gear 22, and the front torque fuse mechanism 56 are attached to the output transmission shaft 17. The front torque fuse mechanism 56 includes a direct coupling friction clutch 56a and a one-way clutch 56b. The outers of both the clutches 56a and 56b are connected via an outer ring 56c and are connected to the front wheel output shaft 18. Yes. The one-way clutch 56b transmits the driving torque from the output transmission shaft 17 to the front wheel output shaft 18 via the outer ring 56c. When the reverse driving torque is transmitted from the front wheel output shaft 18, the one-way clutch 56b rotates idly.

又、図５に示すように、ＴＣＵ５１にて油圧制御されるコントロールバルブ３５の吐出側に連通するセカンダリ油路３９ｂに、直結摩擦クラッチ（Ｔｆ／Ｃ）５６ａの油圧室がセカンダリ分岐油路４０を介して連通され、セカンダリプーリ８と直結摩擦クラッチ５６ａとの油圧室に設けた油圧作動面の受圧面積は、その伝達トルクが、
セカンダリプーリ８の伝達トルク＞直結摩擦クラッチ５６ａの伝達トルク＋トランスファクラッチ２５の伝達トルク …（１）
となるように設定されている。 Further, as shown in FIG. 5, the hydraulic chamber of the direct friction clutch (Tf / C) 56a is connected to the secondary branch oil passage 40 in the secondary oil passage 39b communicating with the discharge side of the control valve 35 controlled by the hydraulic pressure by the TCU 51. The pressure receiving area of the hydraulic operating surface provided in the hydraulic chamber between the secondary pulley 8 and the direct coupling friction clutch 56a is communicated via the transmission torque,
Transmission torque of secondary pulley 8> Transmission torque of direct coupling friction clutch 56a + Transmission torque of transfer clutch 25 (1)
It is set to become.

更に、コントロールバルブ３５の吐出側にトランスファ油路３９ｃを介してトランスファクラッチ２５の油圧室が連通されている。前述した第１実施形態のトランスファクラッチ２５はＴＣＵ５１からの駆動信号にて電気的、或いは電磁的に動作させるようにしているが、本実施形態のトランスファクラッチ２５は油圧にて動作させるようにしている。ＴＣＵ５１は、各種センサ類５２で検出した運転状態を検出するパラメータに基づき、前後輪へのトルク配分比率を実現するクラッチ締結力を求め、対応する駆動信号をコントロールバルブ３５へ出力し、コントロールバルブ３５からトランスファクラッチ２５の油圧室へ所望の油圧を供給して、クラッチ締結力を可変設定する。 Further, the hydraulic chamber of the transfer clutch 25 is communicated with the discharge side of the control valve 35 via the transfer oil passage 39c. The transfer clutch 25 of the first embodiment described above is operated electrically or electromagnetically by a drive signal from the TCU 51, but the transfer clutch 25 of the present embodiment is operated by hydraulic pressure. . The TCU 51 obtains the clutch engagement force that realizes the torque distribution ratio to the front and rear wheels based on the parameters for detecting the driving state detected by the various sensors 52, and outputs a corresponding drive signal to the control valve 35. To supply a desired hydraulic pressure to the hydraulic chamber of the transfer clutch 25 to variably set the clutch engagement force.

又、ＴＣＵ５１は減速時アイドルストップ条件成立と判定した場合、トランスファクラッチ（Ｔｒ／Ｃ）２５の締結力を、上述した（１）の関係、すなわち、カンダリプーリ８の伝達トルクと直結摩擦クラッチ５６ａの伝達トルクとの差分よりも小さくなるように制御して、トランスファクラッチ２５をリヤトルクヒューズ機構（本発明の第２摩擦クラッチ）として機能させる。 When the TCU 51 determines that the idle stop condition for deceleration is satisfied, the fastening force of the transfer clutch (Tr / C) 25 is set to the relationship described in (1) above, that is, the transmission torque of the secondary pulley 8 and the transmission of the direct friction clutch 56a. The transfer clutch 25 is controlled so as to be smaller than the difference from the torque, so that the transfer clutch 25 functions as a rear torque fuse mechanism (second friction clutch of the present invention).

このような構成では、通常走行時、エンジン２からの出力は、ＣＶＴ６にて所定に変速され、第１出力ギヤ１５、第１入力ギヤ１６を経て出力伝達軸１７に伝達され、ここで、フロントトルクヒューズ機構５６と第２出力ギヤ２２とに配分される。 In such a configuration, during normal running, the output from the engine 2 is shifted at a predetermined speed by the CVT 6 and transmitted to the output transmission shaft 17 via the first output gear 15 and the first input gear 16. The torque fuse mechanism 56 and the second output gear 22 are distributed.

そして、フロントトルクヒューズ機構５６に伝達された駆動トルクは、ワンウェイクラッチ５６ｂからアウタリング５６ｃを経て、前輪出力軸１８に伝達されて前輪へ出力される。一方、第２出力ギヤ２２へ配分された駆動トルクは、第２入力ギヤ２４、トランスファクラッチ２５を経て、後輪出力軸２６に伝達されて後輪へ出力される。尚、このときの前後輪に対するトルク配分比は、ＴＣＵ５１が各種センサ類５２で検出した各パラメータを読込み、このパラメータに基づいて、トランスファクラッチ２５の締結力を可変設定することで制御する。 The drive torque transmitted to the front torque fuse mechanism 56 is transmitted from the one-way clutch 56b to the front wheel output shaft 18 via the outer ring 56c and output to the front wheels. On the other hand, the drive torque distributed to the second output gear 22 is transmitted to the rear wheel output shaft 26 via the second input gear 24 and the transfer clutch 25 and output to the rear wheels. The torque distribution ratio for the front and rear wheels at this time is controlled by reading each parameter detected by the TCU 51 with the various sensors 52 and variably setting the fastening force of the transfer clutch 25 based on this parameter.

減速走行時は、前輪からの逆駆動トルクが前輪出力軸１８からフロントトルクヒューズ機構５６のアウタリング５６ｃに伝達される。すると、ワンウェイクラッチ５６ｂは空転するが、直結摩擦クラッチ５６ａは締結されているため、この直結摩擦クラッチ５６ａを介し、ＣＶＴ６側へ伝達されてエンジンブレーキが作動する。 During deceleration traveling, the reverse drive torque from the front wheels is transmitted from the front wheel output shaft 18 to the outer ring 56 c of the front torque fuse mechanism 56. Then, although the one-way clutch 56b is idling, since the direct coupling friction clutch 56a is fastened, it is transmitted to the CVT 6 side via the direct coupling friction clutch 56a and the engine brake is operated.

次に、ＴＣＵ５１がアイドルストップ条件成立と判定した場合の動作について説明する。尚、このときのエンジン制御ユニットによる燃料カット制御、電動式オイルポンプ３７及びＣＶＴ６の動作は、第１実施形態と同様であるため説明を省略する。 Next, an operation when the TCU 51 determines that the idle stop condition is satisfied will be described. Note that the fuel cut control by the engine control unit and the operations of the electric oil pump 37 and the CVT 6 at this time are the same as those in the first embodiment, and thus the description thereof is omitted.

フロントトルクヒューズ機構５６に設けた直結摩擦クラッチ５６ａの油圧室は、セカンダリ分岐油路４０を介してセカンダリ油路３９ｂに連通されており、又、油圧作動面の受圧面積は、
セカンダリプーリ８の伝達トルク＞直結摩擦クラッチ５６ａの伝達トルク
の関係となるように設定されている。 The hydraulic chamber of the direct friction clutch 56a provided in the front torque fuse mechanism 56 is communicated with the secondary oil passage 39b via the secondary branch oil passage 40, and the pressure receiving area of the hydraulic operation surface is:
The transmission torque of the secondary pulley 8 is set so as to be greater than the transmission torque of the direct friction clutch 56a.

一方、減速時アイドルストップ条件成立と判定した場合、ＴＣＵ５１は、直結摩擦クラッチ５６ａに供給する油圧或いは締結力から伝達トルクを推定し、この伝達トルクをトランスファクラッチ２５の伝達トルクに置換し、対応する駆動信号をコントロールバルブ３５へ出力する。そして、コントロールバルブ３５からトランスファクラッチ２５の油圧室に、トランスファ油路３９ｃを介して、上述した伝達トルクを実現する油圧を供給し、
直結摩擦クラッチ５６ａの伝達トルク＝トランスファクラッチ２５の伝達トルク
となる。 On the other hand, when it is determined that the deceleration stop condition at the time of deceleration is established, the TCU 51 estimates the transmission torque from the hydraulic pressure or fastening force supplied to the direct coupling friction clutch 56a, replaces this transmission torque with the transmission torque of the transfer clutch 25, and responds. A drive signal is output to the control valve 35. Then, the hydraulic pressure for realizing the above-described transmission torque is supplied from the control valve 35 to the hydraulic chamber of the transfer clutch 25 via the transfer oil passage 39c.
The transmission torque of the direct coupling friction clutch 56a = the transmission torque of the transfer clutch 25.

その結果、減速時アイドルストップにおいて、前後駆動輪からＣＶＴ６側へ直結摩擦クラッチ５６ａ及びトランスファクラッチ２５の伝達トルクを超えた逆駆動トルクが入力された場合、両クラッチ５６ａ，２５がスリップするので、セカンダリプーリ８には自己の伝達トルクを超えた逆駆動トルクが入力されることはなく、従って、伝達ベルト９の滑りを未然に防止することができる。 As a result, when the reverse drive torque exceeding the transmission torque of the direct coupling friction clutch 56a and the transfer clutch 25 is input from the front and rear drive wheels to the CVT 6 side at the idle stop at the time of deceleration, both the clutches 56a and 25 slip. The reverse drive torque exceeding the transmission torque of the self is not input to the pulley 8, so that the transmission belt 9 can be prevented from slipping.

又、本実施形態では、前輪側と後輪側とからそれぞれ入力される逆駆動トルクを、フロントトルクヒューズ機構５６に設けた直結摩擦クラッチ５６ａとトランスファクラッチ２５とを介してＣＶＴ６側へ伝達するようにしたので、フロントトルクヒューズ機構５６は前輪側へ駆動トルクを伝達させるだけで良いことになる。従って、伝達するトルクが半減されるため、上述した第１実施形態に比し、直結摩擦クラッチ５６ａの容量を小型化することができる。 Further, in this embodiment, the reverse drive torques respectively input from the front wheel side and the rear wheel side are transmitted to the CVT 6 side through the direct coupling friction clutch 56a and the transfer clutch 25 provided in the front torque fuse mechanism 56. Therefore, the front torque fuse mechanism 56 only needs to transmit the driving torque to the front wheel side. Therefore, since the torque to be transmitted is halved, the capacity of the direct coupling friction clutch 56a can be reduced as compared with the first embodiment described above.

尚、本発明は、上述した各実施形態に限るものではなく、例えば第２実施形態におけるフロントトルクヒューズ機構５６は前輪駆動車に適用することができる。又、このフロントトルクヒューズ機構５６をトランスファクラッチ２５に代えて配設することで、後輪駆動車に適用することもできる。更に、無段変速機はベルト式に限らずトロイダル式であっても良く、この場合、狭圧手段が入出力ディスクに対応し、伝達部材がパワーローラに対応する。 The present invention is not limited to the above-described embodiments. For example, the front torque fuse mechanism 56 in the second embodiment can be applied to a front-wheel drive vehicle. Further, this front torque fuse mechanism 56 can be applied to a rear wheel drive vehicle by being arranged in place of the transfer clutch 25. Further, the continuously variable transmission is not limited to the belt type, but may be a toroidal type. In this case, the narrow pressure means corresponds to the input / output disk, and the transmission member corresponds to the power roller.

２…エンジン、
３…無段変速装置、
６…無段変速機、
７…プライマリプーリ、
７ａ…プーリ入力軸、
８…セカンダリプーリ、
８ａ…プーリ出力軸、
９…伝達ベルト、
１５…第１出力ギヤ、
１６…第１入力ギヤ、
１７…出力伝達軸、
１８…前輪出力軸、
２１…トルクヒューズ機構、
２１ａ…軸部、
２１ｂ，５６ａ…直結摩擦クラッチ、
２１ｃ，５６ｂ…ワンウェイクラッチ、
２１ｄ，５６ｃ…アウタリング、
２２…第２出力ギヤ、
２３…トランスファ軸、
２４…第２入力ギヤ、
２５…トランスファクラッチ、
２６…後輪出力軸、
３４…機械式オイルポンプ、
３５…コントロールバルブ、
３７…電動式オイルポンプ、
３８…チェックバルブ、
３９ａ…プライマリ油路、
３９ｂ…セカンダリ油路、
３９ｃ…トランスファ油路、
４０…セカンダリ分岐油路、
４２…電動モータ、
４３…モータ駆動回路、
５２…各種センサ類、
５６…フロントトルクヒューズ機構、
Ｐ…油圧、
Ｐｅ，Ｐｍ…定常圧、
Ｖｓ…車速
Ｖｓ１…アイドルストップ車速 2 ... Engine,
3 ... continuously variable transmission,
6 ... continuously variable transmission,
7 ... Primary pulley,
7a ... pulley input shaft,
8 ... secondary pulley,
8a ... pulley output shaft,
9: Transmission belt,
15 ... 1st output gear,
16 ... 1st input gear,
17 ... Output transmission shaft,
18 ... front wheel output shaft,
21 ... Torque fuse mechanism,
21a ... shaft part,
21b, 56a ... direct coupling friction clutch,
21c, 56b ... one-way clutch,
21d, 56c ... outer ring,
22 ... second output gear,
23 ... Transfer shaft,
24 ... second input gear,
25 ... Transfer clutch,
26: Rear wheel output shaft,
34 ... Mechanical oil pump,
35 ... Control valve,
37 ... Electric oil pump,
38 ... Check valve,
39a ... Primary oil passage,
39b ... Secondary oil passage,
39c: Transfer oil passage,
40 ... Secondary branch oil passage,
42 ... an electric motor,
43 ... Motor drive circuit,
52. Various sensors,
56. Front torque fuse mechanism,
P ... Hydraulic,
Pe, Pm ... steady pressure,
Vs ... Vehicle speed Vs1 ... Idle stop vehicle speed

Claims

駆動源から動力を変速して伝達する無段変速機と、
前記無段変速機の出力軸と駆動輪との間に介装したトルクヒューズ機構と、
前記無段変速機の伝達部材を挟持する油圧の元圧を発生させる、少なくとも前記無段変速機の入力軸側に設けた第１狭圧手段と前記無段変速機の出力軸側に設けた第２狭圧手段とに油圧を供給する電動オイルポンプと、
車速が設定車速以下のときにアイドルストップ条件を判定し、アイドルストップ条件成立と判定した場合、前記電動オイルポンプを駆動させて、発生した油圧を前記第１狭圧手段と前記第２狭圧手段とに供給するアイドルストップ制御手段と
を有する車両の無段変速装置において、
前記トルクヒューズ機構は前記無段変速機から前記駆動輪へ動力を伝達するワンウェイクラッチと、前記無段変速機と前記駆動輪との間の動力を伝達する第１摩擦クラッチとを有し、
前記第１摩擦クラッチを締結する油圧には、前記無段変速機の前記出力軸側に設けた前記第２狭圧手段に供給する油圧を元圧として使用し、前記第１摩擦クラッチの油圧室に設けた油圧作動面の受圧面積を、前記第１摩擦クラッチの伝達トルクが前記第２狭圧手段の伝達トルクよりも低くなるように設定した
ことを特徴とする車両の無段変速装置。 A continuously variable transmission that shifts and transmits power from a drive source;
A torque fuse mechanism interposed between the output shaft of the continuously variable transmission and the drive wheel;
A first narrow pressure means provided at least on the input shaft side of the continuously variable transmission and an output shaft side of the continuously variable transmission for generating a hydraulic original pressure that sandwiches the transmission member of the continuously variable transmission. An electric oil pump for supplying hydraulic pressure to the second narrowing means ;
When the vehicle speed is equal to or lower than the set vehicle speed, the idle stop condition is determined, and when it is determined that the idle stop condition is satisfied, the electric oil pump is driven and the generated hydraulic pressure is supplied to the first narrow pressure unit and the second narrow pressure unit. In a continuously variable transmission for a vehicle having idle stop control means for supplying to
The torque fuse mechanism comprises a one-way clutch for transmitting power to the drive wheels from the continuously variable transmission, and a first friction clutch for transmitting power between said drive wheel and the continuously variable transmission,
Wherein the oil pressure engaging the first friction clutch, the hydraulic pressure supplied to the second Sema圧means provided on the output shaft side of the continuously variable transmission and source pressure used in the hydraulic pressure of the first friction clutch the pressure receiving area of the hydraulic surface provided in the chamber, free of the vehicle transmission torque of the first friction clutch is characterized in that <br/> set to be lower than the transfer torque of the second Sema圧means Step transmission.

前記トルクヒューズ機構は前記無段変速機の出力軸と前後輪に動力が配分される分岐部との間に配設されている
ことを特徴とする請求項１記載の車両の無段変速装置。 2. The continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1, wherein the torque fuse mechanism is disposed between an output shaft of the continuously variable transmission and a branch portion where power is distributed to the front and rear wheels.

前記トルクヒューズ機構は前輪に動力を伝達する動力経路に介装されているフロントトルクヒューズ機構である
ことを特徴とする請求項１記載の車両の無段変速装置。 2. The continuously variable transmission for a vehicle according to claim 1, wherein the torque fuse mechanism is a front torque fuse mechanism interposed in a power path for transmitting power to the front wheels.

後輪に動力を伝達する動力経路に第２摩擦クラッチが介装され、
前記制御手段は、該第２摩擦クラッチの伝達トルクが、前記第１摩擦クラッチの伝達トルクと同一となるように油圧制御する
ことを特徴とする請求項３記載の車両の無段変速装置。 A second friction clutch is interposed in the power path for transmitting power to the rear wheels;
4. The continuously variable transmission for a vehicle according to claim 3 , wherein the control means hydraulically controls the transmission torque of the second friction clutch to be the same as the transmission torque of the first friction clutch.